FR 3155890 A1 20250530 FR 2312963 A 20231123 POMPE À CHALEUR A PISTONS MECANO-LIQUIDES À ACTIONNEMENT LENT La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent (1) comprend un cylindre à liquide borgne (8) dans lequel translate un piston hydraulique à double effet (10) qui est solidaire d’une tige de liaison (11) reliée à des moyens d’actionnement de tige de liaison (144), ledit piston (10) formant avec ledit cylindre (8) un volume variable hydraulique de compresseur (12) qui communique avec un réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) dans lequel sont logés des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur (16) pour former un compresseur (3), et un volume variable hydraulique de détendeur (134) qui communique avec un réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) dans lequel sont logés des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) pour former un détendeur (4). Figure pour l’abrégé : Fig. 6 pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent La présente invention est relative à une pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent, qui est réversible, et dont le but principal est de climatiser et de chauffer des bâtiments d’habitation, tertiaires, ou industriels. Dans le cadre de la transition écologique, les pompes à chaleur occupent une place stratégique car elles peuvent chauffer les bâtiments à moindre coût énergétique en prélevant de la chaleur renouvelable dans l’environnement. Le chauffage des bâtiments absorbe à lui seul plus de vingt pourcent de l’énergie primaire mondiale, et c’est pourquoi le marché des pompes à chaleur à basse température, les plus efficaces, est destiné à progresser fortement dans les années à venir, mais aussi celui des pompes à chaleur à haute température, mieux adaptées à la rénovation des bâtiments anciens qui restent majoritaires. Le réchauffement climatique mondial allant en s’aggravant et les modes de vie évoluant, la climatisation des bâtiments consomme d’ores et déjà plus de dix pourcent de l’électricité produite dans le monde. Cette part est destinée à croitre significativement tant en proportion qu’en volume, au point que le rendement des pompes à chaleur réversibles représente un enjeu énergétique et économique majeur. Le principe des pompes à chaleur actuellement utilisées dans le monde repose principalement sur le changement d’état, de vapeur à liquide ou inversement, d’un fluide frigorigène dont la pression de vapeur saturante est adaptée à la plage de température de chauffage ou de réfrigération visée, et aux pressions que peuvent supporter les installations. Les cycles frigorifiques à changement d’état, ou de phase, présentent l’avantage d’une grande densité de puissance calorifique ou frigorifique car ils exploitent la chaleur latente d’évaporation ou de condensation d’un fluide frigorigène en modulant la pression et la température dudit fluide pour qu’il s’évapore ou qu’il se condense au moment opportun. En l’état actuel de l’art et de la technique et tenant compte des contraintes économiques, technologiques, physiques, et de réalisation des pompes à chaleur, les cycles frigorifiques à changement d’état restent de loin les plus performants. Toutefois, tous les cycles frigorifiques ne recourent pas au changement d’état d’un fluide frigorifique spécialement formulé. Par exemple le cycle de Brayton-Joule, aussi appelé cycle de Bell-Coleman, repose sur la compression et la détente isentropique d’un gaz sans changement d’état, avec, après ladite compression, cession de chaleur par ledit gaz à un environnement plus froid à pression constante et avec, après ladite détente, prélèvement de chaleur par ledit gaz à une enceinte à refroidir, également à pression constante. Cependant, l’efficacité pratique du cycle de Bell-Coleman reste faible, avec en pratique, un coefficient de performance à peine supérieur à un et même souvent inférieur à un, contrairement aux pompes à chaleur à changement d’état et fluide frigorigène, dont le coefficient de performance peut culminer à quatre, voire cinq pour un, ce qui signifie que pour une unité d’énergie investie, on récupère jusqu’à quatre à cinq unités d’énergie sous forme calorifique ou frigorifique. Du fait de sa faible efficacité énergétique pratique, le cycle de Bell-Coleman, n’est principalement utilisé que lorsque de l’air comprimé est naturellement disponible, ce qui peut être le cas dans les avions, et à bord de certains trains. Contrairement aux pompes à chaleur à cycle de Bell-Coleman, du fait de leur rendement élevé, les pompes à chaleur à fluide frigorigène et changement d’état sont largement utilisées pour chauffer ou climatiser les bâtiments. Et pourtant, le rendement des pompes à chaleur à fluide frigorigène reste très en deçà du rendement idéal de Carnot qui, en prenant les écarts de température usuellement retenus pour effectuer les mesures, donnerait un coefficient de performance supérieur à vingt tandis que les meilleures pompes à chaleur actuellement commercialisées délivrent un coefficient de performance de cinq. Mais le rendement idéal de Carnot n’est qu’un indicateur du rendement maximal théoriquement accessible car il ne prend pas en compte les écarts de température nécessaires pour que s’opèrent les échanges de chaleur, ni les contraintes mécaniques et pratiques de réalisation des pompes à chaleur. A l’évidence, il y aurait un avantage important, du fait de la raréfaction de l’énergie et des enjeux climatiques et écologiques liés à ladite énergie, à maximiser le coefficient d’efficacité des pompes à chaleur utilisées pour produire du chauffage, de la climatisation voire de la réfrigération, au plus proche possible du rendement idéal de Carnot. Sous réserve de disposer d’une machine de compression et de détente à haute efficacité énergétique, il serait effectivement possible de s’approcher du rendement du cycle idéal de Carnot en recourant à un fluide restant intégralement à l’état gazeux, c’est à dire sans changement d’état. Pour tenir cet objectif, le compresseur de ladite machine doit comprimer un gaz en deux étapes successives. La première étape consiste en une compression adiabatique qui s’opère jusqu’à ce que la température dudit gaz soit suffisamment haute pour que ce dernier puisse céder de la chaleur par exemple à un circuit de chauffage de bâtiments, tandis que la seconde étape est une compression isotherme durant laquelle la température atteinte par ledit gaz en fin de compression adiabatique est conservée durant le reste de la compression dudit gaz, en cédant au fur et à mesure audit circuit de chauffage la chaleur produite par ladite compression isotherme et ceci, jusqu’au refoulement dudit gaz hors dudit compresseur. Ensuite, le détendeur de ladite machine doit détendre le gaz qui a été préalablement comprimé selon le processus inverse à celui qui vient d’être décrit, également en deux étapes successives. La première étape consiste en une détente adiabatique qui se produit jusqu’à ce que la température dudit gaz soit suffisamment basse pour que ce dernier puisse prélever de la chaleur par exemple dans l’environnement extérieur audit bâtiment, tandis que la seconde étape est une détente isotherme durant laquelle la température atteinte par ledit gaz en fin de détente adiabatique est conservée durant le reste de la détente dudit gaz, en prélevant au fur et à mesure dans ledit environnement la chaleur nécessaire au maintien de ladite température pendant le reste de ladite détente isotherme et ceci, jusqu’au refoulement dudit gaz hors dudit détendeur. L’un des avantages d’une telle pompe à chaleur est de ne plus recourir à des fluides frigorigènes polluants, toxiques ou combustibles, qui pour certains détruisent la couche d’ozone ou produisent un puissant effet de serre. Ne plus dépendre des fluides frigorigènes revêt une importance d’autant plus grande que la règlementation Européenne mais aussi celle de nombreux pays prévoit d’interdire dès l’an deux-mille trente les fluides frigorigènes dont le pouvoir de réchauffement climatique est supérieur ou égal à cent-cinquante fois celui du dioxyde de carbone. Ces dispositions réglementaires vont réduire le nombre de fluides frigorigènes utilisables dans les pompes à chaleur conventionnelles, et vont significativement impacter la technologie desdites pompes, voire augmenter le prix de revient desdites pompes. Le substitut le plus probable aux fluides frigorigènes actuellement utilisés dans les pompes à chaleur conventionnelles est le dioxyde de carbone, qui est un gaz non-polluant dont le pouvoir de réchauffement global spécifique est faible, mais qui a pour principal inconvénient des pressions opérationnelles élevées de plus de cent atmosphères, ce qui rend l’étanchéité et la sécurité des installations plus difficiles à garantir. Les autres fluides envisagés sont le propane, qui reste un gaz inflammable, ou l’ammoniac, qui est corrosif et toxique. On comprend donc tout l’intérêt de reproduire aussi fidèlement que possible le cycle idéal de pompe à chaleur de Sadi Carnot, en réalisant un compresseur et un détendeur volumétriques quasi-isothermes qui utilisent un fluide qui reste à l’état gazeux durant l’entièreté dudit cycle. Cette voie n’est possible qu’en imposant au gaz une température de consigne stable durant sa compression ou sa détente isotherme, ce qui peut être réalisé avec un média qui stocke de la chaleur directement dans une chambre de compression ou de détente, ledit média étant associé à des moyens qui exportent ladite chaleur lors de la phase de compression, ou qui importent ladite chaleur en phase de détente. Plusieurs concepts reposent sur des compresseurs ou détendeurs monophasiques, proches de l’isotherme, intégrant des moyens de stockage et d’import ou d’export de chaleur. C’est le cas par exemple de la machine quasi isotherme que décrit le brevet GB2534244, ladite machine comprenant un piston qui est orienté vers le bas et qui présente une structure d’absorption et de restitution de chaleur, ledit piston comprimant un gaz dans un volume variable dans le bas duquel réside un volume de fluide constant. Selon l’invention du brevet GB2534244, ledit piston comprime ou détend ledit gaz tout en forçant ce dernier à se refroidir ou à se réchauffer au contact de la structure d’absorption et de restitution de chaleur, ladite structure pouvant être constituée de feuilles de métal qui, quand elles sont hors du liquide échangent de la chaleur avec le gaz, cependant que quand elles plongent dans ledit liquide, elles échangent de la chaleur avec ce dernier. Selon l’invention du brevet GB2534244, le liquide reste approximativement immobile contrairement aux compresseurs à piston liquide selon lesquels le liquide est au contraire mobile, ce qui implique que ledit liquide ne soit pas soumis à des décélérations trop supérieures à celle de la gravité terrestre sous peine de provoquer de la cavitation et de l’affolement dudit liquide. A contrario, l’invention du brevet GB2534244 permet ainsi de fabriquer un compresseur ou un détendeur à rotation rapide sans entraîner le liquide en mouvement, ce qui présente l’avantage de conférer audit compresseur ou audit détendeur une densité de puissance volumique élevée. On note que la configuration particulière du brevet GB2534244 propose un système à bielle et manivelle relativement classique pour actionner le piston porteur de la structure d’absorption et de restitution de chaleur. Une autre approche consiste en déplacer un liquide par l’intermédiaire d’un piston qui translate dans un cylindre comme le prévoit le brevet CN111734604, ledit liquide, contrairement au brevet GB2534244, submergeant un dissipateur thermique statique. A l’instar du brevet CN111734604, de nombreuses publications font également état de pistons liquides qui forcent alternativement un gaz et un liquide à traverser un média poreux ou un système d’accumulation et de restitution de chaleur. Cette approche technique est notamment retenue par divers programmes de recherche dédiés à des systèmes de stockage d’énergie sous la forme d’air comprimé, par exemple destinés à accumuler de l’énergie renouvelable produite par des éoliennes en mer. Il ressort de la plupart de ces dispositifs que le rendement de compression ou de détente dépend fortement de la surface totale d’échange thermique entre le gaz, le liquide et les structures d’absorption et de restitution de chaleur quelle qu’en soit la nature, mais aussi, du temps laissé auxdits échanges pour s’opérer. Pour favoriser lesdits échanges, il est donc préférable de réaliser des compresseurs ou détendeurs à rotation lente, ceci en contrepartie d’une puissance volumique moindre. Outre le temps laissé aux échanges thermiques de se produire, l’avantage de compresseurs ou détendeurs à rotation lente est qu’ils laissent du temps au transvasement des gaz de s’opérer, de sorte à limiter les pertes de pression aux ports d’entrée et de sortie desdits compresseurs et détendeurs. En effet, si ces derniers tournent lentement, leur diagramme pression-volume thermodynamique effectif sera proche du diagramme théorique idéal car moins déformé par le transvasement des gaz, et le rendement pratique d’une pompe à chaleur intégrant lesdits compresseurs et détendeurs sera plus proche du rendement théorique maximal accessible selon le cycle idéal de Carnot. Car en effet, les efforts d’inertie qui réduisent la performance des clapets et soupapes pilotées chargés de transvaser les gaz dans ou hors d’un compresseur ou d’un détendeur évoluent peu ou prou avec le carré de la vitesse de rotation dudit compresseur ou dudit détendeur. Il en résulte un retard à l’ouverture et/ou à la fermeture desdits clapets et soupapes qui nuit à l’efficacité du cycle thermodynamique. En conséquence de ce qui précède, une pompe à chaleur monophasique à rotation lente qui comprime et détend un gaz suivant le cycle de Carnot occupera à priori plus de volume que son équivalent conventionnel dont le fluide frigorigène passe successivement de l’état gazeux à l’état liquide et inversement, et dont le compresseur opère à vitesse élevée. Le problème des compresseurs et détendeurs à rotation lente est qu’à même puissance, les pièces mécaniques qui les constituent sont soumises à des efforts plus élevés que celles qui constituent leur équivalent plus rapide, et que les fortes dimensions desdites pièces qui découlent desdits efforts génèrent des pertes énergétiques par frottement élevées. Outre la grande dimension desdites pièces, l’inconvénient de la rotation lente desdits compresseurs ou détendeurs est qu’elle est défavorable à l’établissement d’un régime de lubrification hydrodynamique entre lesdites pièces, que ce soit par exemple à l’interface de frottement d’un piston dans un cylindre, ou au niveau des liaisons pivot entre ledit piston et une bielle, entre ladite bielle et la manivelle d’un vilebrequin, et entre ce dernier et un carter. Il serait donc très avantageux de mettre en œuvre des pistons liquides couplés avec des moyens d’échange, de stockage, de restitution, d’import et d’export de chaleur, au moyen de machines lentes à très haut rendement mécanique qui laissent un temps suffisamment long d’une part, aux échanges thermiques pour en maximiser l’efficacité, et d’autre part, au transvasement des gaz pour en minimiser les pertes énergétiques. Une telle configuration permettrait de produire des pompes à chaleur à haute performance énergétique, délivrant un rendement plus proche de celui du cycle idéal de Carnot que leurs homologues conventionnelles qui opèrent un fluide frigorigène à changement d’état, et ne nécessitant par exemple que de l’air atmosphérique et de l’eau pour fonctionner. Il serait par exemple possible d’obtenir de ladite configuration un coefficient de performance de l’ordre de sept, là où dans les mêmes conditions de mesure et dans le même environnement le coefficient de performance de la meilleure pompe à chaleur à fluide frigorigène du marché serait de l’ordre de cinq. Mais, comme cela a été précédemment décrit, pour obtenir un tel écart de rendement, il faut réaliser une compression et une détente quasi isothermes en favorisant au maximum les échanges thermiques durant ladite compression et ladite détente, limiter au maximum les pertes par transvasement, les pertes par fuites de gaz internes ou externes, et limiter au maximum les pertes par frottement. Par exemple, le coefficient de performance d’une pompe à chaleur monophasique à cycle de Carnot, vu sa nécessité de comprimer une plus grande quantité de gaz que son homologue à fluide frigorigène à changement d’état, est forcément très sensible au rendement énergétique de son dispositif de transmission mécanique, ledit rendement, s’il est insuffisant, ayant pour conséquence de conférer à ladite pompe à chaleur monophasique à cycle de Carnot un rendement moins élevé que celui de sa dite homologue. En effet, comme une pompe à chaleur monophasique à cycle de Carnot doit comprimer une plus grande quantité de gaz que son homologue à fluide frigorigène à changement d’état, le coefficient de performance de ladite pompe à chaleur monophasique est très dépendant du rendement énergétique de son dispositif de transmission mécanique de compression et de détente du gaz. Si ledit rendement est insuffisant, ladite pompe à chaleur monophasique aura un coefficient de performance moins élevé que celui de son homologue à fluide frigorigène. Cette sensibilité au rendement mécanique de compression et de détente d’une pompe à chaleur monophasique à cycle de Carnot est d’autant plus grande quand on vise par exemple un coefficient de performance supérieur à cinq. Par exemple, une pompe à chaleur monophasique à cycle de Carnot qui délivre dix kilowatts de puissance thermique avec un coefficient de performance de cinq, nécessite un apport d’énergie externe d’une puissance de deux kilowatts sous la forme de travail mécanique. Si le rendement mécanique de ladite pompe à chaleur monophasique est médiocre et forme une perte mécanique de un kilowatt, le coefficient de performance de ladite pompe chute de cinq à trois virgule trois, et la facture énergétique du possesseur de ladite pompe augmente de cinquante pourcent. En ce cas, ladite pompe à chaleur monophasique perd tout son intérêt ou presque par rapport à son équivalent conventionnel à fluide frigorigène à changement d’état. C’est pourquoi la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention prévoit une configuration innovante à très haut rendement mécanique et volumétrique, couplée à des échanges et flux thermiques efficaces, de sorte à conférer, notamment aux pompes à chaleur monophasiques à cycle de Carnot qui en résultent, un coefficient de performance significativement plus élevé que celui de leur équivalent conventionnel à fluide frigorigène à changement d’état. Ainsi, la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention est principalement prévue pour réaliser des pompes à chaleur à haut coefficient de performance. Il résulte notamment de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention une pompe à chaleur : Qui délivre un coefficient de performance plus élevé que celui des pompes à chaleur conventionnelles à fluide frigorigène à changement d’état, ladite pompe selon l’invention réduisant donc, toutes choses égales par ailleurs, l’énergie nécessaire à la production de chaleur ou de froid ; Dont le rendement thermodynamique est proche de celui du cycle idéal de Carnot qui est par définition insurpassable, au point que selon toute vraisemblance, le remplacement de ladite pompe à chaleur par un autre concept ne pourra guère être motivé par une amélioration supplémentaire du rendement ; Qui ne recourt à aucun fluide frigorigène inflammable, corrosif, ou nuisible à la santé ou à l’environnement, ladite pompe pouvant fonctionner par exemple avec de l’air atmosphérique ou de l’azote et échapper à toute contrainte règlementaire ou de sécurité relative à la manipulation, au stockage ou au recyclage de fluides frigorigènes ; Dont la plage de température de fonctionnement est très étendue du fait de la non-dépendance de ladite pompe à quelque fluide frigorigène que ce soit, ladite pompe pouvant fonctionner en mode chauffage ou climatisation dans n’importe quelle région du monde sans préjudice pour son rendement ; De conception simple, au point que ladite pompe peut être produite dans pratiquement tous les pays du monde dans des ateliers au niveau technique modeste, notamment en assemblant des composants à faible prix de revient, facilement réalisables, ou largement disponibles sur le marché ; Dont la configuration mécanique simple permet d’en assurer la maintenance sans grande compétence technique, et à moindre coût ; Qui permet à n’importe quel plombier-chauffagiste qualifié de réaliser de façon simple et accessible un réseau de chauffage et de climatisation qui s’intègre facilement aux bâtiments et à l’environnement desdits bâtiments, ceci sans nécessiter d’agrément ou de certification lié à la manipulation de gaz dangereux pour la santé et l’environnement ; Dont le mécanisme robuste, lui confère une durée de vie qui peut atteindre, sous réserve du remplacement de pièces mineures, plusieurs décennies sans détérioration ni du fonctionnement ni du rendement de ladite pompe, une telle durée de vie constituant un avantage supplémentaire de ladite pompe pour l’environnement en comparaison avec les pompes à chaleur conventionnelles à fluide frigorigène quand on analyse l’entièreté du cycle de vie desdites pompes, incluant la fabrication et le recyclage ; Qui est silencieuse et qui peut s’intégrer dans les bâtiments en produisant des nuisances sonores minimales ; Dont l’agencement permet d’exposer à moindre coût de larges surfaces d’échange de chaleur avec l’environnement, en recourant à des moto ventilateurs à faible régime de rotation, à basse consommation énergétique, et à faibles émissions acoustiques ; Dont la fabrication ne requiert ni matériau rare ou stratégique, ni savoir-faire et connaissances de haute technologie ; Il est entendu que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention s’adresse, outre aux pompes à chaleur, à toute autre application voisine dans son concept et dans son principe qui pourrait avantageusement tirer parti des caractéristiques et fonctionnalités particulières de ladite pompe à chaleur à pistons mécano-liquides selon l’invention. Les autres caractéristiques de la présente invention ont été décrites dans la description et dans les revendications secondaires dépendantes directement ou indirectement de la revendication principale. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent qui comprend un compresseur dans lequel est formé un volume variable pneumatique de compresseur, et un détendeur dans lequel est formé un volume variable pneumatique de détendeur, chaque dit volume, comportant d’une part, un port d’entrée par lequel peut pénétrer un gaz de travail et d’autre part, un port de sortie par lequel peut sortir ledit gaz, comprend : Au moins un cylindre à liquide borgne qui est formé d’une ou plusieurs sections cylindriques coaxiales, qui est directement ou indirectement solidaire d’un bâti statique, dont au moins deux extrémités sont chacune obturée par une terminaison étanche de cylindre, et dans lequel peut translater de façon étanche au moins un piston hydraulique à double effet comprenant un ou plusieurs disques étanches coaxiaux, ledit piston présentant, d’une part, au moins une face axiale de piston côté compresseur qui forme avec ledit cylindre et une terminaison étanche de cylindre un volume variable hydraulique de compresseur, et d’autre part, au moins une face axiale de piston côté détendeur qui forme avec ledit cylindre et une autre terminaison étanche de cylindre un volume variable hydraulique de détendeur, les deux dits volumes variables hydrauliques, étant en tout ou partie remplis d’un liquide de travail ; Un réservoir à gaz et liquide de compresseur qui est relié au volume variable hydraulique de compresseur par un conduit de communication, de sorte que ledit réservoir se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail lorsque le volume variable hydraulique de compresseur est minimal, ledit réservoir se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail lorsque le volume variable hydraulique de compresseur est maximal, la variation du volume du gaz de travail contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur définissant, d’une part, le volume variable pneumatique de compresseur et étant, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail contenu dans le volume variable hydraulique de compresseur ; Un réservoir à gaz et liquide de détendeur qui est relié au volume variable hydraulique de détendeur par un conduit de communication, de sorte que ledit réservoir se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail lorsque le volume variable hydraulique de détendeur est minimal, ledit réservoir se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail lorsque le volume variable hydraulique de détendeur est maximal, la variation du volume du gaz de travail contenu dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur définissant, d’une part, le volume variable pneumatique de détendeur et étant, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail contenu dans le volume variable hydraulique de détendeur ; Des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur, lesdits moyens pouvant principalement prendre de la chaleur au gaz de travail que contient ledit réservoir et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au liquide de travail que contient également ledit réservoir ; Des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur, lesdits moyens pouvant principalement prendre de la chaleur au liquide de travail que contient ledit réservoir et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au gaz de travail que contient également ledit réservoir ; Des moyens d’export de chaleur logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de compresseur, lesdits moyens prenant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur d’une part, et/ou au liquide de travail et/ou au gaz de travail que contient en tout ou partie ledit réservoir d’autre part, ladite chaleur étant ensuite cédée à des moyens de chauffage externes au réservoir à gaz et liquide de compresseur ; Des moyens d’import de chaleur logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de détendeur, lesdits moyens apportant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur d’une part, et/ou au liquide de travail et/ou au gaz de travail que contient en tout ou partie ledit réservoir d’autre part, ladite chaleur ayant été préalablement prise à des moyens de refroidissement externes au réservoir à gaz et liquide de détendeur ; Des moyens de remplissage de compresseur qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail depuis un plenum d’admission de compresseur vers le réservoir à gaz et liquide de compresseur via le port d’entrée du compresseur ; Des moyens de vidange de compresseur qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail depuis le réservoir à gaz et liquide de compresseur vers un plenum de refoulement de compresseur via le port de sortie du compresseur ; Des moyens de remplissage de détendeur qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail depuis un plenum d’admission de détendeur vers le réservoir à gaz et liquide de détendeur via le port d’entrée du détendeur ; Des moyens de vidange de détendeur qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail depuis le réservoir à gaz et liquide de détendeur vers un plenum de refoulement de détendeur via le port de sortie du détendeur ; Une tige de liaison qui est solidaire du piston hydraulique à double effet, qui traverse de façon étanche l’une au moins des extrémités du cylindre à liquide borgne, et qui est approximativement parallèle à l’axe longitudinal dudit piston et du cylindre à liquide borgne ; Des moyens de guidage de piston qui maintiennent le piston hydraulique et la tige de liaison parallèles au cylindre à liquide borgne, quelle que soit la position dudit piston dans ledit cylindre ; Des moyens d’actionnement de tige de liaison par l’intermédiaire desquels un moteur d’entrainement imprime à la tige de liaison un mouvement alternatif de translation longitudinale parallèle à l’axe du cylindre à liquide borgne ; Des moyens de stockage d’énergie mécanique qui sont directement ou indirectement reliés aux moyens d’actionnement de tige de liaison et/ou à la tige de liaison elle-même, lesdits moyens de stockage pouvant alternativement prendre et céder de l’énergie mécanique auxdits moyens d’actionnement et/ou à ladite la tige. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’actionnement de tige de liaison qui sont constitués d’un arbre à manivelle qui est orienté perpendiculairement au cylindre à liquide borgne, et qui peut tourner dans au moins un palier d’arbre qui est directement ou indirectement solidaire du bâti statique, ledit arbre à manivelle présentant au moins une manivelle autour de laquelle s’articule une tête de bielle d’une bielle d’actionnement, cette dernière comportant également un pied de bielle qui s’articule avec la tige de liaison, cette dernière traversant de façon étanche l’une au moins des terminaisons étanches de cylindre. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un pied de bielle qui s’articule avec la tige de liaison par l’intermédiaire d’une crosse de liaison qui est solidaire de ladite tige. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une crosse de liaison qui comprend une chape de crosse qui est traversée d’un axe de crosse qui est perpendiculaire à la tige de liaison et autour duquel s’articulent d’une part, un palier de pied de bielle que comprend le pied de bielle, et au moins un galet de crosse qui roule sur au moins une piste de roulement de crosse qui est parallèle au cylindre à liquide borgne, et qui est directement ou indirectement solidaire dudit cylindre. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un piston hydraulique à double effet qui est constitué de deux disques étanches coaxiaux qui sont axialement suffisamment distants l’un de l’autre pour laisser une portion du cylindre à liquide borgne non balayée par ledit piston. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur et/ou les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur qui sont constitués d’un média poreux qui présente des porosités dans lesquelles entrent et desquelles sortent alternativement du liquide de travail et du gaz de travail. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’export de chaleur qui sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail qui sort du volume variable hydraulique de compresseur et/ou du réservoir à gaz et liquide de compresseur via un conduit de sortie de liquide pour ensuite revenir dans ledit volume et/ou dans ledit réservoir via un conduit d'entrée de liquide, ceci après avoir directement ou indirectement cédé de la chaleur aux moyens de chauffage. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une partie circulante du liquide de travail qui cède de la chaleur aux moyens de chauffage par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de chauffage. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’import de chaleur qui sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail qui sort du volume variable hydraulique de détendeur et/ou du réservoir à gaz et liquide de détendeur via un conduit de sortie de liquide pour revenir dans ledit volume et/ou dans ledit réservoir via un conduit d'entrée de liquide, ceci après avoir directement ou indirectement pris de la chaleur aux moyens de refroidissement. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une partie circulante du liquide de travail qui prend de la chaleur aux moyens de refroidissement par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de refroidissement. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’export de chaleur qui sont constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur logé dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur et dans lequel circule un fluide caloporteur qui exporte de la chaleur prise aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur d’une part, et/ou au liquide de travail et/ou au gaz de travail contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur d’autre part, vers les moyens de chauffage, via des conduits de transport de chaleur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’import de chaleur qui sont constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur logé dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur et dans lequel circule un fluide caloporteur qui importe de la chaleur en provenance des moyens de refroidissement vers les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur d’une part, et/ou le liquide de travail et/ou le gaz de travail contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur d’autre part, via des conduits de transport de chaleur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur qui sont constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide, ladite buse pouvant atomiser du liquide de travail en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur qui sont constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide, ladite buse pouvant atomiser du liquide de travail en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur qui sont constitués d’un atomiseur rotatif de liquide qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation percé d’orifices radiaux d’atomisation, un moteur d’atomiseur entrainant ledit cylindre en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage, et rejette radialement ledit liquide sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur, via les orifices radiaux d’atomisation. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur qui sont constitués d’un atomiseur rotatif de liquide qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation percé d’orifices radiaux d’atomisation, un moteur d’atomiseur entrainant ledit cylindre en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage, et rejette radialement ledit liquide sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur, via les orifices radiaux d’atomisation. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens de guidage de piston qui sont constitués d’une liaison pivot glissant formée entre une surface cylindrique externe que présente la tige de liaison et un orifice de guidage qui est solidairement reliée au cylindre à liquide borgne. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens de guidage de piston qui sont constitués d’une jupe de guidage aménagée en périphérie du piston hydraulique à double effet, ladite jupe pouvant translater à faible jeu dans le cylindre à liquide borgne. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens de remplissage de compresseur et/ou des moyens de vidange de compresseur qui sont constitués d’au moins un clapet de compresseur et/ou d’au moins une soupape pilotée de compresseur, cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail est expulsé du réservoir à gaz et liquide de compresseur via le plenum de refoulement de compresseur sous une pression supérieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir via le plenum d’admission de compresseur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens de remplissage de détendeur et/ou des moyens de vidange de détendeur qui sont constitués d’au moins une soupape pilotée de détendeur cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail est expulsé du réservoir à gaz et liquide de détendeur via le plenum de refoulement de détendeur sous une pression inférieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir via le plenum d’admission de détendeur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un plenum de refoulement de compresseur qui est relié au plenum d’admission de détendeur par un conduit de gaz à haute pression de sorte que le gaz de travail sortant du volume variable pneumatique de compresseur via ledit plenum de refoulement de compresseur est introduit dans le volume variable pneumatique de détendeur via ledit plenum d’admission de détendeur, tandis que le plenum de refoulement de détendeur est relié au plenum d’admission de compresseur par un conduit de gaz à basse pression de sorte que le gaz de travail sortant du volume variable pneumatique de détendeur via ledit plenum de refoulement de détendeur est introduit dans le volume variable pneumatique de compresseur via ledit plenum d’admission de compresseur. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un conduit de gaz à haute pression qui communique avec au moins un réservoir de gaz à haute pression. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un conduit de gaz à basse pression qui communique avec au moins un réservoir de gaz à basse pression. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un gaz de travail qui circule dans le conduit de gaz à haute pression qui cède sa chaleur au gaz de travail qui circule dans le conduit de gaz à basse pression par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur de régénération. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un plenum d’admission de compresseur et un plenum de refoulement de compresseur qui sont situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de compresseur ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne, de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail sorte toujours prioritairement dudit réservoir via ledit plenum de refoulement, et que le liquide de travail entre toujours prioritairement dans ledit réservoir via ledit plenum d’admission. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un plenum d’admission de détendeur et un plenum de refoulement de détendeur qui sont situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de détendeur ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne, de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail sorte toujours prioritairement dudit réservoir via ledit plenum de refoulement, et que le liquide de travail entre toujours prioritairement dans ledit réservoir via ledit plenum d’admission. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend des moyens de stockage d’énergie mécanique qui sont constitués d’un volant d’inertie rendu solidaire en rotation de l’arbre à manivelle par un multiplicateur de transmission. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un arbre à manivelle qui comprend une couronne dentée que le moteur d’entrainement entraîne en rotation par l’intermédiaire d’au moins un pignon d’entraînement de couronne dont le diamètre primitif est plus petit que celui de ladite couronne, cette dernière et ledit pignon formant un système d’engrenage à multiplication. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une pompe de débordement qui peut transférer du liquide de travail depuis un réservoir de débordement vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de compresseur et/ou le volume variable hydraulique de compresseur et/ou le conduit de communication qui relie ledit réservoir audit volume variable, ledit réservoir de débordement communiquant avec le plenum de refoulement de compresseur de sorte que la pression de gaz de travail qui règne dans ledit réservoir est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une pompe de débordement qui peut transférer du liquide de travail depuis un réservoir de débordement vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de détendeur et/ou le volume variable hydraulique de détendeur et/ou le conduit de communication qui relie ledit réservoir audit volume variable, ledit réservoir de débordement communiquant avec le plenum de refoulement de détendeur de sorte que la pression de gaz de travail qui règne dans ledit réservoir est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une pompe de débordement qui comprend un cylindre borgne de pompe dans lequel peut translater de façon étanche un piston de pompe de débordement, ce dernier et ledit cylindre formant un volume variable de pompe de débordement qui, lorsqu’il augmente, se remplit de liquide de travail en provenance du réservoir de débordement via au moins un clapet d’admission de pompe de débordement et qui, lorsqu’il diminue, refoule ledit liquide successivement via une vanne de refoulement et un conduit de refoulement. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un piston de pompe de débordement qui est un piston étagé bicorps qui comprend un corps de grand diamètre qui présente une face de grande section qui forme l’une des parois du volume variable de pompe de débordement, ledit piston étagé comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section, un corps de petit diamètre qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement, ledit corps de petit diamètre présentant une face de petite section sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement, ledit piston étagé offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre et le corps de petit diamètre, une face de moyenne section de laquelle émerge le corps de petit diamètre, qui est reliée au réservoir de débordement, et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir, tandis qu’une butée de piston étagé fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement et qu’un ressort de rappel de piston bicorps tend à repousser le piston étagé bicorps en direction de sa face de grande section. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une vanne de refoulement qui comprend un piston actionneur de vanne qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne qui communique avec le réservoir de débordement et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir, ladite face pouvant soulever un clapet de débordement d’un siège de clapet de débordement lorsque le piston actionneur de vanne se déplace en direction de ladite face ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement avec le conduit de refoulement, et de deuxième part, une face axiale côté conduit de refoulement qui communique avec le conduit de refoulement, sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit, et qui peut entrer en contact avec une butée coté conduit de refoulement lorsque le piston actionneur de vanne se déplace en direction de ladite face axiale côté conduit de refoulement, cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement tend à repousser le piston actionneur de vanne en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne, et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement tend à ramener le clapet de débordement au contact du siège de clapet de débordement avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un piston de pompe de débordement qui est un piston étagé bicorps qui comprend un corps de grand diamètre qui présente une face de grande section qui est reliée au réservoir de débordement et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir, ledit piston étagé comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section, un corps de petit diamètre qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement, ledit corps de petit diamètre présentant une face de petite section sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement, ledit piston étagé offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre et le corps de petit diamètre, une face de moyenne section de laquelle émerge le corps de petit diamètre ladite face formant l’une des parois du volume variable de pompe de débordement, tandis qu’une butée de piston étagé fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement et qu’un ressort de rappel de piston bicorps tend à repousser le piston étagé bicorps en direction de sa face de petite section. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend une vanne de refoulement qui comprend un piston actionneur de vanne qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne qui communique avec le conduit de refoulement et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit, ladite face pouvant soulever un clapet de débordement d’un siège de clapet de débordement lorsque le piston actionneur de vanne se déplace en direction de ladite face ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement avec le conduit de refoulement, et de deuxième part, une face axiale côté réservoir qui communique avec le réservoir de débordement, sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir, et qui peut entrer en contact avec une butée coté réservoir de débordement lorsque le piston actionneur de vanne se déplace en direction de ladite face axiale côté réservoir, cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement tend à repousser le piston actionneur de vanne en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne, et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement tend à ramener le clapet de débordement au contact du siège de clapet de débordement avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention comprend un piston hydraulique à double effet qui comprend au moins deux disques étanches coaxiaux qui chacun présente une face axiale de piston côté basse pression qui communique avec le conduit de gaz à basse pression. La description qui va suivre en regard des dessins annexés et donnés à titre d’exemples non limitatifs permettra de mieux comprendre l’invention, les caractéristiques qu’elle présente, et les avantages qu’elle est susceptible de procurer : FIG. 1 est un diagramme pression-volume du cycle thermodynamique qu’exécute la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention lorsque ladite pompe n’est pas équipée d’un échangeur de chaleur de régénération. FIG. 2 est un diagramme pression-volume du cycle thermodynamique qu’exécute la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention lorsque ladite pompe est équipée d’un échangeur de chaleur de régénération. FIG. 3 est une vue en coupe schématique de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention, dont le cylindre à liquide borgne est formé de deux sections cylindriques coaxiales qui chacune héberge un disque étanche coaxial du piston hydraulique à double effet, et dont la tige de liaison est reliée aux moyens d’actionnement de tige de liaison par l’extrémité de ladite tige, cependant qu’une enceinte thermo-isolante cloisonnée sépare le compresseur, les moyens d’actionnement de tige de liaison, le moteur d’entrainement et les moyens de stockage d’énergie mécanique d’une part, du détendeur d’autre part, ladite enceinte séparant aussi thermiquement ladite pompe à chaleur de l’environnement extérieur. FIG. 4 est une vue en coupe schématique de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention dont le cylindre à liquide borgne est formé de deux sections cylindriques coaxiales qui chacune héberge un disque étanche coaxial du piston hydraulique à double effet et dont la tige de liaison s’articule avec les moyens d’actionnement de tige de liaison approximativement au milieu de sa longueur. FIG. 5 est une vue en coupe schématique de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention, dont le cylindre à liquide borgne est formé d’une seule section cylindrique qui héberge un piston hydraulique à double effet qui comprend un seul disque étanche coaxial, la tige de liaison étant reliée aux moyens d’actionnement de tige de liaison par son extrémité tandis que les moyens d’export de chaleur sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail qui sort du volume variable hydraulique de compresseur et que les moyens d’import de chaleur sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail qui sort du volume variable hydraulique de détendeur, les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur et les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur étant constitués d’un atomiseur rotatif de liquide. FIG. 6 est une vue en coupe schématique de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention et suivant la variante montrée en FIG. 5 , à ceci près que le cylindre à liquide borgne héberge un piston hydraulique à double effet qui comprend deux disques étanches coaxiaux qui chacun présente une face axiale de piston côté basse pression qui communique avec le conduit de gaz à basse pression, et qui comprend un échangeur de chaleur secondaire de chauffage et un échangeur de chaleur secondaire de refroidissement constitués d’un enroulement de tuyau de cuivre. FIG. 7 est une vue tridimensionnelle de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent selon l’invention et suivant la variante montrée en FIG. 6 , à cette différence notamment que les ports d’entrée et les ports de sortie sont inversés. FIG. 8 est une vue tridimensionnelle de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention et selon la variante montrée en FIG. 7 dont notamment le cylindre à liquide borgne, le réservoir à gaz et liquide de compresseur et le réservoir à gaz et liquide de détendeur sont coupés pour en montrer le contenu. FIG. 9 est une vue tridimensionnelle de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention et suivant la variante montrée en FIG. 7 , vue de l’autre côté, de sorte à rendre clairement visible la pompe de débordement du compresseur, et celle du détendeur. FIG. 10 est une vue tridimensionnelle de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention et suivant la variante montrée en FIG. 9 , montrée selon un autre angle de vue. FIG. 11 est une vue tridimensionnelle éclatée de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent selon l’invention et suivant la variante montrée en FIG. 7 . FIG. 12 est une vue en coupe tridimensionnelle d’une pompe de débordement telle qu’elle peut être prévue pour le compresseur de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention. FIG. 13 est une vue en coupe schématique de la pompe de débordement montrée en FIG. 12 de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention, la pression régnant dans le réservoir de débordement de ladite pompe étant supérieure à la pression régnant dans le conduit de refoulement de ladite pompe, ce qui a pour effet de remplir le volume variable de pompe de débordement de liquide de travail provenant dudit réservoir de débordement. FIG. 14 est une vue en coupe schématique qui montre ce qui survient après la FIG. 13 lorsque la pression régnant dans le réservoir de débordement de la pompe de débordement devient sensiblement égale à la pression régnant dans le conduit de refoulement de ladite pompe, ce qui permet au ressort de rappel de piston bicorps de déplacer le piston de pompe de débordement pour expulser le liquide de travail préalablement admis dans le volume variable de pompe de débordement vers ledit le conduit de refoulement. FIG. 15 est une vue en coupe schématique d’une pompe de débordement telle qu’elle peut être prévue pour le détendeur de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent suivant l’invention, la pression régnant dans le réservoir de débordement de ladite pompe étant inférieure à la pression régnant dans le conduit de refoulement de ladite pompe, ce qui a pour effet de remplir le volume variable de pompe de débordement de liquide de travail provenant dudit réservoir de débordement. FIG. 16 est une vue en coupe schématique qui montre ce qui survient après la FIG. 15 lorsque la pression régnant dans le réservoir de débordement de la pompe de débordement devient sensiblement égale à la pression régnant dans le conduit de refoulement de ladite pompe, ce qui permet au ressort de rappel de piston bicorps de déplacer le piston de pompe de débordement pour expulser le liquide de travail préalablement admis dans le volume variable de pompe de débordement vers ledit conduit de refoulement. DESCRIPTION DE L’INVENTION : On a montré en figures 1 à 16 la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, divers détails de ses composants, ses variantes, et ses accessoires. Comme on le voit en figures 3 à 11, la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend un compresseur 3 dans lequel est formé un volume variable pneumatique de compresseur 2, et un détendeur 4 dans lequel est formé un volume variable pneumatique de détendeur 136. Chaque dit volume 2, 136 comporte d’une part, un port d’entrée 6 par lequel peut pénétrer un gaz de travail 5 et d’autre part, un port de sortie 7 par lequel peut sortir ledit gaz 5. En outre, les figures 3 à 11 illustrent que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend aussi au moins un cylindre à liquide borgne 8 qui est formé d’une ou plusieurs sections cylindriques coaxiales 63. Le cylindre à liquide borgne 8 est directement ou indirectement solidaire d’un bâti statique 40 et comprend au moins deux extrémités qui sont chacune obturée par une terminaison étanche de cylindre 135. Un piston hydraulique à double effet 10 montré en figures 3 à 6 et en figures 8 et 11 peut translater de façon étanche dans le cylindre à liquide borgne 8, ledit piston 10 comprenant un ou plusieurs disques étanches coaxiaux 64 et présentant, d’une part, au moins une face axiale de piston côté compresseur 132 qui forme avec ledit cylindre 8 et une terminaison étanche de cylindre 135 un volume variable hydraulique de compresseur 12, et d’autre part, au moins une face axiale de piston côté détendeur 133 qui forme avec ledit cylindre 8 et une autre terminaison étanche de cylindre 135 un volume variable hydraulique de détendeur 134, les deux dits volumes variables hydrauliques 12, 133 étant en tout ou partie remplis d’un liquide de travail 13. On remarque en figures 3 à 6 et en figures 8 et 11 que le disque étanche coaxial 64, peut avantageusement comporter au moins un joint d’étanchéité 51 que ce dernier soit torique, à lèvre, composite, ou de tout type connu de l’homme de l’art, ledit joint 51 interdisant au liquide de travail 13 de fuir entre ledit piston 10 et le cylindre à liquide borgne 8. En alternative, audit joint d’étanchéité 51, au moins un segment à coupe ou continu peut former une étanchéité entre le piston hydraulique à double effet 10 et le cylindre à liquide borgne 8. Le piston hydraulique à double effet 10 peut aussi comporter une bague de guidage antifriction 76 faite de préférence d’un matériau résistant à l’abrasion tel que du polytétrafluoroéthylène chargé de particules antifriction telles que du graphite, ladite bague 76 guidant et centrant ledit piston 10 dans le cylindre à liquide borgne 8. A titre d’exemple, le liquide de travail 13 peut être constitué d’eau pure, ou d’eau additionnée de glycol pour abaisser la température de solidification de ladite eau. On notera que le bâti statique 40 peut être fixé ou posé sur le sol d’un bâtiment 121 résidentiel, commercial ou industriel, tandis que le gaz de travail 5 peut être de l’air atmosphérique et être constitué de n’importe quel élément ou molécule tel que l’azote pur, l’hélium, l’argon, ou le dioxyde de carbone, ledit élément ou molécule étant choisi en fonction de ses sa réactivité chimique, de ses performances thermodynamiques, et de sa faculté à favoriser les échanges thermiques notamment avec le liquide de travail 13 et avec les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 et les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139. Ceci permet également de prévenir la corrosion des composants internes de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, et le développement de micro-organismes. Comme on l’a montré en figures 3 à 11, la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend aussi un réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 qui est relié au volume variable hydraulique de compresseur 12 par un conduit de communication 15, de sorte que ledit réservoir 14 se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail 13 lorsque le volume variable hydraulique de compresseur 12 est minimal, ledit réservoir 14 se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail 5 lorsque le volume variable hydraulique de compresseur 12 est maximal. La variation du volume du gaz de travail 5 contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 définit, d’une part, le volume variable pneumatique de compresseur 2 et est, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail 13 contenu dans le volume variable hydraulique de compresseur 12 selon le principe des vases communicants. Sur les mêmes figures 3 à 11, on a également montré que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend aussi un réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 qui est relié au volume variable hydraulique de détendeur 134 par un conduit de communication 15, de sorte que ledit réservoir 137 se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail 13 lorsque le volume variable hydraulique de détendeur 134 est minimal, ledit réservoir 137 se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail 5 lorsque le volume variable hydraulique de détendeur 134 est maximal. La variation du volume du gaz de travail 5 contenu dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 définit, d’une part, le volume variable pneumatique de détendeur 136 et est, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail 13 contenu dans le volume variable hydraulique de détendeur 134. On note que l’accélération et la décélération maximale à laquelle est soumis le liquide de travail 13 contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 doivent préférentiellement rester inférieures à celle de la gravité terrestre, ceci afin que ledit liquide 13 ne soit soumis à aucun phénomène de cavitation ou de mélange excessif avec le gaz de travail 5 qui est également contenu dans lesdits réservoirs 14, 137. On remarque également qu’un passivateur prenant la forme d’une tôle ajourée ou pliée ou d’une structure solide perméable ou non peut être prévu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et/ou le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, ceci pour éviter les remous excessifs du liquide de travail 13 contenu dans lesdits réservoirs 14, 137. Comme on le voit en figures 3 à 6 et en figures 8 et 11, la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend en outre des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, lesdits moyens 16 pouvant principalement prendre de la chaleur au gaz de travail 5 que contient ledit réservoir 14 et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au liquide de travail 13 que contient également ledit réservoir 14. Sur les mêmes dites figures, on remarque que ladite la pompe à chaleur 1 comprend aussi des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, lesdits moyens 139 pouvant principalement prendre de la chaleur au liquide de travail 13 que contient ledit réservoir 137 et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au gaz de travail 5 que contient également ledit réservoir 137. Particulièrement en figures 3 à 6, on note que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend des moyens d’export de chaleur 17 logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, lesdits moyens 17 prenant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 d’une part, et/ou au liquide de travail 13 et/ou au gaz de travail 5 que contient en tout ou partie ledit réservoir 14 d’autre part, ladite chaleur étant ensuite cédée à des moyens de chauffage 18 externes au réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 qui peuvent prendre la forme d’un plancher chauffant-rafraîchissant 106 aménagé dans un bâtiment 121 commercial ou d’habitation, ou d’un ventilo-convecteur connu en soi, ou d’un échangeur air-eau 107 placé à l’extérieur 122 dudit bâtiment 121, et au travers duquel de l’air atmosphérique est forcé à passer par au moins un moto-ventilateur 108, sol-eau ou eau-eau aménagé en extérieur 122, selon les principes ordinairement retenus pour les pompes à chaleur aérothermiques ou géothermiques. De manière similaire, la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend des moyens d’import de chaleur 138 logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, lesdits moyens 138 apportant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 d’une part, et/ou au liquide de travail 13 et/ou au gaz de travail 5 que contient en tout ou partie ledit réservoir 137 d’autre part, ladite chaleur ayant été préalablement prise à des moyens de refroidissement 19 externes au réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 qui peuvent prendre la forme d’un plancher chauffant-rafraîchissant 106 aménagé dans un bâtiment 121 commercial ou d’habitation, ou d’un ventilo-convecteur connu en soi, ou d’un échangeur air-eau 107, sol-eau ou eau-eau aménagé en extérieur 122, selon les principes ordinairement retenus pour les pompes à chaleur aérothermiques ou géothermiques. On remarque en figures 3 à 6 et en FIG. 8 que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend des moyens de remplissage de compresseur 20 qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail 5 depuis un plenum d’admission de compresseur 21 vers le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 via le port d’entrée 6 du compresseur 3. Sur les mêmes dites figures, on remarque que ladite pompe à chaleur 1 comprend aussi des moyens de vidange de compresseur 22 qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail 5 depuis le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 vers un plenum de refoulement de compresseur 62 via le port de sortie 7 du compresseur 3. Toujours en figures 3 à 6 et en FIG. 8 , on note que des moyens de remplissage de détendeur 140 permettent ou interdisent le passage de gaz de travail 5 depuis un plenum d’admission de détendeur 142 vers le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 via le port d’entrée 6 du détendeur 4. Les mêmes dites figures montrent également que des moyens de vidange de détendeur 141 permettent ou interdisent le passage de gaz de travail 5 depuis le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 vers un plenum de refoulement de détendeur 143 via le port de sortie 7 du détendeur 4. En figures 3 à 6 et en figures 8 et 11, on a montré que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend une tige de liaison 11 qui est solidaire du piston hydraulique à double effet 10, qui traverse de façon étanche l’une au moins des extrémités du cylindre à liquide borgne 8, et qui est approximativement parallèle à l’axe longitudinal dudit piston 10 et du cylindre à liquide borgne 8. Les figures 3 à 6 et la FIG. 8 montrent que des moyens de guidage de piston 23 maintiennent le piston hydraulique 10 et la tige de liaison 11 parallèles au cylindre à liquide borgne 8, quelle que soit la position dudit piston 10 dans ledit cylindre 8. En figures 3 à 11, on a illustré que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprend aussi des moyens d’actionnement de tige de liaison 144 par l’intermédiaire desquels un moteur d’entrainement 27 imprime à la tige de liaison 11 un mouvement alternatif de translation longitudinale parallèle à l’axe du cylindre à liquide borgne 8, ledit moteur 27 pouvant être électrique, thermique à combustion interne ou externe, hydraulique, pneumatique, ou de tout type connu de l’homme de l’art. Les figures 3 à 11 montrent enfin que ladite la pompe à chaleur à pistons 1 suivant l’invention comprend également des moyens de stockage d’énergie mécanique 28 inertiels, pneumatiques, électriques, gravitationnels, ou de tout type connu ou à venir, qui sont directement ou indirectement reliés aux moyens d’actionnement de tige de liaison 144 et/ou à la tige de liaison 11 elle-même, lesdits moyens de stockage 28 pouvant alternativement prendre et céder de l’énergie mécanique auxdits moyens d’actionnement 144 et/ou à ladite la tige 11. En figures 3 à 11, on a montré que selon un variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, les moyens d’actionnement de tige de liaison 144 peuvent être constitués d’un arbre à manivelle 24 qui est orienté perpendiculairement au cylindre à liquide borgne 8, et qui peut tourner dans au moins un palier d’arbre 25 qui est directement ou indirectement solidaire du bâti statique 40. Selon ladite variante, l’arbre à manivelle 24 peut présenter au moins une manivelle 26 autour de laquelle s’articule une tête de bielle 145 d’une bielle d’actionnement 165, cette dernière comportant également un pied de bielle 146 qui s’articule avec la tige de liaison 11, cette dernière traversant de façon étanche l’une au moins des terminaisons étanches de cylindre 135. On note que le palier d’arbre 25, la tête de bielle 145, et le pied de bielle 146 peuvent recevoir un roulement à rouleaux 105, à billes ou à aiguilles connu en soi. Dans le cadre de la variante qui vient d’être décrite, on remarque en figures 3 à 11 que le pied de bielle 146 peut s’articuler avec la tige de liaison 11 par l’intermédiaire d’une crosse de liaison 147 à faible frottement, qui est solidaire de ladite tige 11. En ce cas, la crosse de liaison 147 peut comprendre une chape de crosse 148 qui est traversée d’un axe de crosse 155 qui est perpendiculaire à la tige de liaison 11 et autour duquel s’articulent d’une part, un palier de pied de bielle 149 que comprend le pied de bielle 146 et qui peut être avantageusement constitué d’un roulement à billes ou à rouleaux connu en soi, et au moins un galet de crosse 150 à billes ou à rouleaux connu en soi qui roule sur au moins une piste de roulement de crosse 41 qui est parallèle au cylindre à liquide borgne 8, et qui est directement ou indirectement solidaire dudit cylindre 8. A tire d’équivalent technologique, la chape peut être solidaire de la bielle d’actionnement 146 en lieu et place du pied de bielle 146, tandis que la tige de liaison 11 peut recevoir un palier ou un roulement. On remarque que les efforts radiaux auxquels est soumis le galet de crosse 150 valent une partie de l’effort axial que reçoit la bielle d’actionnement 165 lorsque cette dernière n’est pas parfaitement parallèle au cylindre à liquide borgne 8. Selon une autre variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, le piston hydraulique à double effet 10 peut être constitué de deux disques étanches coaxiaux 64 qui sont axialement suffisamment distants l’un de l’autre pour laisser une portion du cylindre à liquide borgne 8 non balayée par ledit piston 10 comme montré de façon claire en figures 6 et 8. On a montré en FIG. 3 que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 et/ou les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 peuvent être constitués d’un média poreux 32 qui présente des porosités 33 dans lesquelles entrent et desquelles sortent alternativement du liquide de travail 13 et du gaz de travail 5. A titre d’exemple, ledit média poreux 32 peut être constitué de céramique poreuse, d’une structure en céramique ou en métal, ou d’une paille métallique faite de cuivre ou d’aluminium. A titre de variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention montrée en figures 3, 5 et 6, les moyens d’export de chaleur 17 peuvent être constitués d’une partie circulante du liquide de travail 13 qui sort du volume variable hydraulique de compresseur 12 et/ou du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 via un conduit de sortie de liquide 34 pour ensuite revenir dans ledit volume 12 et/ou dans ledit réservoir 14 via un conduit d'entrée de liquide 35, ceci après avoir directement ou indirectement cédé de la chaleur aux moyens de chauffage 18. Selon cette dernière variante, la partie circulante du liquide de travail 13 peut céder de la chaleur aux moyens de chauffage 18 par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de chauffage 153 qui peut être à plaques, tubulaire, ou de tout type connu de l’homme de l’art. Similairement et comme également montré en figures 3, 5 et 6, les moyens d’import de chaleur 138 peuvent être constitués d’une partie circulante du liquide de travail 13 qui sort du volume variable hydraulique de détendeur 134 et/ou du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 via un conduit de sortie de liquide 34 pour revenir dans ledit volume 134 et/ou dans ledit réservoir 137 via un conduit d'entrée de liquide 35, ceci après avoir directement ou indirectement pris de la chaleur aux moyens de refroidissement 19. En ce cas, la partie circulante du liquide de travail 13 peut prendre de la chaleur aux moyens de refroidissement 19 par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de refroidissement 154 qui peut être à plaques, tubulaire, ou de tout type connu de l’homme de l’art. En FIG. 4 et selon une autre variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, on a montré que les moyens d’export de chaleur 17 peuvent être constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur 36 logé dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et dans lequel circule un fluide caloporteur 37 qui exporte de la chaleur prise aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 d’une part, et/ou au liquide de travail 13 et/ou au gaz de travail 5 contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 d’autre part, vers les moyens de chauffage 18, via des conduits de transport de chaleur 38. Sur la même FIG. 4 , on voit que similairement, les moyens d’import de chaleur 138 peuvent être constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur 36 logé dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 et dans lequel circule un fluide caloporteur 37 qui importe de la chaleur en provenance des moyens de refroidissement 19 vers les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 d’une part, et/ou le liquide de travail 13 et/ou le gaz de travail 5 contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 d’autre part, via des conduits de transport de chaleur 38. On note que le conduit échangeur de chaleur 36 peut, selon le cas, former en lui-même les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 ou les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139. A titre d’exemple non-limitatif, le conduit échangeur de chaleur 36 peut prendre la forme d’un enroulement de tuyau de cuivre 109 ou d’aluminium, cependant que les conduits de transport de chaleur 38 peuvent être revêtus d’un isolant thermique. On note que les spires ou les couches que peut constituer le conduit échangeur de chaleur 36 peuvent être maintenues en place dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 ou dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 et les unes par rapport aux autres par des plaques de maintien ou par des baffles de séparation qui peuvent constituer des chicanes et/ou des restrictions de passage créant des jets de liquide de travail 13 et/ou de gaz de travail 5 lors du passage dudit liquide 13 et/ou dudit gaz 5 au travers desdites restrictions. En outre, le conduit échangeur de chaleur 36 peut recevoir des ailettes externes qui augmentent sa surface de contact avec le liquide de travail 13 ou le gaz de travail 5. En FIG. 4 , on a montré que selon une autre variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 peuvent être constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide 71 alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide 72, ladite buse 71 pouvant atomiser du liquide de travail 13 en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14. Toujours en FIG. 4 , on remarque que de manière similaire, les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 peuvent être constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide 71 alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide 72, ladite buse 71 pouvant atomiser du liquide de travail 13 en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. On note que, qu’il s’agisse du compresseur 3 ou du détendeur 4, le nombre, la position, et l’orientation des buses 71 ne sont pas limités et sont prévus pour que le liquide de travail 13 atomisé expose au gaz de travail 5 une large surface développée d’échange de chaleur, tandis que la vitesse d’entraînement dudit gaz 5 par ledit liquide 13 favorise également autant que possible les échanges de chaleur entre ledit gaz 5 et ledit liquide 13. On note aussi que la pompe de pulvérisation de liquide 72 peut être à un ou plusieurs pistons, à engrenage, à turbine ou de type connu de l’homme de l’art, et être logée à l’intérieur ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 ou du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. La pompe la pompe de pulvérisation de liquide 72 peut par exemple être constituée d’un piston qui est directement ou indirectement mû par une came entraînée en rotation par l’arbre à manivelle 24, le profil de ladite came étant calculé pour que l’atomisation du liquide de travail 13 débute au moment angulaire opportun de rotation dudit arbre 24, et pendant une durée angulaire et suivant une loi de variation d’intensité optimales. On note que préférentiellement, la pompe de pulvérisation de liquide 72 aspire du liquide de travail 13 depuis le même volume que celui dans lequel elle refoule ledit liquide 13 via la buse de pulvérisation de liquide 71, de sorte que la différence de pression entre l’admission et le refoulement de ladite pompe 72 est minimale. A titre de configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, on a montré de façon visible en figures 5, 6, 8 et 11 que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 peuvent être constitués d’un atomiseur rotatif de liquide 158 qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation 159 percé d’orifices radiaux d’atomisation 160, un moteur d’atomiseur 161 entrainant ledit cylindre 159 en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail 13 en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage 162, et rejette radialement ledit liquide 13 sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, via les orifices radiaux d’atomisation 160. Toujours en figures 5, 6, 8 et 11, on a aussi montré que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur 139 peuvent être constitués d’un atomiseur rotatif de liquide 158 qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation 159 percé d’orifices radiaux d’atomisation 160, un moteur d’atomiseur 161 entrainant ledit cylindre 159 en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail 13 en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage 162, et rejette radialement ledit liquide 13 sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, via les orifices radiaux d’atomisation 160. Comme on le remarque en figures 5, 6 et 8, une partie du liquide de travail 13 aspirée par l’extrémité axiale du cylindre rotatif d’atomisation 159 peut provenir d’un manchon d’aspiration 163 relié, selon le cas, soit à un échangeur de chaleur secondaire de chauffage 153, soit à un échangeur de chaleur secondaire de refroidissement 154. Cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention évite de recourir à un circulateur additionnel pour faire circuler le liquide de travail 13 au travers desdits échangeurs secondaires 153, 154, et permet d’augmenter l’écart de température entre ledit liquide 13 et le gaz de travail 5 au moment de l’atomisation dudit liquide 13 soit dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, soit dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. Comme on le voit en figures 3 à 6 et en FIG. 8 , les moyens de guidage de piston 23 peuvent être constitués d’une liaison pivot glissant 47 formée entre une surface cylindrique externe 48 que présente la tige de liaison 11 et un orifice de guidage 49 qui est solidairement reliée au cylindre à liquide borgne 8 par l’intermédiaire on non d’une structure porteuse de bague. En figures 3 à 6 et en FIG. 8 et 11, on a montré que les moyens de guidage de piston 23 peuvent être constitués d’une jupe de guidage 57 aménagée en périphérie du piston hydraulique à double effet 10, ladite jupe 57 pouvant translater à faible jeu dans le cylindre à liquide borgne 8. Les figures 3 à 6 et la FIG. 8 illustrent que les moyens de remplissage de compresseur 20 et/ou les moyens de vidange de compresseur 22 peuvent être constitués d’au moins un clapet de compresseur 52 et/ou d’au moins une soupape pilotée de compresseur 53, cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail 5 est expulsé du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 via le plenum de refoulement de compresseur 62 sous une pression supérieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir 14 via le plenum d’admission de compresseur 21. On note que le clapet de compresseur 52 peut être formé d’une simple lamelle ou pièce de contact rappelée sur un siège étanche par un ressort quel qu’en soit le type, ou être formé d’une soupape assistée par un actionneur électromécanique qui coopère avec au moins un manocontact ou avec un capteur de pression couplé à un calculateur 120. On note aussi qu’un actionneur de maintien en ouverture de clapet 81 peut être prévu qui empêche la refermeture d’au moins un clapet de compresseur 52 pour permettre le démarrage de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention. En figures 3 à 6 et en FIG. 8 , on a montré que les moyens de remplissage de détendeur 140 et/ou les moyens de vidange de détendeur 141 peuvent être constitués d’au moins une soupape pilotée de détendeur 54 cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail 5 est expulsé du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 via le plenum de refoulement de détendeur 143 sous une pression inférieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir 137 via le plenum d’admission de détendeur 142. On note que les port de sortie 7 du compresseur 3 et/ou du détendeur 4 peuvent avantageusement former un petit réservoir à liquide de travail 13 de sorte que les clapets de compresseur 52, les soupape pilotée de compresseur 53 et les soupape pilotée de détendeur 54 restent partiellement ou totalement immergés dans du liquide de travail 13 à leur refermeture. Comme on le voit particulièrement en figures 3 à 6, le plenum de refoulement de compresseur 62 peut être relié au plenum d’admission de détendeur 142 par un conduit de gaz à haute pression 56 de sorte que le gaz de travail 5 sortant du volume variable pneumatique de compresseur 2 via ledit plenum de refoulement de compresseur 62 est introduit dans le volume variable pneumatique de détendeur 136 via ledit plenum d’admission de détendeur 142, tandis que le plenum de refoulement de détendeur 143 peut être relié au plenum d’admission de compresseur 21 par un conduit de gaz à basse pression 61 de sorte que le gaz de travail 5 sortant du volume variable pneumatique de détendeur 136 via ledit plenum de refoulement de détendeur 143 est introduit dans le volume variable pneumatique de compresseur 2 via ledit plenum d’admission de compresseur 21. En figures 3 à 6, on voit clairement que le conduit de gaz à haute pression 56 peut communiquer avec au moins un réservoir de gaz à haute pression 58. A titre de variante montrée en figures 3 à 6, le conduit de gaz à basse pression 61 peut de manière similaire communiquer avec au moins un réservoir de gaz à basse pression 60. On note qu’un échangeur de chaleur de régénération 152 tel que montré en figures 3 à 6 peut constituer en soi tout ou partie du réservoir de gaz à haute pression 58 et/ou du réservoir de gaz à basse pression 60, cependant que selon un mode particulier de réalisation de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, le volume desdits réservoirs 58, 60 peut être réglable par intrusion d’un solide ou d’un liquide dans lesdits réservoirs 58, 60. Selon une variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention montrée en figures 3 à 6, le gaz de travail 5 qui circule dans le conduit de gaz à haute pression 56 peut céder sa chaleur au gaz de travail 5 qui circule dans le conduit de gaz à basse pression 61 par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur de régénération 152 préférentiellement à contre courant, ledit échangeur 152 pouvant être à plaques, à tubes, ou de tout type connu de l’homme de l’art. On note que le volume interne de échangeur de chaleur de régénération 152 peut constituer en soi un réservoir de gaz à haute pression 58 et/ou un réservoir de gaz à basse pression 60. Comme l’illustrent clairement les figures 3 à 6, le plenum d’admission de compresseur 21 et le plenum de refoulement de compresseur 62 peuvent avantageusement être situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne 8, de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail 5 sorte toujours prioritairement dudit réservoir 14 via ledit plenum de refoulement 62, et que le liquide de travail 13 entre toujours prioritairement dans ledit réservoir 14 via ledit plenum d’admission 21. Ainsi, le liquide de travail 13 reste toujours essentiellement au-dessous du gaz de travail 5 dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, même si ledit liquide 13 peut contenir une certaine proportion de dit gaz 5 dissout ou sous forme de bulles. De façon similaire, les figures 3 à 6 illustrent que le plenum d’admission de détendeur 142 et le plenum de refoulement de détendeur 143 peuvent avantageusement être situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne 8, de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail 5 sorte toujours prioritairement dudit réservoir 137 via ledit plenum de refoulement 143, et que le liquide de travail 13 entre toujours prioritairement dans ledit réservoir 137 via ledit plenum d’admission 142. Ainsi, le liquide de travail 13 reste toujours essentiellement au-dessous du gaz de travail 5 dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, même si ledit liquide 13 peut contenir une certaine proportion de dit gaz 5 dissout ou sous forme de bulles. Comme on l’a montré en figures 3 à 11, les moyens de stockage d’énergie mécanique 28 peuvent être constitués d’un volant d’inertie 66 rendu solidaire en rotation de l’arbre à manivelle 24 par un multiplicateur de transmission 156 à engrenage, à chaîne, à courroie, hydraulique, électrique ou de tout type connu de l’homme de l’art, de sorte que ledit volant d’inertie 66 tourne significativement plus vite que l’arbre à manivelle 24. Selon cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, les variations de couple instantané qu’impose à l’arbre à manivelle 24 la compression ou la détente du gaz de travail 5 dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 sont principalement absorbées par l’inertie du volant d’inertie 66, de sorte que le couple qui résiste ou qui entraîne le moteur d’entrainement 27 se retrouve lissé, ledit moteur 27 étant alors principalement soumis au seul couple moyen résistant nécessaire au maintien en rotation régulière de l’arbre à manivelle 24. On notera que le volant d’inertie 66 peut éventuellement être enfermé dans un carter sous vide. En ce cas, la transmission de puissance au dit volant 66 peut s’effectuer par couplage magnétique sans contact. On notera aussi que pour faciliter la mise en rotation de l’arbre à manivelle 24, le moteur d’entrainement 27 peut être fixement solidaire en rotation du volant d’inertie 66 cependant qu’un coupleur débrayable peut s’insérer entre l’ensemble formé par ledit moteur 27 et ledit volant 66 d’une part, et l’arbre à manivelle 24 d’autre part, ledit coupleur pouvant être magnétique, hydraulique, ou de tout autre type. On a montré en figures 3 à 11 que l’arbre à manivelle 24 peut comprendre une couronne dentée 67 que le moteur d’entrainement 27 entraîne en rotation par l’intermédiaire d’au moins un pignon d’entraînement de couronne 68 dont le diamètre primitif est plus petit que celui de ladite couronne 67, cette dernière 67 et ledit pignon 68 formant un système d’engrenage à multiplication 69. A titre de variante de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention montrée en figures 5 à 11, une pompe de débordement 82 peut transférer du liquide de travail 13 depuis un réservoir de débordement 83 vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et/ou le volume variable hydraulique de compresseur 12 et/ou le conduit de communication 15 qui relie ledit réservoir 14 audit volume variable 12, ledit réservoir de débordement 83 communiquant avec le plenum de refoulement de compresseur 62 de sorte que la pression de gaz de travail 5 qui règne dans ledit réservoir 83 est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum 62. Avantageusement, la pompe de débordement 82 peut transfèrer un peu de liquide de travail 13 à chaque mouvement alternatif de translation longitudinale de la tige de liaison 11. Ainsi, lorsque le piston hydraulique à double effet 10 effectue des mouvements de va-et-vient dans le cylindre à liquide borgne 8 et quand le volume variable hydraulique de compresseur 12 est minimal, le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 se retrouve entièrement rempli de liquide de travail 13, la petite quantité de liquide de travail 13 introduite par la pompe de débordement 82 dans le réservoir à gaz et liquide 14 débordant à chaque tour d’arbre à manivelle 24 dudit réservoir 14 pour retourner au réservoir de débordement 83 via le port de sortie 7 et le plenum de refoulement 62 du compresseur. Cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention permet que l’intégralité du gaz de travail 5 que contient le volume variable pneumatique de compresseur 2 soit expulsée dudit volume 2 lorsque le volume variable hydraulique de compresseur 12 est minimal, ce qui confère audit volume 2 un rapport volumétrique infini, et un rendement volumétrique proche de cent pour cent. Similairement et comme le montrent les figures 5 à 11, une pompe de débordement 82 peut transférer du liquide de travail 13 depuis un réservoir de débordement 83 vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 et/ou le volume variable hydraulique de détendeur 134 et/ou le conduit de communication 15 qui relie ledit réservoir 137 audit volume variable 134, ledit réservoir de débordement 83 communiquant avec le plenum de refoulement de détendeur 143 de sorte que la pression de gaz de travail 5 qui règne dans ledit réservoir 83 est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum 143. Avantageusement et similairement au cas du compresseur 3, la pompe de débordement 82 transfère un peu de liquide de travail 13 à chaque mouvement alternatif de translation longitudinale de la tige de liaison 11, et son effet est identique à celui qu’elle produit sur le compresseur 3. Qu’il s’agisse du compresseur 3 ou du détendeur 4 le réservoir de débordement 83 est avantageusement situé en contrebas du plenum de refoulement de compresseur 62 ou du plenum de refoulement de détendeur 143 de sorte que, du fait de la gravité terrestre, le liquide de travail 13 qui déborde desdits réservoirs 14, 137 via le plenum de refoulement de compresseur 62 ou le plenum de refoulement de détendeur 143 retourne naturellement dans le réservoir de débordement 83 correspondant. Qu’elle s’applique au compresseur 3 ou au détendeur 4, la pompe de débordement 82 peut comprendre un cylindre borgne de pompe 84 dans lequel peut translater de façon étanche un piston de pompe de débordement 85, ce dernier et ledit cylindre 84 formant un volume variable de pompe de débordement 86 qui, lorsqu’il augmente, se remplit de liquide de travail 13 en provenance du réservoir de débordement 83 via au moins un clapet d’admission de pompe de débordement 87 et qui, lorsqu’il diminue, refoule ledit liquide 13 successivement via une vanne de refoulement 88 et un conduit de refoulement 157. On note que le cylindre borgne de pompe 84 peut être assemblé ou non, c’est dire qu’il peut être réalisé d’une seule pièce, ou recevoir une culasse qui en ferme l’extrémité opposée à celle obturée par le piston de pompe de débordement 85. Comme on l’a montré en figures 12 à 14, le piston de pompe de débordement 85 peut être un piston étagé bicorps 89 qui comprend un corps de grand diamètre 93 qui présente une face de grande section 90 qui forme l’une des parois du volume variable de pompe de débordement 86, ledit piston étagé 89 comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section 90, un corps de petit diamètre 94 qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement 92 dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement 157, ledit corps de petit diamètre 94 présentant une face de petite section 91 sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement 157, ledit piston étagé 89 offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre 93 et le corps de petit diamètre 94, une face de moyenne section 95 de laquelle émerge le corps de petit diamètre 94, qui est reliée au réservoir de débordement 83, et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir 83, tandis qu’une butée de piston étagé 117 fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement 86 et qu’un ressort de rappel de piston bicorps 96 tend à repousser le piston étagé bicorps 89 en direction de sa face de grande section 90. En ce cas, la vanne de refoulement 88 peut comprendre un piston actionneur de vanne 97 qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne 98 et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne 99 qui communique avec le réservoir de débordement 83 et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir 83, ladite face 99 pouvant soulever un clapet de débordement 100 d’un siège de clapet de débordement 104 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face 99 ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement 86 avec le conduit de refoulement 157, et de deuxième part, une face axiale côté conduit de refoulement 102 qui communique avec le conduit de refoulement 157, sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit 157, et qui peut entrer en contact avec une butée coté conduit de refoulement 118 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face axiale côté conduit de refoulement 102, cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement 103 tend à repousser le piston actionneur de vanne 97 en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne 99, et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement 128 tend à ramener le clapet de débordement 100 au contact du siège de clapet de débordement 104 avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement 103 étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement 128. A titre d’alternative non-représentée, la vanne de refoulement 88 peut comprendre un tiroir cylindrique en surface externe duquel est aménagée une gorge de tiroir, ledit tiroir pouvant translater de façon étanche dans un cylindre de tiroir dans lequel débouchent une lumière d’admission reliée au volume variable de pompe de débordement 86, et une lumière d'échappement qui communique avec le conduit de refoulement 157, tandis qu’en fonction de la position axiale du tiroir cylindrique dans le cylindre de tiroir, la gorge de tiroir peut mettre ou non en relation la lumière d’admission avec la lumière d'échappement, le tiroir cylindrique présentant une face axiale côté réservoir qui communique avec le réservoir de débordement 83 et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir 83, et une face axiale côté conduit de refoulement qui peut reposer sur une butée de tiroir coté conduit de refoulement, qui communique avec le conduit de refoulement 157 et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit 157, cependant qu’un ressort de rappel de tiroir tend à repousser le tiroir cylindrique en direction de sa face axiale côté réservoir jusqu’à une butée de tiroir coté réservoir qui, lorsqu’elle est atteinte par ledit tiroir, met en communication la lumière d’admission avec la lumière d'échappement via la gorge de tiroir. Comme on l’a montré en figures 15 et 16 et dans le contexte particulier du détendeur 4, le piston de pompe de débordement 85 peut être un piston étagé bicorps 89 qui comprend un corps de grand diamètre 93 qui présente une face de grande section 90 qui est reliée au réservoir de débordement 83 et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir 83, ledit piston étagé 89 comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section 90, un corps de petit diamètre 94 qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement 92 dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement 157, ledit corps de petit diamètre 94 présentant une face de petite section 91 sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement 157, ledit piston étagé 89 offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre 93 et le corps de petit diamètre 94, une face de moyenne section 95 de laquelle émerge le corps de petit diamètre 94 ladite face 95 formant l’une des parois du volume variable de pompe de débordement 86, tandis qu’une butée de piston étagé 117 fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement 86 et qu’un ressort de rappel de piston bicorps 96 tend à repousser le piston étagé bicorps 89 en direction de sa face de petite section 91. En ce dernier cas, la vanne de refoulement 88 peut comprendre un piston actionneur de vanne 97 qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne 98 et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne 99 qui communique avec le conduit de refoulement 157 et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit 157, ladite face 99 pouvant soulever un clapet de débordement 100 d’un siège de clapet de débordement 104 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face 99 ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement 86 avec le conduit de refoulement 157, et de deuxième part, une face axiale côté réservoir 101 qui communique avec le réservoir de débordement 83, sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir 83, et qui peut entrer en contact avec une butée coté réservoir de débordement 130 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face axiale côté réservoir 101, cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement 103 tend à repousser le piston actionneur de vanne 97 en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne 99, et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement 128 tend à ramener le clapet de débordement 100 au contact du siège de clapet de débordement 104 avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement 103 étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement 128. A titre d’alternative non-représentée, la vanne de refoulement 88 peut comprendre un tiroir cylindrique en surface externe duquel est aménagée une gorge de tiroir, ledit tiroir pouvant translater dans un cylindre de tiroir dans lequel débouchent une lumière d’admission reliée au volume variable de pompe de débordement 86, et une lumière d'échappement reliée au conduit de refoulement 157, tandis qu’en fonction de la position axiale du tiroir cylindrique dans le cylindre de tiroir, la gorge de tiroir peut mettre ou non en relation la lumière d’admission avec la lumière d'échappement, le tiroir cylindrique présentant une face axiale côté réservoir qui peut reposer sur une butée de tiroir coté réservoir, qui communique avec le réservoir de débordement 83, et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir 83, et une face axiale côté cylindre à liquide qui communique avec le conduit de refoulement 157 et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit 157, cependant qu’un ressort de rappel de tiroir tend à repousser le tiroir cylindrique en direction de sa face axiale côté cylindre à liquide jusqu’à une butée de tiroir coté cylindre à liquide qui, lorsqu’elle est atteinte par ledit tiroir, met en communication la lumière d’admission avec la lumière d'échappement via la gorge de tiroir. Comme montré en figures 3 à 6, et en FIG. 8 , le piston hydraulique à double effet 10 peut comprendre au moins deux disques étanches coaxiaux 64 qui chacun présente une face axiale de piston côté basse pression 65 qui communique avec le conduit de gaz à basse pression 61. A titre d’alternative, le piston hydraulique à double effet 10 peut aussi comprendre au moins deux disques étanches coaxiaux 64 qui chacun présente une face axiale de piston côté haute-pression non-représentée, qui communique avec le conduit de gaz à haute pression 56. FONCTIONNEMENT DE L’INVENTION : Le fonctionnement de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 selon l’invention se comprend aisément à la vue des figures 1 à 16. L’objectif de ladite la pompe à chaleur 1 est notamment de constituer un volume variable pneumatique de compresseur 2 et un volume variable pneumatique de détendeur 136 dans lesquels les échanges de chaleur sont maximisés entre un gaz de travail 5, par exemple de l’air atmosphérique, et un liquide de travail 13, par exemple de l’eau, durant la compression ou la détente dudit gaz 5 et ceci, pour que ladite compression ou ladite détente soit la plus isotherme possible, le liquide de travail 13 qui a une capacité calorifique volumique élevée imposant majoritairement sa température au gaz de travail 5 dont la capacité calorifique volumique est plus faible. Les diagrammes de principe pression-volume représentés en FIG. 1 montrent le cycle de pompe à chaleur de Carnot qu’exécute la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, et selon un mode particulier de réalisation de ladite pompe 1, ledit cycle étant opéré pour partie par le compresseur 3 s’agissant de l’émission de chaleur Q1, et pour partie par le détendeur 4 s’agissant de l’absorption de chaleur Q2. Comme on le comprend aisément, le diagramme du haut de la FIG. 1 est exécuté par le compresseur 3 qui est par ailleurs montré en figures 3 à 11, tandis que le diagramme du bas de ladite FIG. 1 est exécuté par le détendeur 4 qui est également montré en figures 3 à 11, les deux dits diagrammes étant virtuellement reliés sur la FIG. 1 par des flèches en pointillé afin de reconstituer le cycle thermodynamique complet de la pompe à chaleur. Les flèches en pointillé illustrent que le gaz de travail 5 chaud à température T2 refoulé par le compresseur 3 sous haute pression via son plenum de refoulement de compresseur 62 est admis par le détendeur 4 via son plenum d’admission de détendeur 142, cependant que le gaz de travail 5 froid à température T1 refoulé par le détendeur 4 à basse pression via son plenum de refoulement de détendeur 143 est admis par le compresseur via son plenum d’admission de compresseur 21. Le cycle de pompe à chaleur montré en FIG. 1 , montre que le compresseur 3 admet donc du gaz de travail 5 froid à température T1 durant sa course d’admission E-A. Ceci fait, le compresseur 3 opère une compression adiabatique A-B du gaz de travail 5 pour faire passer la température dudit gaz 5 de froid T1 à chaud T2. Ladite compression adiabatique A-B est suivie d’une compression isotherme B-C durant laquelle le travail fourni par le piston hydraulique à double effet 10 visible en figures 3 à 6 et en figures 8 et 11, est converti en chaleur Q1 qui est exportée vers les moyens de chauffage 18 via les moyens d’export de chaleur 17, lesdits moyens 18, 17 étant clairement visibles en figures 3 à 6. S’ensuit alors le refoulement C-D du gaz de travail 5 comprimé et chaud à température T2 en fin de course de compression, suivi de l’admission E-A de gaz de travail 5 froid à température T1 et à basse pression en provenance du détendeur 4, ladite admission formant le point de départ d’un nouveau cycle de compression. Le détendeur 4 quant à lui admet du gaz de travail 5 comprimé et chaud à température T2 durant sa course d’admission F-G. Ceci fait, le détendeur 4 opère une détente adiabatique G-H du gaz de travail 5 pour en faire passer la température de chaud T2 à froid T1 et pour restituer au piston hydraulique à double effet 10 une partie du travail consommé par ledit piston 10 durant la compression adiabatique A-B opérée dans le compresseur 3. Ladite détente adiabatique G-H est suivie d’une détente isotherme H-I durant laquelle le gaz de travail 5 à température froide T1 fournit toujours du travail au piston hydraulique à double effet 10 visible en figures 3 à 6 et en figures 8 et 11, ceci tout en maintenant la température dudit gaz 5 à valeur T1 en captant de la chaleur Q2 qui est importée depuis les moyens de refroidissement 19 via les moyens d’import de chaleur 138, lesdits moyens 19, 138 étant clairement visibles en figures 3 à 6. [La course de détente isotherme étant achevée, s’ensuit le refoulement I-J du gaz de travail 5 à basse pression et froid à température T1, suivi de l’admission F-G de gaz de travail 5 comprimé et chaud à température T2 en provenance du compresseur 3, ce qui forme le point de départ d’un nouveau cycle de détente. La FIG. 2 montre une variante du cycle thermodynamique de pompe à chaleur montré en FIG. 1 et qui vient d’être décrit, ladite variante permettant une mise en œuvre plus pertinente de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention telle que montrée en figures 3 à 16. En FIG. 2 , la compression adiabatique du gaz de travail 5 opérée par le compresseur 3 pour passer de la température froide T1 à la température chaude T2 est remplacée par l’apport Q3 de chaleur au gaz de travail 5 admis par le compresseur 3 en provenance du détendeur 4, ledit apport provenant de l’échangeur de chaleur de régénération 152 représenté en figures 3 à 6. Grâce audit échangeur de chaleur 152, le gaz de travail 5 qui circule dans le conduit de gaz à haute pression 56 cède sa chaleur au gaz de travail 5 qui circule dans le conduit de gaz à basse pression 61. Ainsi, le gaz de travail 5 admis par le compresseur 3 durant sa course D-A est déjà chaud à température T2, tandis que le gaz de travail 5 admis par le détendeur 4 durant sa course E-F est déjà froid à température T1. Il résulte de cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention que l’entièreté de la course de compression et de refoulement du gaz de travail 5 du compresseur 3 peut s’opérer de façon isotherme, sans chauffage préalable dudit gaz 5 par compression adiabatique puisque ledit gaz 5 est déjà à température chaude T2. La course A-B forme donc dès son départ une compression isotherme durant laquelle le travail fourni par le piston hydraulique à double effet 10 est intégralement converti en chaleur Q1 exportée vers les moyens de chauffage 18 via les moyens d’export de chaleur 17, lesdits moyens 18, 17 étant représentés en figures 3 à 6. S’ensuit alors le refoulement B-C du gaz de travail 5 comprimé et chaud à température T2 en fin de course de compression, suivi de l’admission D-A de gaz de travail 5 également chaud à température T2 et à basse pression, en provenance du détendeur 4, ladite admission formant le point de départ d’un nouveau cycle de compression. A l’instar de ce qui survient dans le compresseur 3, le principe de la FIG. 2 s’applique aussi au détendeur 4, c’est à dire que l’entièreté de la course de détente et de refoulement du gaz de travail 5 du détendeur 4 peut s’opérer de façon isotherme, sans refroidissement préalable dudit gaz 5 par détente adiabatique puisque ledit gaz 5 est déjà à température froide T1 à l’admission dudit détendeur 4. La course F-G forme donc dès son départ une détente isotherme durant laquelle une partie du travail fourni par le piston hydraulique à double effet 10 durant la compression A-B lui est restituée, ceci en maintenant la température du gaz de travail 5 à valeur T1 par apport de chaleur Q2 importée depuis les moyens de refroidissement 19 via les moyens d’import de chaleur 138. S’ensuit alors le refoulement G-H du gaz de travail 5 froid à température T1 et basse pression en fin de course de détente, suivi de l’admission E-F de gaz de travail 5 comprimé et froid à température T1 en provenance du compresseur 3 via l’échangeur de chaleur de régénération 152, ce qui forme le point de départ d’un nouveau cycle de détente. Outre exécuter les cycles thermodynamiques représentés en figures 1 et 2, l’objectif de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention est de réunir les conditions nécessaires à l’obtention d’un rendement significativement plus élevé que celui des pompes à chaleur conventionnelles à gaz frigorigène. Pour cela, le rendement des échanges de chaleur doit être maximal, que ce soit par exemple dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 entre le gaz de travail 5 et le liquide de travail 13, dans l’échangeur de chaleur de régénération 152 entre le gaz de travail 5 qui circule dans le conduit de gaz à haute pression 56 et celui qui circule dans le conduit de gaz à basse pression 61, entre les moyens d’export de chaleur 17 et les moyens de chauffage 18, ou entre les moyens d’import de chaleur 138 et les moyens de refroidissement 19. C’est pour maximiser les échanges de chaleur entre le gaz de travail 5 et le liquide de travail 13 qu’en figures 5, 6, 8, et 11, on a montré que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur 16 peuvent avantageusement être constitués d’un atomiseur rotatif de liquide 158 qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation 159 percé d’orifices radiaux d’atomisation 160, un moteur d’atomiseur 161 entrainant ledit cylindre 159 en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail 13 en son extrémité axiale par effet de centrifugation dudit liquide 13, et au moyen d’une turbine de pompage 162. Ledit atomiseur rotatif de liquide 158 rejette radialement du liquide de travail 13 sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, via les orifices radiaux d’atomisation 160, et remplit l’espace d’un mélange de gaz de travail 5 et de gouttelettes en mouvement de liquide de travail 13. Le rendement des échanges dépend notamment du temps qui leur est consacré, ce qui explique que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 est actionnée à basse fréquence, par exemple à un Hertz pour un aller-retour du piston hydraulique à double effet 10 dans le cylindre à liquide borgne 8, ce qui laisse également tout le temps nécessaire aux transvasements de s’opérer via le port d’entrée 6 et le port de sortie 7 du compresseur 3 et du détendeur 4 afin de limiter les pertes par laminage du gaz de travail 5 au passage des dits ports 6, 7. Cette faible fréquence d’actionnement justifie le recours à un volant d’inertie 66 tournant à haute vitesse, par exemple à trois mille tours par minute, tel que représenté en figures 3 à 11, les variations de couple instantané qu’impose à l’arbre à manivelle 24 la compression ou la détente du gaz de travail 5 dans le compresseur 3 et dans le détendeur 4 étant principalement absorbées par l’inertie dudit volant d’inertie 66, de sorte que le couple qui résiste ou qui entraîne le moteur d’entrainement 27 se retrouve lissé, ledit moteur 27 étant alors principalement soumis au couple moyen résistant nécessaire au maintien en rotation régulière de l’arbre à manivelle 24. Ledit rendement des échanges dépend aussi de la pression et de la densité du gaz de travail 5, c’est pourquoi nous prendrons ici pour exemple une pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention dont la basse pression trouvée en début de compression et fin de détente vaut cinquante bars, et dont la haute pression trouvée en fin de compression et début de détente vaut cent-vingt bars. Le rapport de compression faible de deux virgule quatre dont il est ici question et les pressions opérationnelles élevées de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, sont favorables à une compacité élevée de ladite pompe, et à une bonne régularité de puissance calorifique absorbée ou émise respectivement par le détendeur 4 et par le compresseur 3 durant leur course de détente ou de compression. Le rendement de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention dépend également du rapport volumétrique de son compresseur 3 et de son détendeur 4. Plus ledit rapport volumétrique est élevé, plus le rendement volumétrique dudit compresseur 3 et dudit détendeur 4 est élevé, ce qui explique entre autres le choix d’un piston liquide que forme le liquide de travail 13 avec le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et avec le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. Pour bénéficier d’un rapport volumétrique proche de l’infini, comme le montrent les figures 5 à 16, le compresseur 3 et le détendeur 4 de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention comprennent chacun une pompe de débordement 82 qui garantit qu’un minimum de gaz de travail 15 résiduel ne subsiste dans les réservoir à gaz et liquide 14, 137 en fin de course de refoulement dudit compresseur 3 et dudit détendeur 4. Obtenir de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention un rendement en rupture par rapport aux pompes à chaleur conventionnelles à gaz frigorigène passe aussi par la minimisation des frottements mécaniques. Comme on le voit en figures 4 à 6 et en FIG. 8 , quel que soit le nombre de disques étanches coaxiaux 64 qu’il comprend, le piston hydraulique à double effet 10 présente toujours une face axiale de piston côté compresseur 132 exposée à la pression qui règne dans le volume variable hydraulique de compresseur 12, et une face axiale de piston côté détendeur 133 exposée à la pression qui règne dans le volume variable hydraulique de détendeur 134. Cette configuration particulière garantit qu’un minimum d’effort ne soit appliqué aux moyens d’actionnement de tige de liaison 144 qui en l’occurrence sont constitués d’un arbre à manivelle 24 et d’une bielle d’actionnement 165. En effet le système bielle-manivelle formé dudit arbre 24 et de ladite bielle 165 n’est soumis qu’à la différence entre l’effort exercé sur la tige de liaison 11 par la face axiale de piston côté compresseur 132 et celui exercé sur ladite tige 11 par la face axiale de piston côté détendeur 133. Pour minimiser les frottements mécaniques, générés par le fonctionnement de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention et suivant les configurations de ladite pompe 1 montrées en figures 3 à 11, le piston hydraulique à double effet 10 n’est soumis à aucun effort radial malgré les efforts axiaux élevés auxquels il est soumis, résultants d’une pression maximale de par exemple cent-vingt bars selon cet exemple non-limitatif. Ceci est d’autant plus nécessaire que la faible vitesse de translation faible du piston hydraulique à double effet 10 dans le cylindre à liquide borgne 8 ne favorise pas l’établissement d’un régime de lubrification hydrodynamique à l’interface de contact entre ledit piston 10 et ledit cylindre 8. Ceci est d’autant plus nécessaire si le liquide de travail qui s’immisce entre le piston hydraulique à double effet 10 et le cylindre à liquide borgne 8 est de l’eau, cette dernière étant peu visqueuse et présentant des propriétés lubrifiantes limitées, ce qui est également défavorable à l’établissement d’un régime de portance hydrodynamique entre ledit piston 10 et ledit cylindre 8. Pour éviter de soumettre le piston hydraulique à double effet 10 à tout effort radial, comme on le voit en figures 3 à 11, les moyens d’actionnement de tige de liaison 144 par l’intermédiaire desquels le moteur d’entrainement 27 imprime à la tige de liaison 11 un mouvement alternatif de translation longitudinale sont avantageusement constitués d’un arbre à manivelle 24 qui présente une manivelle 26 autour de laquelle s’articule la tête de bielle 145 d’une bielle d’actionnement 165, cette dernière comportant également un pied de bielle 146 qui s’articule autour avec la tige de liaison 11 par l’intermédiaire d’une crosse de liaison 147. Comme on le voit particulièrement en FIG. 11 , la chape de crosse 148 est traversée d’un axe de crosse 155 qui est perpendiculaire à la tige de liaison 11 et autour duquel s’articulent d’une part, un palier de pied de bielle 149 que comprend le pied de bielle 146 au moyen d’un roulement à rouleaux 105, et deux galets de crosse 150 à rouleaux qui roulent chacun et alternativement sur deux pistes de roulement de crosse 41 parallèles au cylindre à liquide borgne 8. Selon cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, les efforts radiaux qui résultent de l’obliquité de la bielle d’actionnement 165 durant la rotation de l’arbre à manivelle 24 sont supportés par les deux galets de crosse 150 à rouleaux positionnés de part et d’autre de la chape de crosse 148, ce qui limite les pertes par frottement qui résultent desdits efforts radiaux. On notera d’ailleurs en figures 7 à 11 que l’arbre à manivelle 24 est aussi monté sur des roulements à rouleaux 105, de même que l’arbre qui supporte le volant d’inertie 66 et l’arbre qui supporte d’une part, le rotor non-visible sur les figures du moteur d’entrainement 27, et d’autre part, le pignon d’entraînement de couronne 68 solidaire dudit rotor. Le coefficient de frottement effectif des roulements à rouleaux 105 étant très faible, ils dissipent peu d’énergie et ont peu d’impact négatif sur le rendement énergétique de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention. On notera aussi que les engrenages que comprennent les différentes couronnes et pignons qui forment un multiplicateur de transmission 156 entre le volant d’inertie 66 et l’arbre à manivelle 24 sont avantageusement précis et à haut rendement de transmission, de plus de quatre vingt dix-neuf pourcents. On remarque aussi, par exemple en figures 6 et 8, que le piston hydraulique à double effet 10 comprend deux disques étanches coaxiaux 64 qui chacun présente une face axiale de piston côté basse pression 65 qui communique avec le conduit de gaz à basse pression 61. Cette configuration particulière limite fortement le frottement des joint d’étanchéité 51 que comprennent les deux dits disques étanches coaxiaux 64, car pendant toute la course de transvasement à basse pression du compresseur 3 et du détendeur 4, lesdits joints 51 ne sont soumis à pratiquement aucun différentiel de pression, ce qui limite au maximum les pertes énergétiques par frottement produites par lesdits joints 51, et maximise la durée de vie de ces derniers. Cette limitation du différentiel de pression appliqué aux joint d’étanchéité 51 des deux dits disques étanches coaxiaux 64 limite aussi les fuites de liquide de travail 13 au niveau desdits joints 51. On remarque aussi que les deux dits disques étanches coaxiaux 64 sont axialement suffisamment distants l’un de l’autre pour laisser une portion du cylindre à liquide borgne 8 non-balayée par le piston hydraulique à double effet 10, ce qui limite les échanges de chaleur par conduction au travers du cylindre à liquide borgne 8 entre le compresseur 3 qui est chaud, et le détendeur 4 qui est froid. Pour limiter encore davantage lesdits échanges entre le compresseur 3 et le détendeur 4, l’espace compris entre les deux disques étanches coaxiaux 64 peut être occupé par un passivateur d’air ou une masse isolante non-représentés. On constate en FIG. 3 qu’avantageusement, une enceinte thermo-isolante cloisonnée 164 sépare le compresseur 3, les moyens d’actionnement de tige de liaison 144, le moteur d’entrainement 27 et les moyens de stockage d’énergie mécanique 28 d’une part, du détendeur 4 d’autre part, ladite enceinte 164 séparant aussi thermiquement ladite pompe à chaleur 1 de son environnement extérieur. On comprend que selon cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, la quasi totalité de la chaleur émise au titre des pertes énergétiques de frottement ou électromécaniques générées par le compresseur 3, les moyens d’actionnement de tige de liaison 144, le moteur d’entrainement 27 et les moyens de stockage d’énergie mécanique 28 sont réinjectées dans les moyens de chauffage 18 constitués en l’occurrence d’un plancher chauffant-rafraîchissant 106. Particulièrement en figures 3, 5, 6, 8 et 10, on remarque que le plenum de refoulement de compresseur 62 et le plenum de refoulement de détendeur 143 sont chacun reliés à un réservoir de débordement 83 dont la partie inférieure comprend une pompe de débordement 82. Selon cette configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, à chaque tour d’arbre à manivelle 24, les pompes de débordement 82 transfèrent, selon le cas, une petite quantité de liquide de travail 13 depuis leur réservoir de débordement 83 soit vers le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14, soit vers le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. Ladite configuration permet que, lorsque le piston hydraulique à double effet 10 effectue des mouvements de va-et-vient dans le cylindre à liquide borgne 8 et quand le volume variable hydraulique de compresseur 12 ou le volume variable hydraulique de détendeur 134 est minimal, le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 ou le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 correspondant se retrouve bien entièrement rempli de liquide de travail 13, la petite quantité de liquide de travail 13 introduite par la pompe de débordement 82 correspondante dans ledit réservoir à gaz et liquide 14, 137 débordant à chaque tour d’arbre à manivelle 24 dudit réservoir 14, 137 pour retourner au réservoir de débordement 83 via le port de sortie 7 correspondant. Ce mode particulier de réalisation de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention permet que l’intégralité du gaz de travail 5 que contient le volume variable pneumatique de compresseur 2 ou le volume variable pneumatique de détendeur 136 soit bien expulsée dudit volume 2, 136 lorsque le volume variable hydraulique de compresseur 12 ou le volume variable hydraulique de détendeur 134 est minimal, ce qui confère audit volume variable pneumatique 2, 136 un rapport volumétrique infini, et un rendement volumétrique proche de cent pour cent. Comme on peut aisément le déduire des figures 5 à 11, la pression du gaz de travail 5 contenu dans le réservoir de débordement 83 du compresseur 3 est similaire à celle qui règne dans le plenum de refoulement de compresseur 62, tandis que la pression du gaz de travail 5 contenu dans le réservoir de débordement 83 du détendeur 4 est similaire à celle qui règne dans le plenum de refoulement de détendeur 143. On voit en figures 5 à 11 que les réservoirs de débordement 83 sont situés en contrebas du plenum de refoulement 62, 143 avec lequel ils coopèrent de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le liquide de travail 13 qui déborde par exemple du réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 via le plenum de refoulement de compresseur 62 retourne naturellement dans le réservoir de débordement 83 correspondant, la configuration étant identique s’agissant du détendeur 3. On a montré en figures 12 à 14 la pompe de débordement 82 telle qu’elle peut être prévue pour le compresseur 3, selon une configuration particulière de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention. Comme on le voit sur lesdites figures 12 à 14, le piston de pompe de débordement 85 est un piston étagé bicorps 89 qui comprend un corps de grand diamètre 93 qui présente une face de grande section 90, cette dernière formant l’une des parois d’un volume variable de pompe de débordement 86. Les figures 12 à 14 montrent que ledit piston étagé 89 comprend également, axialement à l’opposé de la face de grande section 90, un corps de petit diamètre 94 qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement 92 dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement 157, ledit corps de petit diamètre 94 présentant une face de petite section 91 sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans ledit conduit 157, ladite pression étant notée P2 en figures 13 et 14. On note aussi en figures 12 à 14 que ledit piston étagé 89 présente, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre 93 et le corps de petit diamètre 94, une face de moyenne section 95 de laquelle émerge le corps de petit diamètre 94, ladite face 95 étant reliée au réservoir de débordement 83 et étant soumise à la pression régnant dans ledit réservoir 83 notée P1 en figures 13 et 14, tandis qu’une butée de piston étagé 117 fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement 86 et qu’un ressort de rappel de piston bicorps 96 tend à repousser le piston étagé bicorps 89 en direction de sa face de grande section 90. Ainsi et comme on le comprend aisément à partir de la FIG. 13 , lorsque la pression P2 qui règne dans le conduit de refoulement 157 est inférieure à la pression P1, qui règne dans le réservoir de débordement 83, le piston étagé bicorps 89 est maintenu plaqué sur la butée de piston étagé 117 tandis que le ressort de rappel de piston bicorps 96 est comprimé par l’effort que produit le différentiel de pression P1 moins P2 exercé sur toute la surface de la face de petite section 91, la vanne de refoulement 88 étant fermée. Lorsque la pression P2 qui règne dans le volume variable pneumatique de compresseur 2 et donc, dans le dans le conduit de refoulement 157 devient sensiblement égale à la pression P1 qui règne dans le réservoir de débordement 83, il n’y a plus d’effort qui s’exerce sur la face de petite section 91, et le ressort de rappel de piston bicorps 96 repousse le piston étagé bicorps 89 comme le montre la FIG. 14 , ce qui a pour effet d’expulser du liquide de travail 13 depuis le volume variable de pompe de débordement 86 vers le conduit de refoulement 157 via la vanne de refoulement 88 ouverte, la consommation énergétique effective du transvasement de dit liquide 13 depuis ledit volume 86 vers ledit conduit 157 étant très faible. Lorsque la pression du gaz de travail 5 dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 chute brutalement ce qui correspond à la section C-D du diagramme pression-volume de la FIG. 2 , la vanne de refoulement 88 est calculée pour se refermer immédiatement alors que la pression P2 régnant dans le conduit de refoulement 157 redevient inférieure à la pression P1 qui règne dans le réservoir de débordement 83. S’ensuit la compression du ressort de rappel de piston bicorps 96 par le piston étagé bicorps 89 ce dernier se déplaçant sous l’effet du différentiel de pression P1 moins P2 qui s’exerce sur la face de petite section 91 avec en parallèle, l’augmentation du volume variable de pompe de débordement 86 dans lequel est admis une nouvelle charge de liquide de travail 13 en provenance du réservoir de débordement 83 et via le clapet d’admission de pompe de débordement 87. Comme on le remarque en figures 13 et 14, la vanne de refoulement 88 comprend un piston actionneur de vanne 97 qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne 98. Ledit piston 97 présente une face axiale d’actionnement de vanne 99 qui communique avec le réservoir de débordement 83 et sur laquelle s’exerce la pression P1 régnant dans ledit réservoir 83. Comme on le voit en FIG. 14 , ladite face axiale 99 peut entrer en contact avec un clapet de débordement 100 pour soulever ce dernier d’un siège de clapet de débordement 104 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face 99. En ce cas et tenant compte de la position particulière de la pompe de débordement 82 montrée en figures 7 à 10, le volume variable de pompe de débordement 86 est mis en en communication avec le conduit de refoulement 157 via ledit clapet de débordement 100. On remarque également en figures 13 et 14 que le piston actionneur de vanne 97 présente aussi une face axiale côté conduit de refoulement 102 qui communique avec le conduit de refoulement 157 et sur laquelle s’exerce la pression P2 régnant dans ledit conduit 157, ladite face 102 pouvant entrer en contact, comme le montre la FIG. 12 , avec une butée coté cylindre à liquide 118 lorsque le piston actionneur de vanne 97 se déplace en direction de ladite face axiale côté conduit de refoulement 102. En figures 13 et 14, on remarque qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement 103 tend à repousser le piston actionneur de vanne 97 en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne 99, et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement 128 tend à ramener le clapet de débordement 100 au contact du siège de clapet de débordement 104 avec lequel il coopère. Comme on le déduit aisément des figures 13 et 14, pour que la vanne de refoulement 88 puisse fonctionner, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement 103 doit être plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement 128. Ainsi et comme on le comprend aisément à partir des figures 13 et 14, lorsque la pression P2 qui règne dans le conduit de refoulement 157 est inférieure à la pression P1 qui règne dans le réservoir de débordement 83, la face axiale côté conduit de refoulement 102 du piston actionneur de vanne 97 est maintenue plaquée sur la butée coté cylindre à liquide 118 tandis que le ressort de rappel de piston d'actionnement 103 est comprimé par l’effort que produit le différentiel de pression P1 moins P2 entre celle qui s’exerce sur la face axiale d’actionnement de vanne 99 et celle qui s’exerce sur la face axiale côté conduit de refoulement 102. Dans ce cas, le clapet de débordement 100 repose sur son siège de clapet de débordement 104, et le liquide de travail 13 ne peut pas circuler entre le volume variable de pompe de débordement 86 et le conduit de refoulement 157. Lorsque la pression P2 qui règne dans le volume variable pneumatique de compresseur 2 et donc, dans le dans le conduit de refoulement 157 devient sensiblement égale à la pression P1 qui règne dans le réservoir de débordement 83, la pression qui s’exerce sur la face axiale d’actionnement de vanne 99 est équivalente à celle qui s’exerce sur la face axiale côté conduit de refoulement 102. Il résulte de cette situation que le ressort de rappel de piston d'actionnement 103 repousse le piston actionneur de vanne 97 en direction du clapet de débordement 100, jusqu’à ce que la face axiale d’actionnement de vanne 99 entre en contact avec ledit clapet 100 puis soulève ce dernier de son siège de clapet de débordement 104 et ceci, jusqu’à ce que ledit clapet 100 atteigne une butée d’ouverture maximale de clapet 131. Le clapet de débordement 100 étant éloigné de son siège de clapet de débordement 104, le piston étagé bicorps 89 peut se déplacer sous l’action de son ressort de rappel de piston bicorps 96, et expulser du liquide de travail 13 depuis le volume variable de pompe de débordement 86 vers le conduit de refoulement 157. Lorsque la pression du gaz de travail 5 dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 chute brutalement ce qui correspond à la section C-D du diagramme pression-volume de la FIG. 2 , la pression P2 régnant dans le conduit de refoulement 157 redevient inférieure à la pression P1 qui règne dans le réservoir de débordement 83. Il résulte de cette situation la compression du ressort de rappel de piston d'actionnement 103 par le piston actionneur de vanne 97, ce dernier se déplaçant sous l’effet du différentiel de pression P1 moins P2 entre celle qui s’exerce sur sa face axiale d’actionnement de vanne 99 et celle qui s’exerce sur sa face axiale côté conduit de refoulement 102, ledit piston 97 laissant le ressort de rappel de clapet de débordement 128 ramener le clapet de débordement 100 au contact de son siège de clapet de débordement 104. On remarque en figures 15 et 16 que la pompe de débordement 82 du détendeur 4 relève des mêmes principes que ceux qui viennent d’être décrits, à cette différence près que le transvasement de liquide de travail 13 depuis le réservoir de débordement 83 vers le conduit de refoulement 157 s’opère non pas quand la pression qui règne dans le volume variable pneumatique de détendeur 136 est haute, de cent-vingt bars selon cet exemple, mais au contraire quand ladite pression est basse, de cinquante bars toujours selon cet exemple. Ceci provient de ce que le cycle du compresseur 3 s’opère en moyenne à une pression plus basse que celle régnant dans le plenum de refoulement de compresseur 62, tandis que le cycle du détendeur 4 s’opère en moyenne à une pression plus haute que celle régnant dans le plenum de refoulement de détendeur 143. Donc, pour que le remplissage du volume variable de pompe de débordement 86 puisse s’opérer, le fonctionnement vis-à-vis des différences de pression de la pompe de débordement 82 du compresseur 3 doit être inversé par rapport à celui de la pompe de débordement 82 du détendeur 4. Comme on le déduit aisément de la FIG. 6 , le réglage de la puissance de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention peut être réalisé soit en faisant varier le régime de rotation de l’arbre à manivelle 24, soit en jouant sur le rapport de compression du compresseur 3 et du rapport de détente du détendeur 4. Ce dernier mode de réglage de la puissance de ladite pompe 1 s’opère en adaptant les lois de levée des soupapes pilotées de détendeur 54, ces dernières étant chacune actionnée en ouverture et/ou en fermeture par un actionneur de soupape 119. Ledit pilotage du régime de rotation de l’arbre à manivelle 24, du rapport de compression du compresseur 3, et du rapport de détente du détendeur 4, sont assurés par un calculateur 120. Car en effet, toutes choses égales par ailleurs, la puissance de pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention est proportionnelle au régime de rotation de son arbre à manivelle 24, ce qui est un premier réglage qui permet au calculateur 120 de régler ladite puissance. Mais outre le régime de rotation de son arbre à manivelle 24, la levée plus ou moins tardive et plus ou moins étalée des soupapes pilotées de détendeur 54 permet notamment de régler la pression qui règne dans le réservoir de gaz à basse pression 60 montré en figures 3 à 6, relativement à celle qui règne dans le réservoir de gaz à haute pression 58 également montré en figures 3 à 6. Ce réglage revêt une grande importance en ce que le différentiel de pression en question détermine notamment la quantité de chaleur produite par la pompe à chaleur 1 à chaque tour d’arbre à manivelle 24. Ce réglage s’opère par exemple en faisant transvaser au détendeur 4 moins de gaz de travail 5 depuis le réservoir de gaz à haute pression 58 vers le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 durant la section E-F du diagramme dudit détendeur 4 de la FIG. 2 , que n’en transvase le compresseur 3 durant la section B-C dudit diagramme, ce qui a pour effet de faire monter la pression dans le réservoir de gaz à haute pression 58 tout en faisant baisser la pression dans le réservoir de gaz à basse pression 60. Si au contraire, le détendeur 4 transvase plus de gaz de travail 5 depuis le réservoir de gaz à haute pression 58 vers le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 durant la section E-F du diagramme dudit détendeur 4 de la FIG. 2 , que n’en transvase le compresseur 3 durant la section B-C dudit diagramme, la pression dans le réservoir de gaz à haute pression 58 baisse cependant que monte la pression dans le réservoir de gaz à basse pression 60. On notera qu’avantageusement, les soupapes pilotées de détendeur 54 peuvent se comporter à la fois comme des soupapes et comme des clapets, c’est à dire qu’elle peuvent s’ouvrir sous l’effet d’un différentiel de pression, en plus d’être actionnées en ouverture par leur actionneur de soupape 119. A ce titre, lesdites soupapes 54 sont de préférence autoclaves, c’est à dire que durant la majorité du temps du cycle thermodynamique du détendeur 4, la différence de pression entre le plenum d’admission de détendeur 142 et le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137, ou celle entre le plenum de refoulement de détendeur 143 et ledit réservoir 137, tend à maintenir lesdites soupapes 54 plaquées sur leur siège, ce dernier pouvant être par exemple constitué d’un joint torique en élastomère ou en polymère logé dans une gorge. Si en revanche, la pression régnant dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 devient supérieure à celle régnant dans plenum d’admission de détendeur 142, la soupape pilotée de détendeur 54 peut s’ouvrir sans intervention de son actionneur de soupape 119. Il en est de même pour la soupape pilotée de détendeur 54 qui communique avec le plenum de refoulement de détendeur 143 via son port de sortie 7, ladite soupape 54 pouvant s’ouvrir sans intervention de son actionneur de soupape 119 si la pression qui règne dans ledit plenum 143 devient supérieure à celle qui règne dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur 137. On déduit aisément des figures 3 à 6 que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention peut opérer en mode « chauffage » lorsque le plancher chauffant-rafraîchissant 106 placé à l’intérieur d’un bâtiment 121 forme les moyens de chauffage 18 qui sont reliés aux moyens d’export de chaleur 17, tandis que l’échangeur air-eau 107 placé à l’extérieur 122 dudit bâtiment 121 constitue les moyens de refroidissement 19 qui sont reliés aux moyens d’import de chaleur 138. Si ladite pompe à chaleur 1 opère en mode « climatisation », le plancher chauffant-rafraîchissant 106 placé à l’intérieur dudit bâtiment 121 forme les moyens de refroidissement 19 qui sont reliés aux moyens d’import de chaleur 138, cependant que l’échangeur air-eau 107 placé à l’extérieur 122 dudit bâtiment 121 constitue les moyens de chauffage 18 qui sont reliés aux moyens d’export de chaleur 17. Le changement de mode peut aisément s’opérer en inversant les conduit de transport de chaleur 38 à l’aide d’une ou plusieurs vannes manuelles ou motorisées, quel qu’en soit le type, lesdits conduits 38 initialement reliés au compresseur 3 devenant reliés au détendeur 4, et inversement. On notera que la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention peut, outre les différents organes et accessoires représentés en figures 3 à 16, comporter divers autres appareils et accessoires tels que des capteurs de pression et/ou de température, un variateur de fréquence pour réguler l’alimentation électrique du moteur d’entrainement 27 électrique de façon séquentielle en fonction de l’angle de l’arbre à manivelle 24 ou de façon continue, au moins un codeur angulaire et/ou un capteur de détection de passage qui retourne au calculateur 120 la vitesse et/ou la position angulaire de l’arbre à manivelle 24, une ou plusieurs pompes et/ou compresseurs et/ou vannes permettant de transvaser du gaz de travail 5 ou du liquide de travail 13 depuis des sources externes vers le réservoir de gaz à haute pression 58 ou le réservoir de gaz à basse pression 60 ou entre lesdits réservoirs 58, 60 notamment pour équilibrer le taux de glycol dans l’eau entre celle contenue dans le compresseur 3 et celle contenue dans le détendeur 4, des purges, des éléments de sécurité pour les personnes, des limiteurs de pression ou des soupapes de décharge, ou tout autre appareillage connu de l’homme de l’art. Par exemple, on remarquera en FIG. 6 un réservoir à condensats 42 qui collecte les condensats au sortir du conduit de gaz à haute pression 56, après que le gaz de travail 5 sortant à haute température du compresseur 3 ait été refroidi dans l’échangeur de chaleur de régénération 152. Ledit réservoir à condensats 42 coopère avec une vanne de retour des condensats 31 pilotée par le calculateur 120 pour cycliquement renvoyer les condensats de liquide de travail 13 dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 en utilisant les différences de pression. La pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention peut aussi comporter une couche d’isolation thermique sur tous les organes nécessaires, et quelle que soit la nature de ladite couche qui peut prendre la forme de mousse ou de laine isolante souple ou rigide, de briques isolantes, de plaques ou d’écrans qui réfléchissent les rayonnements de toute nature. La couche d’isolation thermique peut isoler ladite pompe à chaleur 1 et ses constituants de l’environnement extérieur et/ou isoler le compresseur 3 qui est chaud, du détendeur 4 qui est plus froid. Ladite pompe à chaleur 1 peut également recevoir une enveloppe d’isolation acoustique, et son bâti statique 40 peut reposer sur le sol par l’intermédiaire de plots élastiques anti vibratiles. On notera aussi que des collecteurs de gouttelettes en suspension en paille de fer ou d’inox peuvent être prévus dans le plenum de refoulement de compresseur 62 et/ou dans le plenum de refoulement de détendeur 143. Il est entendu que de nombreuses architectures sont applicables à la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention, avec un cylindre à liquide borgne 8 vertical, un réservoir à gaz et liquide de compresseur 14 et/ou un réservoir à gaz et liquide de détendeur 137 déportés et reliés au cylindre à liquide borgne 8 par un conduit de communication 15 de quelque géométrie et de quelque longueur que ce soit. On note aussi que plusieurs cylindres à liquide borgnes 8 peuvent coopérer dont les pistons hydrauliques à double effet 10 sont mis en mouvement par des moyens d’actionnement de tige de liaison 144 communs ou non, phasés ou angulairement décalés, synchronisés ou non, lesdits cylindres 8 pouvant être juxtaposés, superposés, montés tête bêche, en opposition ou selon quelque position et orientation relative que ce soit. Les possibilités de la pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent 1 suivant l’invention ne s’en limitent pas aux applications qui viennent d’être décrites et il doit d’ailleurs être entendu que la description qui précède n’a été donnée qu’à titre d’exemple et qu’elle ne limite nullement le domaine de ladite invention dont on ne sortirait pas en remplaçant les détails d’exécution décrits par tout autre équivalent. Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides à actionnement lent (1) comprenant un compresseur (3) dans lequel est formé un volume variable pneumatique de compresseur (2), et un détendeur (4) dans lequel est formé un volume variable pneumatique de détendeur (136), chaque dit volume (2, 136) comportant d’une part, un port d’entrée (6) par lequel peut pénétrer un gaz de travail (5) et d’autre part, un port de sortie (7) par lequel peut sortir ledit gaz (5), caractérisé e en ce qu’ elle comprend : Au moins un cylindre à liquide borgne (8) qui est formé d’une ou plusieurs sections cylindriques coaxiales (63), qui est directement ou indirectement solidaire d’un bâti statique (40), dont au moins deux extrémités sont chacune obturée par une terminaison étanche de cylindre (135), et dans lequel peut translater de façon étanche au moins un piston hydraulique à double effet (10) comprenant un ou plusieurs disques étanches coaxiaux (64), ledit piston (10) présentant, d’une part, au moins une face axiale de piston côté compresseur (132) qui forme avec ledit cylindre (8) et une terminaison étanche de cylindre (135) un volume variable hydraulique de compresseur (12), et d’autre part, au moins une face axiale de piston côté détendeur (133) qui forme avec ledit cylindre (8) et une autre terminaison étanche de cylindre (135) un volume variable hydraulique de détendeur (134), les deux dits volumes variables hydrauliques (12, 133) étant en tout ou partie remplis d’un liquide de travail (13) ; Un réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) qui est relié au volume variable hydraulique de compresseur (12) par un conduit de communication (15), de sorte que ledit réservoir (14) se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail (13) lorsque le volume variable hydraulique de compresseur (12) est minimal, ledit réservoir (14) se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail (5) lorsque le volume variable hydraulique de compresseur (12) est maximal, la variation du volume du gaz de travail (5) contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) définissant, d’une part, le volume variable pneumatique de compresseur (2) et étant, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail (13) contenu dans le volume variable hydraulique de compresseur (12) ; Un réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) qui est relié au volume variable hydraulique de détendeur (134) par un conduit de communication (15), de sorte que ledit réservoir (137) se remplisse majoritairement ou totalement de liquide de travail (13) lorsque le volume variable hydraulique de détendeur (134) est minimal, ledit réservoir (137) se remplissant partiellement ou totalement de gaz de travail (5) lorsque le volume variable hydraulique de détendeur (134) est maximal, la variation du volume du gaz de travail (5) contenu dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) définissant, d’une part, le volume variable pneumatique de détendeur (136) et étant, d’autre part, approximativement égale à la variation de volume du liquide de travail (13) contenu dans le volume variable hydraulique de détendeur (134) ; Des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14), lesdits moyens (16) pouvant principalement prendre de la chaleur au gaz de travail (5) que contient ledit réservoir (14) et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au liquide de travail (13) que contient également ledit réservoir (14) ; Des moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) qui sont logés dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137), lesdits moyens (139) pouvant principalement prendre de la chaleur au liquide de travail (13) que contient ledit réservoir (137) et stocker temporairement ladite chaleur, ceci avant de céder cette dernière au gaz de travail (5) que contient également ledit réservoir (137) ; Des moyens d’export de chaleur (17) logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14), lesdits moyens (17) prenant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) d’une part, et/ou au liquide de travail (13) et/ou au gaz de travail (5) que contient en tout ou partie ledit réservoir (14) d’autre part, ladite chaleur étant ensuite cédée à des moyens de chauffage (18) externes au réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) ; Des moyens d’import de chaleur (138) logés à l’intérieur et/ou à l’extérieur du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137), lesdits moyens (138) apportant directement ou indirectement de la chaleur aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) d’une part, et/ou au liquide de travail (13) et/ou au gaz de travail (5) que contient en tout ou partie ledit réservoir (137) d’autre part, ladite chaleur ayant été préalablement prise à des moyens de refroidissement (19) externes au réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) ; Des moyens de remplissage de compresseur (20) qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail (5) depuis un plenum d’admission de compresseur (21) vers le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) via le port d’entrée (6) du compresseur (3) ; Des moyens de vidange de compresseur (22) qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail (5) depuis le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) vers un plenum de refoulement de compresseur (62) via le port de sortie (7) du compresseur (3) ; Des moyens de remplissage de détendeur (140) qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail (5) depuis un plenum d’admission de détendeur (142) vers le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) via le port d’entrée (6) du détendeur (4) ; Des moyens de vidange de détendeur (141) qui permettent ou interdisent le passage de gaz de travail (5) depuis le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) vers un plenum de refoulement de détendeur (143) via le port de sortie (7) du détendeur (4) ; Une tige de liaison (11) qui est solidaire du piston hydraulique à double effet (10), qui traverse de façon étanche l’une au moins des extrémités du cylindre à liquide borgne (8), et qui est approximativement parallèle à l’axe longitudinal dudit piston (10) et du cylindre à liquide borgne (8) ; Des moyens de guidage de piston (23) qui maintiennent le piston hydraulique (10) et la tige de liaison (11) parallèles au cylindre à liquide borgne (8), quelle que soit la position dudit piston (10) dans ledit cylindre (8) ; Des moyens d’actionnement de tige de liaison (144) par l’intermédiaire desquels un moteur d’entrainement (27) imprime à la tige de liaison (11) un mouvement alternatif de translation longitudinale parallèle à l’axe du cylindre à liquide borgne (8) ; Des moyens de stockage d’énergie mécanique (28) qui sont directement ou indirectement reliés aux moyens d’actionnement de tige de liaison (144) et/ou à la tige de liaison (11) elle-même, lesdits moyens de stockage (28) pouvant alternativement prendre et céder de l’énergie mécanique auxdits moyens d’actionnement (144) et/ou à ladite la tige (11). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’actionnement de tige de liaison (144) sont constitués d’un arbre à manivelle (24) qui est orienté perpendiculairement au cylindre à liquide borgne (8), et qui peut tourner dans au moins un palier d’arbre (25) qui est directement ou indirectement solidaire du bâti statique (40), ledit arbre à manivelle (24) présentant au moins une manivelle (26) autour de laquelle s’articule une tête de bielle (145) d’une bielle d’actionnement (165), cette dernière comportant également un pied de bielle (146) qui s’articule avec la tige de liaison (11), cette dernière traversant de façon étanche l’une au moins des terminaisons étanches de cylindre (135). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 2, caractérisée en ce que le pied de bielle (146) s’articule avec la tige de liaison (11) par l’intermédiaire d’une crosse de liaison (147) qui est solidaire de ladite tige (11). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 3, caractérisée en ce que la crosse de liaison (147) comprend une chape de crosse (148) qui est traversée d’un axe de crosse (155) qui est perpendiculaire à la tige de liaison (11) et autour duquel s’articulent d’une part, un palier de pied de bielle (149) que comprend le pied de bielle (146), et au moins un galet de crosse (150) qui roule sur au moins une piste de roulement de crosse (41) qui est parallèle au cylindre à liquide borgne (8), et qui est directement ou indirectement solidaire dudit cylindre (8). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le piston hydraulique à double effet (10) est constitué de deux disques étanches coaxiaux (64) qui sont axialement suffisamment distants l’un de l’autre pour laisser une portion du cylindre à liquide borgne (8) non balayée par ledit piston (10). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) et/ou les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) sont constitués d’un média poreux (32) qui présente des porosités (33) dans lesquelles entrent et desquelles sortent alternativement du liquide de travail (13) et du gaz de travail (5). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’export de chaleur (17) sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail (13) qui sort du volume variable hydraulique de compresseur (12) et/ou du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) via un conduit de sortie de liquide (34) pour ensuite revenir dans ledit volume (12) et/ou dans ledit réservoir (14) via un conduit d'entrée de liquide (35), ceci après avoir directement ou indirectement cédé de la chaleur aux moyens de chauffage (18). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 7, caractérisée en ce que la partie circulante du liquide de travail (13) cède de la chaleur aux moyens de chauffage (18) par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de chauffage (153). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’import de chaleur (138) sont constitués d’une partie circulante du liquide de travail (13) qui sort du volume variable hydraulique de détendeur (134) et/ou du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) via un conduit de sortie de liquide (34) pour revenir dans ledit volume (134) et/ou dans ledit réservoir (137) via un conduit d'entrée de liquide (35), ceci après avoir directement ou indirectement pris de la chaleur aux moyens de refroidissement (19). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 9, caractérisée en ce que la partie circulante du liquide de travail (13) prend de la chaleur aux moyens de refroidissement (19) par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur secondaire de refroidissement (154). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’export de chaleur (17) sont constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur (36) logé dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) et dans lequel circule un fluide caloporteur (37) qui exporte de la chaleur prise aux moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) d’une part, et/ou au liquide de travail (13) et/ou au gaz de travail (5) contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) d’autre part, vers les moyens de chauffage (18), via des conduits de transport de chaleur (38). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 2, caractérisée en ce que les moyens d’import de chaleur (138) sont constitués d’au moins un conduit échangeur de chaleur (36) logé dans le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) et dans lequel circule un fluide caloporteur (37) qui importe de la chaleur en provenance des moyens de refroidissement (19) vers les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) d’une part, et/ou le liquide de travail (13) et/ou le gaz de travail (5) contenu dans le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) d’autre part, via des conduits de transport de chaleur (38). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) sont constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide (71) alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide (72), ladite buse (71) pouvant atomiser du liquide de travail (13) en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) sont constitués d’au moins une buse de pulvérisation de liquide (71) alimentée par une pompe de pulvérisation de liquide (72), ladite buse (71) pouvant atomiser du liquide de travail (13) en fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de compresseur (16) sont constitués d’un atomiseur rotatif de liquide (158) qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation (159) percé d’orifices radiaux d’atomisation (160), un moteur d’atomiseur (161) entrainant ledit cylindre (159) en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail (13) en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage (162), et rejette radialement ledit liquide (13) sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14), via les orifices radiaux d’atomisation (160). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens d’échange et d’accumulation de chaleur de détendeur (139) sont constitués d’un atomiseur rotatif de liquide (158) qui comprend un cylindre rotatif d’atomisation (159) percé d’orifices radiaux d’atomisation (160), un moteur d’atomiseur (161) entrainant ledit cylindre (159) en rotation rapide de sorte que ce dernier aspire du liquide de travail (13) en son extrémité axiale par effet de centrifugation et/ou au moyen d’une turbine de pompage (162), et rejette radialement ledit liquide (13) sous la forme de fines gouttelettes dans le volume interne du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137), via les orifices radiaux d’atomisation (160). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisé e en ce que les moyens de guidage de piston (23) sont constitués d’une liaison pivot glissant (47) formée entre une surface cylindrique externe (48) que présente la tige de liaison (11) et un orifice de guidage (49) qui est solidairement reliée au cylindre à liquide borgne (8). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisé e en ce que les moyens de guidage de piston (23) sont constitués d’une jupe de guidage (57) aménagée en périphérie du piston hydraulique à double effet (10), ladite jupe (57) pouvant translater à faible jeu dans le cylindre à liquide borgne (8). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisé e en ce que les moyens de remplissage de compresseur (20) et/ou les moyens de vidange de compresseur (22) sont constitués d’au moins un clapet de compresseur (52) et/ou d’au moins une soupape pilotée de compresseur (53), cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail (5) est expulsé du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) via le plenum de refoulement de compresseur (62) sous une pression supérieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir (14) via le plenum d’admission de compresseur (21). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisé en ce que les moyens de remplissage de détendeur (140) et/ou les moyens de vidange de détendeur (141) sont constitués d’au moins une soupape pilotée de détendeur (54) cependant qu’en fonctionnement, le gaz de travail (5) est expulsé du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) via le plenum de refoulement de détendeur (143) sous une pression inférieure à celle sous laquelle il a été préalablement introduit dans ledit réservoir (137) via le plenum d’admission de détendeur (142). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le plenum de refoulement de compresseur (62) est relié au plenum d’admission de détendeur (142) par un conduit de gaz à haute pression (56) de sorte que le gaz de travail (5) sortant du volume variable pneumatique de compresseur (2) via ledit plenum de refoulement de compresseur (62) est introduit dans le volume variable pneumatique de détendeur (136) via ledit plenum d’admission de détendeur (142), tandis que le plenum de refoulement de détendeur (143) est relié au plenum d’admission de compresseur (21) par un conduit de gaz à basse pression (61) de sorte que le gaz de travail (5) sortant du volume variable pneumatique de détendeur (136) via ledit plenum de refoulement de détendeur (143) est introduit dans le volume variable pneumatique de compresseur (2) via ledit plenum d’admission de compresseur (21). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 21, caractérisée en ce que le conduit de gaz à haute pression (56) communique avec au moins un réservoir de gaz à haute pression (58). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 21, caractérisée en ce que le conduit de gaz à basse pression (61) communique avec au moins un réservoir de gaz à basse pression (60). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 21, caractérisée en ce que le gaz de travail (5) qui circule dans le conduit de gaz à haute pression (56) cède sa chaleur au gaz de travail (5) qui circule dans le conduit de gaz à basse pression (61) par l’intermédiaire d’un échangeur de chaleur de régénération (152). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisé e en ce que le plenum d’admission de compresseur (21) et le plenum de refoulement de compresseur (62) sont situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne (8), de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail (5) sorte toujours prioritairement dudit réservoir (14) via ledit plenum de refoulement (62), et que le liquide de travail (13) entre toujours prioritairement dans ledit réservoir (14) via ledit plenum d’admission (21). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le plenum d’admission de détendeur (142) et le plenum de refoulement de détendeur (143) sont situés dans la partie supérieure du réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) ce dernier étant lui-même positionné au-dessus du cylindre à liquide borgne (8), de sorte que, sous l’effet de la gravité terrestre, le gaz de travail (5) sorte toujours prioritairement dudit réservoir (137) via ledit plenum de refoulement (143), et que le liquide de travail (13) entre toujours prioritairement dans ledit réservoir (137) via ledit plenum d’admission (142). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 2, caractérisée en ce que les moyens de stockage d’énergie mécanique (28) sont constitués d’un volant d’inertie (66) rendu solidaire en rotation de l’arbre à manivelle (24) par un multiplicateur de transmission (156). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 2, caractérisée en ce que l’arbre à manivelle (24) comprend une couronne dentée (67) que le moteur d’entrainement (27) entraîne en rotation par l’intermédiaire d’au moins un pignon d’entraînement de couronne (68) dont le diamètre primitif est plus petit que celui de ladite couronne (67), cette dernière (67) et ledit pignon (68) formant un système d’engrenage à multiplication (69). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que une pompe de débordement (82) peut transférer du liquide de travail (13) depuis un réservoir de débordement (83) vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de compresseur (14) et/ou le volume variable hydraulique de compresseur (12) et/ou le conduit de communication (15) qui relie ledit réservoir (14) audit volume variable (12), ledit réservoir de débordement (83) communiquant avec le plenum de refoulement de compresseur (62) de sorte que la pression de gaz de travail (5) qui règne dans ledit réservoir (83) est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum (62). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 1, caractérisée en ce que une pompe de débordement (82) peut transférer du liquide de travail (13) depuis un réservoir de débordement (83) vers et directement ou non, le réservoir à gaz et liquide de détendeur (137) et/ou le volume variable hydraulique de détendeur (134) et/ou le conduit de communication (15) qui relie ledit réservoir (137) audit volume variable (134), ledit réservoir de débordement (83) communiquant avec le plenum de refoulement de détendeur (143) de sorte que la pression de gaz de travail (5) qui règne dans ledit réservoir (83) est proche ou identique à celle qui règne dans ledit plenum (143). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant l’une quelconque des revendications 29 ou 30, caractérisée en ce que la pompe de débordement (82) comprend un cylindre borgne de pompe (84) dans lequel peut translater de façon étanche un piston de pompe de débordement (85), ce dernier et ledit cylindre (84) formant un volume variable de pompe de débordement (86) qui, lorsqu’il augmente, se remplit de liquide de travail (13) en provenance du réservoir de débordement (83) via au moins un clapet d’admission de pompe de débordement (87) et qui, lorsqu’il diminue, refoule ledit liquide (13) successivement via une vanne de refoulement (88) et un conduit de refoulement (157). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant les revendications 29 et 31, caractérisé e en ce que le piston de pompe de débordement (85) est un piston étagé bicorps (89) qui comprend un corps de grand diamètre (93) qui présente une face de grande section (90) qui forme l’une des parois du volume variable de pompe de débordement (86), ledit piston étagé (89) comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section (90), un corps de petit diamètre (94) qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement (92) dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement (157), ledit corps de petit diamètre (94) présentant une face de petite section (91) sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement (157), ledit piston étagé (89) offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre (93) et le corps de petit diamètre (94), une face de moyenne section (95) de laquelle émerge le corps de petit diamètre (94), qui est reliée au réservoir de débordement (83), et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir (83), tandis qu’une butée de piston étagé (117) fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement (86) et qu’un ressort de rappel de piston bicorps (96) tend à repousser le piston étagé bicorps (89) en direction de sa face de grande section (90). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 32, caractérisé e en ce que la vanne de refoulement (88) comprend un piston actionneur de vanne (97) qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne (98) et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne (99) qui communique avec le réservoir de débordement (83) et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir (83), ladite face (99) pouvant soulever un clapet de débordement (100) d’un siège de clapet de débordement (104) lorsque le piston actionneur de vanne (97) se déplace en direction de ladite face (99) ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement (86) avec le conduit de refoulement (157), et de deuxième part, une face axiale côté conduit de refoulement (102) qui communique avec le conduit de refoulement (157), sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit (157), et qui peut entrer en contact avec une butée coté conduit de refoulement (118) lorsque le piston actionneur de vanne (97) se déplace en direction de ladite face axiale côté conduit de refoulement (102), cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement (103) tend à repousser le piston actionneur de vanne (97) en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne (99), et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement (128) tend à ramener le clapet de débordement (100) au contact du siège de clapet de débordement (104) avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement (103) étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement (128). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant les revendications 30 et 31, caractérisé e en ce que le piston de pompe de débordement (85) est un piston étagé bicorps (89) qui comprend un corps de grand diamètre (93) qui présente une face de grande section (90) qui est reliée au réservoir de débordement (83) et qui est soumise à la pression régnant dans ledit réservoir (83), ledit piston étagé (89) comprenant également, axialement à l’opposé de la face de grande section (90), un corps de petit diamètre (94) qui peu translater de façon étanche dans un cylindre d’actionnement (92) dont le volume interne est relié directement ou non au conduit de refoulement (157), ledit corps de petit diamètre (94) présentant une face de petite section (91) sur laquelle s’exerce la pression qui règne dans le conduit de refoulement (157), ledit piston étagé (89) offrant également, au niveau de la jonction entre le corps de grand diamètre (93) et le corps de petit diamètre (94), une face de moyenne section (95) de laquelle émerge le corps de petit diamètre (94) ladite face (95) formant l’une des parois du volume variable de pompe de débordement (86), tandis qu’une butée de piston étagé (117) fixe le volume maximal du volume variable de pompe de débordement (86) et qu’un ressort de rappel de piston bicorps (96) tend à repousser le piston étagé bicorps (89) en direction de sa face de petite section (91). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 34, caractérisé e en ce que la vanne de refoulement (88) comprend un piston actionneur de vanne (97) qui peut translater de façon étanche dans un cylindre d’actionneur de vanne (98) et qui présente, de première part, une face axiale d’actionnement de vanne (99) qui communique avec le conduit de refoulement (157) et sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit conduit (157), ladite face (99) pouvant soulever un clapet de débordement (100) d’un siège de clapet de débordement (104) lorsque le piston actionneur de vanne (97) se déplace en direction de ladite face (99) ce qui a pour effet de mettre en communication le volume variable de pompe de débordement (86) avec le conduit de refoulement (157), et de deuxième part, une face axiale côté réservoir (101) qui communique avec le réservoir de débordement (83), sur laquelle s’exerce la pression régnant dans ledit réservoir (83), et qui peut entrer en contact avec une butée coté réservoir de débordement (130) lorsque le piston actionneur de vanne (97) se déplace en direction de ladite face axiale côté réservoir (101), cependant qu’un ressort de rappel de piston d'actionnement (103) tend à repousser le piston actionneur de vanne (97) en direction de sa face axiale d’actionnement de vanne (99), et qu’un ressort de rappel de clapet de débordement (128) tend à ramener le clapet de débordement (100) au contact du siège de clapet de débordement (104) avec lequel il coopère, l’effort que produit le ressort de rappel de piston d'actionnement (103) étant plus grand que l’effort que produit le ressort de rappel de clapet de débordement (128). Pompe à chaleur à pistons mécano-liquides suivant la revendication 21, caractérisée en ce que le piston hydraulique à double effet (10) comprend au moins deux disques étanches coaxiaux (64) qui chacun présente une face axiale de piston côté basse pression (65) qui communique avec le conduit de gaz à basse pression (61).