La présente invention concerne une machine thermo- dynamique volumétrique à cycle isotherme. Il existe deux types généraux de machines thermody- namiques utilisées soit pour fournir du travail par compres- sion ou détente de gaz, soit pour recevoir du travail par une telle compression ou une telle détente Ces deux types de machine sont les machines volumétriques et les turbines. Les machines volumétriques comportent divers rotors à palet- tes ou pistons, menés ou menants mécaniquement Un certain volume de gaz est transporté à vitesse relativement faible d'un premier volume à un volume différent, qui est plus grand ou plus petit suivant le fonctionnement en compresseur ou en moteur Dans le second type de machine, les turbines, le courant de gaz entre les ailettes s'écoule à une vitesse cor- respondant sensiblement à la vitesse du son dans le gaz. Les spécialistes dans la conception de telles machines savent que les turbines peuvent avoir un meilleur rendement que les machines volumétriques La raison de cette différence de rendement a souvent été peu claire Une connaissance de l'ori- gine de cette perte de rendement permet la conception d'une machine volumétrique d'une manière telle quele mauvais rende- ment ou la perte de rendement est réduit d'un facteur corres- pondant, jusqu'à une valeur minimale Celle-ci est évidemment la perte supplémentaire bien connue d'énergie des machines volumétriques, due au frottement entre un piston auxiliaire, un piston principal ou des palettes, sur les parois de la chambre La turbine évite elle-même cette perte de rendement mais en présente d'autres telles que le frottement d'un courant aérodynamique à des vitesses proches de la vitesse du son. Les pertes par frottement entre dec parties coulis- santes sont importantes mais elles ne constituent pas habituel- lement les principales pertes d'énergie d'un système Cependant, on considère plus précisément une propriété des machines V Ol- métriquesqui constitue un important défaut de rendement et qui n'est pas bien compris Il s'agit de l'échange thermique entre les gaz comprimés ou détendus et les parois du volume dans lequel a lieu le déplacement Cet échange thermique est habituellement accepté comme indispensable En fait, selon l'invention, l'échange thermique peut être notablement réduit ou accru, selon l'application de la machine, la perte étant réduite dans le cas des cycles adiabatiques et accrue dans le cas des cycles isothermes. On considère d'abord des compresseurs, bien que les considérations qui suivent puissent également s'appliquer à des moteurs à détente, en inversant les termes Lorsqu'un gaz subit une compression adiabatique, il s'échauffe au fur et à mesure de la compression et sa pression augmente aussi. L'augmentation de température et de pression correspond aux relations bien connues de la loi des échanges adiabatiques. Dans certains cas, par exemple dans un compresseur d'air, l'aug- mentation de la température du gaz provoque ultérieurement un rejet de chaleur qui est un inconvénient, bien qu'une frac- -tion importante, et même parfois essentielle du travail utile, puisse être perdue par rejet de cette chaleur Dans le cas particulier d'un compresseur d'air, lorsque de la chaleur est rejetée, le rejet de cette chaleur aussitôt que possible dans le cycle donne un meilleur rendement, car un moindre travail est effectué pour l'obtention d'un volume voulu de gaz comprimé froid Dans d'autres cas, lors de l'utilisation d'un compres- seur, par exemple dans une pompe à chaleur à cycle de Rankine ou dans un cycle de compression de divers moteurs à combustion interne, cet écart par rapport à une compression adiabatique, dû à l'échange thermique entre le fluide de travail, c'est-à- dire le gaz, et les parois du compresseur, est un inconvénient essentiel et représente une grande perte de rendement dans le système La demande de brevet des Etats-Unis d'Amérique NO 302 167 déposée le 14 septembre 1981 indique que la réalisation convenable des canaux d'entrée et de sortie d'une machine volumétrique adiabatique permet une réduction de cet échange thermique jusqu'à une faible valeur. Le mécanisme mis en oeuvre dans cette perte de cha- leur est le mouvement turbulent du fluide de travail qui vient au contact des parois pendant la compression ou la dé- tente Cet échange de chaleur comprend deux parties (l)l'échange de chaleur entre le gaz et la paroi lorsque la paroi reste isotherme, et ( 2) l'impédance thermique de la paroi elle- même Il s'avère que l'impédance thermique de la paroi est telle que cette paroi joue le rôle d'un réservoir ayant un effet de moyenne et de retardement, prenant une température égale à la température moyenne du gaz, à un moment de la course qui est retardé Ce retard ou déphasage et l'amplitude de l'échange thermique sont tous deux nuisibles au rendement d'un cycle adiabatique. On considère maintenant l'épaisseur de pénétration thermique On peut calculer la masse calorifique de la paroi pendant le contact temporaire avec le gaz, par calcul de la profondeur de pénétration thermique au cours du temps de con- tact thermique Cette profondeur de pénétration thermique d correspondant à la pénétration de la chaleur ou du froid en un temps donné t est exprimée mathématiquement sous la forme d = /K/C_) t 7/2 CV représentant la chaleur spécifique de la matière de la paroi, K la conductibilité thermique et t le temps Le rapport (K/CV) est souvent appelé "coefficient de diffusion" Dans le cas de matières telles que Cv est égal à 4 J cm 3 degré'1, et le temps est égal à 10 2 S (pour une course à 3000 tr/min) ou plus, la profondeur de pénétration varie entre 3 10 3 cm pour une matière plastique avec K = 4 10 3 J cm 3 degré-1 à la vitesse la plus élevée, et 3 10-2 cm pour un métal et un piston lent de grande dimension La plus petite profondeur de pénétration elle-même correspond à une masse calorifique équivalant à plusieurs centimètres d'air ou de "Freon" à la pression atmosphérique En conséquence, la masse calorifique de la paroi au contact du gaz est comparable à celle du gaz ou lui est supérieure Habituellement, lors des réalisations mécaniques, on néglige ce facteur de pénétration et on suppose que la paroi prend une température qui est la moyenne au cours du temps de la température fixée par le débit de chaleur trans- mis par le gaz Dans ce cas, le facteur principal pour la dé- termination de la perte de chaleur est l'échange thermique théorique du gaz avec une paroi supposée isotherme, d'une manière presque indépendante des propriétés de la paroi La suite du présent mémoire indique l'importance de ce retard d O au déphasage du courant de chaleur On considère d'abord l'effet de la profondeur de pénétration On suppose que les parois de la chambre sont lisses et que la perte de chaleur est donc contrôlée par l'échange turbulent avec une paroi lisse. On considère donc maintenant la diffusion de la chaleur La figure 1 des dessins annexés est un graphique re- présentant la solution classique et la diffusion de chaleur d'un premier réservoir 1 à un second réservoir 2 On suppose que le'réservoir 1 est plus chaud puisqu'il est à une tempé- rature T 1 et contient un gaz turbulent ayant une aptitude pra- tiquement infinie à transporter de la chaleur jusqu'à une cloison 3 La chaleur diffuse vers l'intérieur de la région 2 et hors de cette région avec une diffusivité K/Cv La distri- bution de la température ou de la chaleur T en fonction de la profondeur x suit alors une séquence de solution de la "fonction erreur" telle que T T 2 + (T 1 T 2) exp(-x /d 2) ou 2 2 T T 2 + (T 1 T 2) e(x /d) avec, comme précédemment d = /r(K/C) t 7 _/2 La distance d représente le centroide de la profondeur de pénétration de l'onde thermique Les trois courbes dl, d 2, d 3 sont les profils de la température à des temps t 1, t 2, t 3, le temps t 1 étant inférieur au temps t 2 lui-même inférieur au temps t 3, les profondeurs de pénétration caractéristiques étant telles que dl est inférieure à d 2 elle-même inférieure à d 3 Si la température T 1 dépend du temps comme dans un cylin- dre ayant des gaz alternativement chauds et froids, la distri- bution réelle de la température doit être une addition simple de telles solutions Dans ce sens, le "froid" c'est-à-dire une température T 1 inférieure à la température T 2, peut péné- trer dans la paroi aussi bien que la chaleur lorsque T 1 est supérieure à T 2 La profondeur de pénétration est juste la profondeur caractéristique moyenne de chaque variation de tempé- rature pendant un temps t La masse calorifique décrite par chaque courbe est telle que H = (Tî T 2)CV et en conséquence, plus le temps pendant lequel la chaleur s'infiltre est grand, et plus la quantité de chaleur transférée est grande Le ta- bleau qui suit indique des exemples de diffusivité, et de masse calorifique dans la profondeur de pénétration, pour divers matériaux A titre illustratif, on choisit une fré- quence de 3000 tr/min, et la masse calorifique pour la pro- fondeur de pénétration est comparée à celle de gaz de combus- tion comprimés à un rapport 8/1, dans un exemple de moteur à cycle d'O Lto Les propriétés de diffusion de l'air sans turbu- lence sont ajoutées à titre comparatif On peut noter que le débit de chaleur obtenu par diffusion seule dans l'air donne une masse calorifique de la profondeur de pénétration qui est très faible, de l'ordre de l O 3 fois celle de la paroi. En conséquence, le débit de chaleur d O au gaz et transmis par turbulence doit Utre accru de manière que la masse calo- rifique de la paroi soit importante. 2 1512881 TABLEAU Diffusivité et masse calorifique de la profondeur de divers matériaux 3000 tr/min, t = 1/( 2 f) = 0,01 s de pénétration Conductibilité thermique W.cm-1 l degré C Acier au carbone Acier inoxydable Nickel-chrome Bronze au phos- phore Cuivre au béryllium Alliage d'aluminium Carbone (coke) Céramique d'alumine Silice fondue Air 2,3 x 10-4 0,5 0,14 0,11 2,2 0,8 1,6 0,28 0, 30 0,016 Capacité calorifique W.cm-2 degré C 3,39 3,39 3,39 3,51 3,51 2, 42 1,3 3,3 3,3 1,20 10-3 Diffusivité D/C, cm 2 s 0,13 0,036 0,028 0,55 0,20 0,57 0,2 0,08 0,004 0, 19 Masse calorifi- que de la pro- fondeur de pé- nétration CV/Dtl/2 W.cmm- 0,0686 0,0364 0,0318 0,146 0,088 0,105 0,0314 0,054 0,013 ,23 10-5 1 bar Air 2,3 x 10 4 8 bars 9,6 103 0,023 1,46 10-4 La capacité calorifique de l'air en présence d'un com- bustible, comprimé à 8 bars, est de 2 10-2 W cm 3, c'est-à-dire sensiblement le double de celle de l'air comprimé seul Un volume formé par un cylindre et un piston, pour une compres- sion maximale et ayant une dimension moyenne de 1 cm a une mas- se calorifique de charge qui est égale à 30 de la masse ca- lorifique de la profondeur de pénétration thermique de la paroi d'acier au carbone Ainsi, une petite partie de la chaleur de combustion, retardée jusqu'à la période de compression, peut être importante, peut accroltre l'énergie de compression et peut réduire le rendement du cycle. On considère maintenant l'échange thermique turbu- lent avec une surface lisse Lorsqu'un gaz s'écoule dans une tuyauterie à paroi lisse, les propriétés de l'échange thermique d O à un fluide turbulent sont telles que le gaz atteint l'équi- libre thermique avec la paroi après s'être déplacé sensiblement d'une distance égale à 50 fois le diamètre de la tuyauterie (American Handbook of Physicsp 1963) Il s'agit aussi de la longueur de ralentissement visqueux ou de la longueur sur la- quelle l'énergie cinétique se dissipe Cette quantité de diamètres de la tuyauterie est déterminée par les proprié- tés particulières de la sous-couche laminaire Il s'agit de la couche limite entre l'écoulement turbulent et la paroi lisse de la tuyauterie Dans le cas d'un cylindre ou d'un autre volu- me de compression, la considération essentielle est la distanc e parcourue par le fluide (ou le gaz) au contact de la paroi pendant la duréed'une course Si le gaz provient d'une soupape avec une vitesse élevée par rapport à la chambre, le gaz cir- cule de nombreuses fois dans la chanjbre pendant la durée d'une course de compression ou de détente Le nombre de cycles de circulation peut être estimé grossièrement d'après le rapport de la vitesse des gaz pénétrant par la soupape d'admission à la vitesse du piston Le rapport moyen de la section de la soupape à la section du piston est souvent d'environ 20/1 (Taylor, 1966), si bien que les gaz pénétrant dans le cylindre ont des vitesses comprises entre 10 et 20 fois celle de la vitesse du piston En général, les gaz pénètrent dans la cham- bre d'une manière non symétrique par rapport au volume de compression si bien que la turbulence créée par le courant est supérieure à celle qui est induite dans un courant d'un fluide se déplaçant dans une tuyauterie normale En conséquence, l'échange de chaleur avec la paroi est supérieur lorsque la turbulence est accrue On estime que l'échange thermique est multiplié par le facteur e pour dix temps de circulation envi- ron, car le gaz s'écoulant par les coins est plus turbulent qu'un courant s'écoulant dans une tuyauterie rectiligne En conséquence, un piston ayant des soupapes d'entrée de dimension limitée permet un échange thermique du gaz avec la paroi cor- respondant sensiblement à la moitié de la chaleur différentielle du gaz pendant la durée d'une course de compression ou de déten- te Comme la température différentielle de la paroi par rapport au gaz correspond sensiblement à la moitié de la différence totale de température, le quart de la chaleur environ est perdu vers la paroi C'est cet échange de chaleur important qui est la 281288 I cause essentielle de la réduction du rendement de telles ma- chines à gaz La seule manière d'éviter cette perte de cha- leur estde permettre aux gaz de pénétrer dans le volume de compression avec de faibles vitesses La distance parcourue par le gaz pendant une course est alors faible (lorsqu'elle est -mesurée en nombres de diamètres) et l'échange thermique est faible Si la vitesse du courant de gaz introduit corres- pond avec précision à la vitesse du piston ou des autres organes de compression, on peut prévoir une couche limite faiblement turbulente, c'est-à-dire qui n'est pas parfaitement laminaire mais qui présente une faible turbulence L'absence presque totale de turbulence est appelée "écoulement presque laminaire" et le point essentiel de la conception est l'obten- tion d'un écoulement presque laminaire du gaz introduitpendant le cycle de compression ou de détente Si le courant doit être presque laminaire, à la vitesse du piston, la section de la lumière d'admission doit être proche de la section totale du piston De manière analogue, dans un moteur à détente, les lumières d'admission doivent encore être égales à la section du piston Cette caractéristique s'applique aussi aux machines à palettes rotatives. On considère maintenant la perte de rendement due à l'échange de chaleur du gaz avec la paroi dans un cycle adia- batique On suppose qu'un gaz qui a une température initiale T 1 est comprimé d'une manière telle que sa température finale serait 13 s'il s'agissait d'une compression adiabatique par- faite, mais au contraire, le gaz est conservé de façon isother- me à une température intermédiaire T 2 pendant la dernière par- tie de la compression La température T 1 est inférieure à la température T 2 elle-même inférieure à la température T 3 et l'énergie thermique présente dans le gaz après qu'il a quitté le piston est inférieure à celle qu'il aurait, suivant le rapport T 2/T 3 (la masse du gaz se conserve) En conséquence, le facteur de perte de rendement ou la perte de chaleur correspond juste à la différence (T 3 T 2) divisée par la quantité de chaleur qui aurait été présente dans le gaz (T 3 T 1) Suivant le refroi- dissement des parois du cylindre et d'autres paramètres, la température T 2 peut se trouver seulement à mi-chemin entre les températures 1 et T 3, si bien que la machine de compres- sion a alors un rendement de 50 % en suivant une compression adiabatique La température T 2 atteinte par la paroi est une fonction compliquée du processus d'échange de chaleur et du refroidissement des parois En général, le gaz ne vient pas à l'équilibre en tous points de la course et une approxi- mation seulement de cette perte de chaleur est -observée en réalité Cependant, le fait qu'un calcul simple indique qu'une quantité pouvant atteindre 50 A de la quantité maxima- le théorique de chaleur peut être échangée, constitue une raison suffisante pour qu'on cherche à réaliser une machine qui ne présente pas ce court-circuit thermique, ni les per- tes correspondantes de rendement. Si la paroi reste isotherme, à la température T 2, la perte de chaleur vers les parois est un avantage réel dans un compresseur, par exemple un compresseur d'air normal ou d'un cycle de réfrigération Cependant, l'échange de cha- leur du gaz avec la paroi est plus compliqué Si le gaz peut perdre de la chaleur vers la paroi dans une partie du cycle, il peut aussi gagner de la chaleur de la paroi dans une autre partie du cycle lorsque la paroi est plus chaude que le gaz La paroi est plus chaude que le gaz pendant une période transitoire étant donné l'effet de pénétration de la chaleur Ce dernier effet du chauffage du gaz par la paroi est particulièrement nuisible au rendement du compresseur parce que le chauffage du gaz a lieu à son aspiration, lors- que la paroi est plus chaude que le gaz admis Le gaz est alors comprimé avec une quantité de chaleur plus élevée que dans le cycle adiabatique idéal, si bien qu'il faut une plus grande quantité de chaleur que dans le cas d'un cycle idéal Ainsi, la chaleur est échangée avec un retard nuisi- ble On peut considérer ces cycles idéaux, avec et sans échange de chaleur avec la paroi en référence à la figure 2. Le gaz est aspiré dans le cylindre pendant la course d'admission à partir d'une température în, à la pression constante PO jusqu'au volume V Dans le cycle idéal, la compression commence au volume V O suivant une adiabatique pure 1, et atteint la pression Finale du réservoir Pl au volume V 1 et à la température T 1 Il existe plusieurs possibilités dues au chauffage du gaz par la paroi. ( 1) Si le gaz est chauffé de la quantité +Tdiff uniquement pendant l'admission, la relation entre la pres- sion et le volume reste la même Ainsi, comme le gaz n'est chauffé par les parois que pendant l'admission et non pen- dant la compression, par hypothèse, la compression est adia- batique (courbe 1) et arrive au même état VV, P 1, mais à une température plus élevée T = (Tdiff + T)/T O x Til L'excès de chaleur est rejeté ultérieurement, si bien qu'il faut une plus grande quantité de travail pour transmettre la même masse de gaz. ( 2) De la chaleur peut être ajoutée après le début de la compression et le gaz suit la courbe 2 qui est plus inclinée qu'une adiabatique pure La température du gaz ris- que alors de dépasser la température de la paroi, avec trans- fert de chaleur du gaz à la paroi, et la courbe s'incline comme indiqué par la courbe 3, en étant moins inclinée que l'adiabatique 1 Le travail nécessaire est alors accru. La courbe 4 est plus représentative car le refroidissement par la paroi du gaz comprimé à la fin du cycle peut réduire en réalité la température finale du gaz T 4 pour le volume V 4 au-dessous de la température T 1 pour le volume V, dans le cas adiabatique, mais le travail résultant dépasse encore le cas adiabatique. ( 3)La paroi peut être parfaitement refroidie et conservée à la température T 0, le gaz peut échanger de la chaleur avec la paroi d'une façon parfaite, et la compres- sion est isotherme le long de la courbe 5 Il s'agit du cycle à travail minimal permettant l'obtention d'un gaz froid à une température finale T 5 = T Ce cas ne peut pas être obtenu habituellement en pratique, d'une part à cause de l'argument portant sur la profondeur de pénétration qui isole l'intérieur de l'extérieur, d'une manière transitoire, et d'autre part, parce qu'un échange turbulent de chaleur n'est que partiellement efficace dans un cylindre normal contenant un piston. On considère maintenant en résumé les pertes de cha- leur et le cycle adiabatique L'échange thermique a lieu parce que le courant est turbulent dans le gaz admis La masse maximale de gaz ou la température minimale T est conservée pendant l'aspiration uniquement si les parois sont maintenues à la température Ta ou si l'admission est sous forme d'un courant presque laminaire Pendant la compression, les mêmes configurations s'appliquent Cependant, les consi- dérations portant sur la profondeur de pénétration thermique montrent que, si la paroi est épaisse par rapport à la pro- fondeur de pénétration, le débit de chaleur transmis à l'ex- térieur est moyenné mais, à l'intérieur, une mince couche est alternativement chaude puis froide Si le gaz est turbu- lent, ce réservoir de chaleur alternativement chaud et froid provoque un chauffage de l'air aspiré au plus mauvais moment, si bien que le gaz comprimé atteint une température accrue Ta, si bien que le gaz s'échauffe encore et nécessite une plus grande quantité de travail, et ainsi de suite, jusqu'à ce que la température moyenne accrue des parois permette l'en- trainement de la chaleur Il s'agit là d'un compresseur ayant un mauvais rendement Il est préférable de réduire l'échange de chaleur entre le gaz et les parois par réduction de la turbulence et utilisation d'une admission et d'une compres- sion presque laminaires. On considère maintenant une compression isotherme. L'opposé d'une compression (ou d'une détente) adiabatique est une opération isotherme dans laquelle la chaleur est retirée (ou introduite) de façon continue pendant la course Le cycle d'un moteur mettant en oeuvre un tel échange continu de chaleur est appelé cycle de Stirling La machine habituelle qui comporte un piston et un cylindre, et qui est destinée à un tel cycle, présente une difficulté analogue à celle d'un cycle adiabatique, c'est-à-dire le problème de la dif- fusion de la chaleur vers la paroi et à partir de celle-ci, d'une manière partielle En d'autres termes, seule une partie de la chaleur du gaz est échangée Dans le cas isotherme, il est souhaitable que toute la chaleur soit échangée pendant la course Les deux effets indépendants des considérations portant sur la profondeur de pénétration ainsi que du retard pendant la course, de la turbulence à l'admission, donnent un résultat moyen. Dans le cas d'un cycle isotherme, il est souhai- table que l'impédance thermique de la paroi soit faible afin que la chaleur soit conduite alternativement d'une manière facile, et que la masse calorifique de la profondeur de péné- tration thermique de la paroi soit grande par rapport à celle du gaz De cette manière, la température interne de la paroi reste isotherme, c'est-à-dire qu'elle correspond à la moyen- ne des fluctuations de température et reste à la température externe. La paroi peut alors être refroidie de manière con- tinue et maintenue à la fois à l'intérieur et à l'extérieur à une température constante par un réservoir à une tempéra- ture T Si le gaz est maintenu en contact thermique intime avec la paroi qui délimite le volume de compression pendant la course, une compression isotherme peut alors être obtenue. L'échange transitoire de chaleur d O à une turbulence partielle et b la profondeur de pénétration thermique est nuisible à toutes les machines thermodynamiques volumétriques. Une mesure utile de cet effet est donnée par Taylor ( 1966) qui attribue 30 % environ des pertes de rendement à la perte de chaleur dans un moteur à essence, et jusqu'à 50 %d aux pertes de chaleur dans un moteur diesel En d'autres termes, un moteur à essence pourrait avoir un rendement de 45 % au lieu de 30 % et un moteur diesel un rendement de 70 'o au lieu de 35 à 40 '% Il s'agit de gains potentiels importants qui justifient donc la complexité relative suivante nécessai- re à l'obtention de ces résultats Inversement, les cycles de Stirling sont particulièrement utiles pour les pompes à chaleur et, dans ce cas, le défaut de transmission efficace de chaleur peut provoquer une différence correspondant à un facteur 2 sur les caractéristiques de ces machines étant donné que le compresseur et le détendeur sont tous deux affectés par la transmission de la chaleur. 251288 1 On considère maintenant de façon générale les ma- chines à cycle de Stirling réalisées selon l'invention Dans un cycle isotherme, c'est-à-dire un cycle de Stirling, de la chaleur doit être échangée de façon continue entre le gaz contenu et le réservoir ou la source thermique On a indiqué précédemment comment la profondeur de pénétration dans les parois du cylindre empêche la pénétration de la chaleur vers une source extérieure pendant une partie course seule, et comment le réservoir formé par la profon- deur de pénétration échange de la chaleur avec le gaz de la manière la plus désastreuse pour le rendement En consé- quence, lorsque la chaleur du gaz doit être échangée fré- quemment pendant le cycle, l'impédance thermique de la cha- leur du gaz transmis à La paroi ainsi que l'impédance thermi- que de la chaleur traversant la paroi doivent être rendues petites A cet effet, le rapport de la surface au volume doit être rendu aussi grand que possible et, dans certains cas, la turbulence doit être rendue maximale. Le rapport de la surface au volume d'un corps géomé- trique tridimensionnel donné est minimal dans le cas d'une sphère ou d'un cylindre de section droite circulaire dont la longueur est égale au diamètre Ce rapport est égal à 3 fois l'inverse du rayon pour ces deux formes géométriques. Dans une sphère ou un cylindre de section droite circulaire, le volume interne se trouve à une distance maximale d'une paroi Il s'agit de la configuration géométrique idéale pour les cycles adiabatiques Au contraire pour les cycles iso- thermes, il est souhaitable que tout le fluide soit proche d'une paroi afin que la surface de celle-ci soit fortement accrue par rapport à celle d'un cylindre de section droite circulaire de volume équivalent Une augmentation de surface d'un facteur 10 correspond à une valeur minimale et des rapports nettement plus importants sont possibles et souhai- tables dans une machine isotherme ayant un bon rendement. On considère maintenant un appareil de détente et un appareil decompression à soufflets Selon l'invention, les caractéristiques précitées sont obtenues à l'aide d'une machine de compression-détente ayant une chambre de volume variable délimitée par les parois latérales métalliques minces et flexibles du soufflet qui ont une configuration telle que tout le gaz présent dans la chambre est proche d'une paroi métallique, aucune masse de gaz n'étant éloignée de la paroi, si bien qu'aucun volume de gaz ne se trouve dans des con- ditions quasi-adiabatiques et au contraire, tout le gaz est isotherme, en contact thermique avec une paroi métal- lique Cette caractéristique est obtenue par l'une de trois configurations de soufflets Dans un premier cas, les soufflets sont réalisés avec un faible diamètre interne, par exemple compris entre environ 1/5 et 1/10 fois le rayon externe, si bien que la section du trou et en conséquence le volume interne de la zone externe ou du volume des spi- res est faible (par exemple de 1/25 = 4 l pour un rapport des rayons interne et externe de 1/5) Dans le second cas, une paire de soufflets imbriqués placés l'un dans l'autre, est utilisée comme volume de compression-détente Dans ce cas, l'espace annulaire compris entre les soufflets est à nouveau petit afin que tout le gaz soit proche d'une surface métallique de transfert de chaleur Dans le troi- sième cas, un soufflet périphérique unique ayant un rayon interne d'environ 1/3 à 2/3 fois le rayon externe est muni de déflecteurs, à raison d'un à chaque spire, fixé au raccord entre les disques Les déflecteurs divisent l'espa- ce central et assurent un contact thermique intime avec le gaz central distant du soufflet et empochent le passage à des conditions adiabatiques du gaz central Des trous convenablement disposés dans les parties centrales et/ou du périmètre de chaque déflecteur, dans des positions dé- calées d'un déflecteur au suivant, délimitent des diagram- mes de circulation radiale et circonférentielle assurant une meilleure répartition du gaz et facilitant le transfert de chaleur Les trous formés dans les déflecteurs sont évidemment réalisés afin qu'ils évitent un frottement excessif et nuisible du courant gazeux. * Le but du dessin du soufflet est de donner une grande surface d'échange de chaleur, de provoquer des tur- bulences et de présenter une paroi mince facilitant la conduc- tion de la chaleur De préférence, le rapport de la surface de paroi du soufflet à la surface d'un cylindre de section droite circulaire de volume équivalent ne doit pas être inférieur à 10/1 En outre, il ne doit pas se former de gros volumes de gaz piégé à comportement presque adiaba- tique, mais tout le gaz, au contrairedoit rester isother- me, en contact intime avec les parois Un piston auxiliai- re en forme de coupelle, placé dans le soufflet et qui déplace le gaz à la fin de la course n'est pas suffisant le volume de la course prolongé est important, ce volume n'étant pas au contact des parois et étant donc la source d'une perte essentielle de rendement. La chaleur doit être transmise du gaz interne au gaz externe à travers la paroi Le critère selon lequel on considère qu'un échange de chaleur est satisfaisant est que le gaz interne reste isotherme pendant un temps qui dépend de la compression ou de la détente, et la température doit être la même que celle du gaz de la source externe. En conséquence, un retard thermique est l'inverse d'un trans- port satisfaisant de chaleur Il existe plusieurs retards thermiques: ( 1) le transfert de chaleur du gaz interne aux pa- rois métalliques du soufflet, ( 2) la chute de température dans la paroi métal- lique, ( 3) le transfert externe de chaleur vers le réser- voir à partir des parois métalliques. Dans le cas d'un appareil de compression ou de dé- tente à soufflets, la surface des nombreuses spires des parois est comprise entre 50 et 100 fois celle du même volume interne de gaz placé dans un cylindre normal Dans un tel cylindre, le rapport de la masse calorifique de la profondeur de pénétration thermique à celle du gaz in- terne est inférieur à 10 La masse calorifique de la pro- fondeur de pénétration thermique du soufflet est très im- portante, de l'ordre de 100 à 1000 fois celle du gaz interne. En conséquence, la petite chaleur du gaz interne, au cours d'un cycle, ne modifie pas notablement la température de la paroi, et celle-ci reste isotherme avec une très bonne approximation pendant un cycle Pour la même raison, le retard thermique du soufflet métallique devient négligeable. La différence de température entre les deux parois, interne et externe, peut être calculée afin qu'elle soit extrême- ment faible, inférieure à la C dans le cas d'une machine de taille utile Les principaux retards thermiques sont alors le transfert de chaleur vers les surfaces internes et externes des soufflets. Le transfert externe de chaleur peut être rendu im- portant et en conséquence, le retard thermique peut être rendu faible par aspiration d'un courant de fluide à grande vitesse (de l'air habituellement) autour de la surface externe des soufflets Le fluide externe peut être échangé de nombreuses fois dans une spire, pendant la durée d'un cycle Cette surface externe provoque naturellement des turbulences et un transfert de chaleur important D'autre part, legaz interne ne peut pas être aussi turbulent et il n'échange pas de la chaleur un nombre de fois aussi grand au cours d'un cycle Cependant, l'admission (et l'échappe- ment)du gaz introduit une turbulence Le rapport de la largeur à la longueur de l'espace contenant du gaz entr les spires des soufflets est faible et augmente le transfert de chaleur Les oscillations des soufflets peuvent être introduites pendant une course (elles apparaissent naturel- lement); le gaz interne est alors chassé d'une extrémité à l'autre pendant une course et provoque une turbulence importante et donc un bon transfert de chaleur Une combi- naison de ces effets provoque un transfert de chaleur impor- tant à l'intérieur et en conséquence, un faible retard de la température et la formation d'un appareil isotherme ef- ficace de compression (ou de détente). La masse calorifique de la paroi joue le rôle d'un réservoir thermique assurant un effet de moyenne, si bien que le transfert externe de chaleur peut avoir lieu pendant la totalité du cycle Le rapport de la masse calorifique efficace de la paroi à la masse calorifique du gaz doit être très élevé afin que le e ard de température soit fai- ble La masse calorifique efficace de la paroi correspond à la plus petite des deux quantités que sont l'épaisseur et la profondeur de pénétration thermique En conséquence, si la profondeur de pénétration est supérieure à l'épais- seur de la paroi, cette épaisseur fixe la masse calorifique de la paroi D'autre part, des considérations mécaniques telles que la masse oscillante, la constante élastique et la durée de vie sous fatigue montrent qu'une faible épais- seur de paroi est souhaitable, mais est limitée par la contrainte induite par la pression du gaz. Les moteurs et pompe à chaleur à cycle de Stirling utilisent une paire de machines de compression-détente reliées par un récupérateur Comme décrit plus en détail dans la suite du présent mémoire, il est aussi important de réduire les pertes au minimum dans le cas du récupérateur que dans le cas des machines de compression-détente Les pertes par frottement des courants de gaz qui constituent les plus importantes des pertes possibles d'énergie dans le récupé- rateur, ne doivent pas dépasser 3 % Le récupérateur doit être réalisé afin qu'il corresponde à 5 à 10 longueurs d'échange thermique L'espace mort du récupérateur ne doit pas dépasser le cinquième environ du volume comprimé de gaz de travail ou 10 'O' environ du volume de déplacement afin que la réduction de puissance spécifique soit minimale. L'invention se caractérise en ce que le rapport de la surface des parois de soufflets ou analogues de la chambre à volume variable et du volume de la chambre, et les configurations des soires ou ondulations des parois en forme de soufflets ou analogues, sont tels que, à cha- que course, de nombreux échanges de chaleur soient effectués entre le gaz de travail plac dans la chambre et les parois analogues à des soufflets à la fois par transfert de chaleur laminaire et turbulente, si bien que la chaleur est trans- mise à la paroi de soufflet et à travers celle-ci puis à un réservoir thermique extérieur à cette paroi et à partir de ce réservoir, si bien que le cycle s'effectue à tempé- rature pratiquement constante. Dans le cas de chambres ayant deux minces parois métalliques flexibles analogues à des soufflets, placées l'une dans l'autre et délimitant une chambre annulaire, les parois analogues à des soufflets sont très rapprochées, si bien que la chambre n'a pratiquement pas de volumespiégés qui ne sont pas en contact thermique intime par turbulence et diffusion avec l'une des parois Dans le cas d'une seule paroi périphérique de soufflet, le rayon interne est compris entre environ 1/3 et 1/10 le rayon externe et le volume central externe, à l'intérieur du rayon interne, est faible et est en contact thermique intime avec la paroi par diffusion et turbulence Des déflecteurs reliés aux parois de soufflets à chaque ondulation et ayant des trous facilitant la circulation du gaz de travail, accrois- sent le transfert de chaleur entre le gaz et la paroi. Les soufflets sont réalisés de manière qu'aucune masse de gaz ne se trouve à plus de quelques millimètres d'une surface de paroi ( 10 au maximum et habituellement 2 à ) L'espacement maximal est en outre proportionnel à l'in- verse du carré de la fréquence et à l'inverse de la pres- sion initiale Pi En conséquence, plus la fréquence de fonctionnement ou la pression sont faibles et plus la dis- tance maximale séparant le gaz de la paroi peut Utre petite. Les parois de soufflets ou analogues peuvent être formés par des disques annulaires reliés de manière étanche à chaque bord interne et externe à un disque adjacent, de préférence par un adhésif élastomère placé aux raccords internes et par un adhésif élastomère et une gorge sertie aux raccords externes. Les caractéristiques supplémentaires suivantes sont avantageuses selon l'invention: 1 Les parois mobiles d'extrémité des chambres de , compression et de détente des pompes et des moteurs sont entraînées de façon harmonique avec un angle de phase compris entre 90 et l 20 l environ Un tel entraînement peut être assuré par un moteur volumétrique à piston libre mettant en oeuvre un cycle ouvert d'Otto ou diesel, ou par Lin moteur électrique linéaire. 2 Un fluide s'écoule dans le-réservoir thermique externe et sur la surface des parois de soufflets ou ana- logues à l'extérieur de la chambre afin qu'un transfert de chaleur du gaz de travail aux parois de soufflets et à travers celles-ci soit favorisé. 3 Le rapport de la surface des parois de soufflet à la surface d'un cylindre de section droite circulaire de volume équivalent ne doit pas être inférieur à 10/1 Dans le cas de chambres de soufflets ayant des déflecteurs, le rapport de la surface des parois de soufflets et des dé- flecteurs ne doit pas être inférieur à 10/1 de manière ana- logue. 4 La masse calorifique de la profondeur de péné- tration thermique de la paroi de soufflet n'est pas infé- rieure à 100 fois environ celle du gaz de travail dans la chambre. 5 Le rapport de compression de la machine est de l'ordre de 1/1 à 2,7/1 et il se trouve de préféfence dans la partie de la plage comprenant des valeurs élevées. Dans des machines qui comportent des récupérateurs (nécessaires dans les échangeurs de chaleur et les moteurs), le volume mort du récupérateur est inférieur à 10 'O environ du volume de déplacement de la pompe à chaleur ou du moteur. Le récupérateur donne 5 à 10 longueurs d'échange thermique environ, et la masse calorifique du métal dans le récupéra- teur est de l'ordre de 10 à 20 fois la masse calorifique du gaz de travail Il est surtout important que les pertes dues au frottement des courants de gaz dans le récupérateur ne dépassent pas 3 environ. Les moteurs et pompes à chaleur comportent de préfé- rence deux ensembles mettant en oeuvre un cycle de Stirling, ayant chacun une chambre de compression à soufflet et une chambre de détente à soufflet Dans ces machines, les cham- bres de compression et de détente des deux ensembles sont couplées mécaniquement afin qu'elles se déplacent con Jo Jn- tement. Un compresseur selon l'invention se caractérise en ce qu'il comporte une chambre unique de compression- -détente à soufflets ayant une paroi d' extrémité convenable- ment entraînée et comprenant des lumières d'admission et d'échappement de soupapes, dans l'autre paroi d'extrémité. Une machine particulièrement intéressante est une pompe à chaleur à cycle de Stirling fonctionnant avec une grande différence de température et entratnée par un moteur à cycle de Stirling fonctionnant à température élevée et alimentée par un gaz chaud, par exemple les gaz d'un brûleur, formés par de la chaleur solaire ou à l'aide d'autres chaleurs. On considère maintenant les principes de fonction- nement d'une pompe de chaleur à cycle de Stirling Une pompe à chaleur isotherme ou un moteur de Stirling a été l'objet de considérables efforts de recherche et cepen- dant, le fait que ces efforts n'ont conduit qu'à une faible pénétration du marché montre la difficulté du sujet L'état actuel de la technique est décrit dans l'ouvrage Stirling Cycle Machines, 1973, réimpression 1976, G Warker, Clarendon Press, Oxford Bien entendu, certains perfectionnements ont été apportés depuis (l'un d'entre eux étant décrit dans la suite du présent mémoire), mais l'essentiel est très bien décrit dans cet ouvrage de Walker (Le dernier ouvrage de G Walker "Free Piston Stirling Engines", 1982, Université de Calgary, Alberta, Canada, a été étudié avant sa publication et il n'affecte pas la discussion qui suit). Le cycle bien connu de Stirling comprend deux fonc- tions isothermes, une compression et une détente, et un pro- cessus de transfert réversible (le récupérateur) Le but de ce cycle est d'optimiser le rendement en énergie et la puissance spécifique Il s'agit de grandeurs qui sont tou- jours antagonistes L'utilisation en pratique d'un tel cycle correspond par exemple à une pompe à chaleur destinée à transférer de la chaleur ou également à un moteur qui fournit de l'énergie En général, les pompes à chaleur doivent travailler efficacement avec des différences de température relativement modestes telles que delta T/T 10 i %, alors que dans les moteurs, suivant les matériaux utilisés et les sources de chaleur, ce rapport delta T/T est de 50 %. En conséquence, les pompes à chaleur sont préconisées pour des raisons commerciales lorsque le rapport delta T/T est faible En conséquence, le rendement devient d'un inté- rêt essentiel L'importance des faibles pertes est repré- senté par les graphiques des figures 3 à 6. On considère d'abord le-programme du cycle La rela- tion entre les phases des différents éléments du cycle de Stirling, la compression, le transfert, l'expansion et le transfert, peut être considérée dans un cas idéal dans le- quel chaque opération a lieu séparément En fait, un "entraînement rlomboldal est un perfectionnement logique pour l'obtention d'une séparation presque complète des élé- ments du cycle et sans doute pour l'obtention d'un rende- ment accru Cependant, l'augmentation de complexité et des pertes par frottement et surtout l'absence de recouvrement dans le temps des fonctions du cycle rend cet entraînement d'un c>cle idéalisé moins intéressant que le simple mouve- ment presque harmonique d'un système à bielle et manivelle. L'absence de la fonction de recouvrement dans le temps est un point subtil qui est décrit plus en détail dans la suite du présent mémoire, mais il faut noter rapidement que la puissance spécifique ou masnique d'une machine donnée est limitée en partie par la fréquence Le rendement est lui-même affecté d'une manière non linéaire par les pertes dues au frottement du gaz dans la partie de transfert du cy- cle, et il est très sensible à ces pertes Le maintien de ces pertes à une valeur minimale nécessite l'utilisation de la plus grande fraction du cycle pour le transfert L'opé- ration entre nécessairement en compétition avec le temps nécessaire au transfeft de la chaleur pendant la compression et la détente En conséquence, dans le cycle harmonique, ces fonctions se recouvrent au cours du temps et une perte de rendement volumétrique permet un gain sur la puissance spécifique résultante Globalement, le cycle thromboldal ne justifie probablement pas la complexité qu'il entra Ine. En conséquence, le perfectionnement selon l'invention met en oeuvre un mouvement harmonique simple. Avant la description du rendement, la compréhension des déphasages entre les volumes est nécessaire. La puissance spécifique ou massique d'une machine donnée (élément d'un cycle isotherme) dépend du travail la par cycle Ce travail est représenté par la formule Travail = Pl Vi (Log CR) Pl étant la pression initiale, V le volume initial, CR le rapport de compression et Log le logarithme népérien. Lorsque la pression maximale est limitée par la résistance mécanique des matériaux, la puissance maximale Pma égale à CR Pl étant une constante, la puissance spéci- fique est proportionnelle à (Log CR)/CR Cette fonction est maximale lorsque CR = e = 2,7, ce résultat étant relative- ment simple Néanmoins, comme P Max est limitée, la variation de la puissance spécifique avec CR est très faible, la va- leur étant par exemple de 94 ô de la valeur maximale lors- que CR est égal à 2 Cependant, les soufflets qui consti- tuent l'élément essentiel mis en oeuvre selon l'invention, contrairement aux éléments plus courants de machines, pré- sentent la différence d'être plus résistants lorsqu'ils sont comprimés que lorsqu'ils sont détendus En conséquence, la pression limite devient Pl et non P Max Dans ce cas, la puissance spécifique est proportionnelle à Log CR et est plus sensible à la réduction de CR' Par exemple, ce lo- garithme est égal à 0,69 lorsque CR est égal à 2 et corres pond ainsi à une perte importante de puissance spécifique par rapport au facteur 0,94 obtenu pour la limite de P Max En conséquence, il existe une véritable motivation dans le maintien du rapport de compression à une valeur élevée telle que 2,7 fois. On considère maintenant l'angle de la phase har- monique L'angle optimal de phase avec incorporation des pertes paramétrisées a été étudié L'étude habituelle de l'angle de phase (voir l'ouvrage précité de Walker, figure 5.4) montre une insensibilité à l'angle de phase avec une absence de perte Lorsque des pertes sont incluses (voir les figures 3 et 4 du présent mémoire) pour delta T/T 0,54 et CR = e = 2,72, le travail relatif utile pour les deux angles de phase de 120 et 900 est réduit de 28 'O par rapport au cas d'absence de perte Le travail utile pour un angle de phase de 900 n'est égal qu'à 63 % du tra- vail utile pour l'angle de phase de 1200 lorsqu'il existe une faible perte de 6 Z c'est-à-dire un rendement total du cycle de 94 'a En conséquence, l'angle de phase est im- portant, pourvu qu'on puisse obtenir le faible volume mort nécessaire pour que CR reste égal à 2,7 Lorsque l'angle de phase est égal à 1210 entre la compression et l'expan- sion, le volume mort permis passe à zéro lorsque CR 2,72 e. En conséquence, il existe des raisons sérieuses à l'utili- sation d'un angle de phase élevé avec un volume mort minimal. On considère maintenant les pertes de rendement Les mêmes calculs du travail utile sont paramétrisés en fonc- tion du rendement global d'un cycle individuel N N est un paramètre de rendement qui exprime sous forme d'une frac- tion combien le processus réel de détente ou de compression se rapproche d'un processus isotherme réversible La frac- tion représentant les pertes ( 1 N) est une mesure du tra- vail mécanique perdu à cause des processus non idéaux dans un cycle complet Le résultat extraordinaire de ces calculs est de révéler l'extrême sensibilité du travail utile d'un cycle isotherme à de telles pertes On constate, dans le cas o delta 1/t 0,54, c'est-à-dire dans un moteur chaud, que le travail utile fourni par un tel cycle est réduit d'un facteur 2 pour un angle de phase de 1200 et à-38 % pour un angle de phase de 900 lorsque le rendement est de 94 'O Dans le cas d'une faible différence de température, cette sensibilité est encore exagérée Les figures 5 et 6 représentent la variation du travail utile pour deux dif- férences de température delta T/T = 15 % et delta T/T = 10 O 25128-'8 I pour les deux angles de phase de 120 et 900 Dans ce cas, une perte d'environ 2 'O (rendement de 98 %) réduit le travail utile à zéro Lors de la réalisation d'une pompe à chaleur au lieu d'un moteur, cette sensibilité aux per- tes du cycle indique que l'effet de chauffage ou de refroi- dissement nécessite plus d'énergie que le cycle idéal équivalent de Carnot La conclusion est que les pertes d'un cycle irréversible ont un effet essentiel sur le tra- vail utile ou sur le travail nécessaire à la production d'une quantité donnée de chaleur ou de froid, dans une pom- pe à chaleur. Il faut aussi faire la distinction entre les pertes mécaniques et thermiques Les pertes du cycle indiquées précédemment correspondent à une perte de pression et en conséquence, une perte mécanique dans le cycle Les pertes par frottement mécanique dans les machines ainsi que les pertes par frottement du gaz dans le processus de transfert du récupérateur sont de manière analogue des pertes directes du cycle La perte de température d'autre part fait apparat- tre des pertes dans le cycle uniquement dans la mesure o la pression du cycle est -affectée Lorsqu'un récupérateur accepte du gaz à une température T 1 et le renvoie par exem- ple à une plus faible température T 2, la quantité de cha- leur correspondant à la différence T 1 T 2 doit être ajoutée ? 5 afin que le gaz reprenne sa valeur isotherme d'origine TI. Le processus de réchauffage du gaz de la quantité T 1 T 2 peut être réalisé de deux manières, soit par un travail Pd V, soit par la transmission d'une quantité supplémentaire de chaleur provenant de la source à la température T 1 Le travail mécanique nécessite de l'énergie mécanique coûteuse alors que le réchauffage par le réservoir, correspond à de l'énergie de moindre qualité, d'après le rapport du rende- ment thermique global de la machine Dans le cas d'un cycle isotherme, le gaz doit être en contact thermique avec les parois ou le réservoir de nombreuses fois, par exemple 30 fois, dans une course donnée (de compression ou de détente) afin que la température et en conséquence la pression ne présentent pas un retard de phase et en conséquence une perte directe de cycle de 1/30 ou 3 % En conséquence, la perte thermi- que du récupérateur doit Etre compensée en un temps cor- respondant au trentième de la course de compression ou de détente En conséquence, la perte du cycle thermique est moins importante qu'on pourrait le supposer. Cette insensibilité relative du travail utile au retard de la température du récupérateur est notée dans l'ouvrage précité de Walker, mais elle n'est pas comprise. La conclusion est que les pertes du cycle, dans le volume de compressiondétente sont plus importantes que la perte thermique dans le récupérateur, suivant le rapport 1/défaut de rendement de la machine. Les diverses phases du cycle qui conduisent à une perte directe de la pression dans le cycle sont les sui- vantes: 1 le frottement mécanique des parties glissantes, 2 le retard de température dé au défaut de contact thermique parfait entre les parois et le gaz au cours de la compression et de la détente, 3 la chute de pression due au frottement des cou- rants de gaz dans le récupérateur. La première perte due au frottement glissant est évidente, et on a déjà proposé plusieurs machines à cycle de Stirling utilisant des soufflets comme éléments de com- pression ou de détente, afin que le frottement des parties glissantes suit réduit La seconde perte est la perte es- sentielle dans toutes les machines à cycle de Stirling. Elle est due à une Fraction importante du gaz qui se com- porte d'une manière adiabatique pendant la compression ou la detente, si bien que la empérature du gaz est partiel- leinent en retard par rapport à la température du réservoir. Lorsqu'un volume de gaz est parfaitement adiabatique, la variation de température pendant une course est delta T = T (CR( i)) pour CR = 2,72 soit delta 1/T 50 'a pour l'air et 95 5 pour l'hélium En conséquence, l'obtention d'un faible retard de phase de la température nécessite un excellent contact thermique avec les parois Cette sensibilité extrême à un volume de gaz adiabatique piégé et isolé thermiquement n'est pas reconnue en général (ouvrage de Walker 1973, 1976) et est ignorée dans la plupart des descriptions de moteurs de Stirling. L'invention a pour objet la réduction à une valeur extrême- ment faible de tous les volumes de gaz isolés et en consé- quence, l'obtention d'un rendement élevé. Enfin, la perte due au frottement du gaz est plus importante dans le récupérateur que le retard de température, d'un rapport égal à l'inverse du rendement du cycle, comme décrit précédemment Cette sensibilité au frottement des courants de gaz n'est pas mise en avant dans la littérature, comme l'indique l'ouvrage de Walker, 1973, 1976, chapitre 7 et la conception des récupérateurs est donc incertaine et incomplète Il faut noter que l'ouvrage indique que les petits moteurs fonctionnent mieux lorsque le récupérateur est totalement enlevé Une analyse détaillée des raisons de ce comportement n'est pas donnée L'invention a pour ob- jet la réalisation d'un récupérateur qui constitue un opti- mum rationnel compte tenu de tous les critères antagonistes. On considère maintenant la conception et la circu- lation de la chaleur dans les moteurs à cycle de Stirling. La circulation de la chaleur dans un gaz est en général assurée par un transport turbulent, dans la limite des gran- des dimensions et des grandes vitesses c'est-à-dire pour un nombre élevé de Reynolds Cependant, la distance de par- cours le long d'une paroi rugueuse et près de celle-ci doit être considérable, par exemple 5 à 10 largeurs d'un canal pour une longueur d'échange thermique Dans des conditions isothermes dans un volume en compression ou en expansion, - comme indiqué précédemment, le gaz doit être en contact thermique avec la paroi une trentaine de fois par course. En conséquence, le gaz doit parcourir 150 à 300 largeurs de canal avec écoulement turbulent afin d'échanger de la ch.aleur Les pertes par frottement du fluide doivent être inférieures à 1 'O afin que le rendement soit élevé Les pertes par frottement correspondent aux nombres de longueurs d'échange thermique, soit 30, multiplié par la pression cinétique Celle-ci est la pression équivalant à l'énergie cinétique du courant gazeux Elle est égale à la demi-masse volumique multipliée par le carré de la vitesse En consé- quence, la pression cinétique doit être à peu près égale à 3 104 fois Pi, ou la vitesse du gaz doit être inférieure à 2 % environ de la vitesse du son Cette vitesse maximale de circulation de 600 cm S l pour l'air ou 1700 cm S l pour l'hélium, est une limite supérieure en pratique, dans le soufflet formant l'élément de compression ou le récupé- rateur A ces vitesses, et pour des largeurs de canal de soufflet (ondulations)de 1 à 2 mm, le nombre de Reynold d'un canal de largeur variable au contact sur la moitié de la largeur avec les parois, est égal à Nombre de Reynold = (largeur/4) x vitesse viscosité cinématique la valeur étant d'environ 1000 pour l'air et 100 pour l'hélium La plus grande vitesse du son dans l'hélium est compensée par sa viscosité cinématique (c'est-à-dire un rapport de la viscosité à la masse volumique) qui est beau- coup plus grande, d'un facteur 7, que celle de l'air Ces valeurs du nombre de Reynold correspondent uniquement au cas o un échange de chaleur par écoulement turbulent aug- mente au-delà de l'échange de chaleur par écoulement lami- naire, si bien que la chaleur est transmise partiellement sous forme laminaire ou partiellement sous forme turbulente. Le transfert est uniquement turbulent si les vitesses maxi- males sont induites Il est purement laminaire dans la plu- part des cas en pratique lors de l'utilisation de l'hélium comme gaz de travail Comme l'avantage de l'hélium (ou de l'hydrogène) dans les moteurs à cycle de Stirling est ainsi bien mis en évidence, sous forme d'une amélioration des performances d'un facteur de 8 à 10, la plupart des moteurs et pompes à chaleur réalisés en pratique utilisent un gaz léger et l'échange de chaleur est ainsi essentiellement la- minaire, l'échange turbulent pouvant être négligé Il est curieux de noter qu'une circulation de la chaleur est indésirable et essentiellement turbulente dans les moteurs volumétriques à cycle adiabatique alors que, dans une machine isotherme dans laquelle la circulation de la chaleur est souhaitée, l'écoulement est essentiellement laminaire, mais ce comportement est le résultat de la dimension des canaux et des propriétés des gaz. On considère maintenant l'écoulement laminaire de la chaleur dans des machines à soufflets à cycle de Stirling. L'écoulement laminaire de chaleur peut être caractérisé par la diffusivité D Dans le cas de l'hélium, on a -l 2 -i D = -Pl c Ml S Pl étant exprimé en bars Dans l'air, la valeur est à multiplier par 1/7, soit D = 1/7 Pi Comme Pi, dans la plupart des machines à soufflets réalisées en pratique, est compris entre 1 et 2 bars, D est compris entre 1 et 0,5 cm S l La distance moyenne jusqu'à une pa- roi d'une ondulation d'un soufflet (deux parois par ondu- lation) correspond au quart de l'espacement des ondulations. * La constante de temps du transfert de chaleur est alors temps = (largeur/4)2 Pl Un exemple d'espacement moyen pendant la course est de 1 mm (espacement prolongé de 2 mm), si bien que le temps de thermalisation devient égal à 1/800 s Si la thermalisation doit avoir lieu 30 fois dans une course, la durée minimale de la course devient 1/30 s, soit une fréquence de course de 30 Hz ou une fréquence de tours de 15 Hz Un soufflet à 50 ondulations a une longueur de course de 10 cm Dans le cas d'un soufflet de 20 cm de diamètre, le volume déplacé est de 3000 cm 3 et, pour une pression P de 2 bars, le i travail de circulation est de 10 k W dont la moitié, soit k W, peuvent être utilisés pour le chauffage, le refroidis- sement ou sous forme d'énergie. On considère maintenant la réalisation du récupéra- teur Les pertes dans un récupérateur sont la perte de charge due au frottement du gaz, l'échange limité de chaleur aux parois, le volume de l'espace mort, la masse thermique limitée du récupérateur,-et les pertes par conduction dans la masse du récupérateur La première perte est la plus importante comme indiqué précédemment La nécessité de l'échange de chaleur avec les parois est pratiquement la même que dans le cas d'un échange de chaleur dans une machine de compres- sion-détente, mais l'échange de chaleur n'est pas une perte directe d'énergie mécanique, si bien que 5 à 10 longueurs d'échange de chaleur seulement sont nécessaires Le volume de l'espace mort réduit directement la puissance spécifique car il limite à la fois l'angle de phase et le rapport de compression Le volume mort du récupérateur ne doit pas dépasser le dixième du volume comprimé ou environ 4 du volume de déplacement La vitesse limite du gaz est caleu- -1 lée pour l'hélium à 1700 cm S pour 30 longueurs d'échange et ainsi une valeur double de 3 103 cm s-1 peut Atre utili- sée pour le récupérateur pourvu qu'il soit réalisé avec une longueur inférieure à 7,5 longueurs d'échange thermique ou par frottement Comme le volume de déplacement est égal à îrr, et le déplacement ou la course est effectué en un temps limite de 1/30 s, la section efficace du récupé- rateur devenant dans cet exemple: Section = volume de déplacement O cm 2 durée de course/vitesse max du gaz Comme le volume du gaz du récupérateur ne peut pas dépas- ser 4 du volume de déplacement, la longueur efficace du récupérateur doit être égale à 4 'O du rapport du volume de déplacement et de la section, soit de 4 cm ou 0,4 fois le rayon du soufflet Cette très faible longueur détermine la configuration géométrique de la machine Avant la descrip- tion de ce facteur, on considère la configuration géométri- que des canaux de circulation de gaz et de la matière d'échange de chaleur du récupérateur. La longueur totale est de 4 cm et il faut environ 8 longueurs d'échange Une longueur d'échange de chaleur égale à une longueur d'échange visquzux de 0,5 cm est alors souhai- table. longueur échange visqueux = (largeur/42 x (vitesse/D) = 0,5 cm pour une vitesse de 3000, r = PG = 2 et la largeur des à 51288-1 canaux est de 0,07 cm Les canaux doivent donc avoir une largeur de 0,07 cm et un métal ondulé convient donc L'épais- seur du métal doit être déterminée par la masse calorifi- que, la conductibilité thermique dans le sens de la longueur et la profondeur de pénétration thermique du mé- tal La masse calorifique dd l'hélium gazeux à deux bars -3 -3 -1 est sensiblement de 1,6 10 W cm degré, si bien que si la masse thermique du métal doit être égale à 20 fois celle du gaz, un volume total de métal de 30 cm est nécessaire Comme le volume de gaz du récupérateur est égal au produit de la longueur par la section, soit 120 cm 3 le volume de métal correspond au quart de celui du récupé- rateur En conséquence, une feuille ayant une épaisseur égale au quart de l'espacement des canaux forme la masse calorifique nécessaire L'épaisseur de la feuille devient égale à 0,02 cm La profondeur de pénétration thermique dans le métal pendant la durée de la course de 1/30 S est égale à la racine carrée du produit de D par le temps, 2 2 -1 soit 0,08 cm pour D = 10 cm S dans le cas de l'acier inoxydable Comme la profondeur de pénétration est très grande par rapport à la moitié de l'épaisseur de la feuille, le retard ou l'inertie thermique dans la feuille peut être négligé. La conduction longitudinale de la chaleur dans la feuille, de l'extrémité froide à l'extrémité chaude est égale à perte thermique section x conductibilité delta T longueur soit 0,063 delta T W Il s'agit d'une perte thermique négli- geable pour toutes les différences raisonnables de tempé- rature fixées par les limites des propriétés des matériaux. On peut alors réaliser un récupérateur qui corres- pond à tous les critères indiqués précédemment Un récupé- rateur ainsi réalisé a subi des essais et a montré qu'il correspondait entièrement à la théorie simple qui précède. Une fois déterminées les propriétés du récupéra- teur et des ensembles de compression-détente à soufflets, l'ensemble de la machine thermodynamique peut être considéré. On considère d'abord les différents critères néces- saires à la réalisation Les ensembles de compression- détente doivent être des échangeurs de chaleur de la ma- chine En conséquence, le rapport surface/volume doit être aussi grand que possible Les soufflets métalliques satis- font parfaitement à ces critères Aucun volume de gaz ne peut rester isolé du réservoir thermique même pour une petite fraction d'un cycle En conséquence, aucun volume important éloigné des parois des soufflets ne peut exiter. Les pertes irréversibles les plus faibles, par exemple de l'ordre de 3 0, présentent une différence significative pour le comportement de la machine En conséquence, les ensembles de compression-détente à soufflets doivent être so t sous forme de deux soufflets imbriqués ne laissant qu'un espace annulaire relativement petit, soit sous forme d'un soufflet dont le diamètre-interne est extrêmement petit par rapport au diamètre externe, soit sous forme d'un souf- flet ayant des déflecteurs au niveau des ondulations ou spires, les déflecteurs recoupant le volume interne Comme la section est proportionnelle au carré du rayon, la dimen- sion du trou interne d'un tel ensemble de compression-détente à un seul soufflet doit être de l'ordre de 1/6 à 1/10 fois le rayon externe. Dans le récupérateur, la perte de charge due au frottement du gaz constitue un critère bien plus important que les nombreuses autres caractéristiques telles que le volume mort, l'échange de chaleur, la masse calorifique, les pertes par conduction et la profondeur de pénétration. Tout le volume mort doit être minimal, même si le gaz est isotherme, si bien qu'un rapport de compression proche de e (soit 2,72) est conservé pour le plus grand angle de phase possible approchant 1200 Les pertespar frottement mécanique doivent être maintenues à une faible valeur. La réalisation résultante est la suivante Les deux ensembles de compression-détente à soufflets (l'un étant chaud et l'autre froid) doivent être reliés par le récupé- rateur S'ils étaient séparés, le gaz de travail ne pourrait pas être transféré sans une perte de charge prohibitive ou un trop grand volume mort En conséquence, le récupéra- teur doit comporter un ensemble de compression-détente (sous forme de deux soufflets imbriqués ou d'un soufflet de petit diamètre interne) à chaque extrémité La réalisa- tion du récupérateur correspond à la description qui -pré- cède Il constitue l'organe du plan médian qui supporte une première extrémité de chaque soufflet Les soufflets sont alors comprimés ou détendus, contre le récupérateur, par un mécanisme convenable De l'air, des gaz ou même un liquide de chauffage ou de refroidissement s'écoulent alors transversalement à chaque soufflet afin que les extrémités chaude et froide soient établies Comme l'écoule- ment du fluide de chauffage et de refroidissement à l'exté- rieur des soufflets ne doit parcourir qu'une seule longueur d'échange de chaleur par rapport à la paroi du soufflet, la vitesse peut être accrue et l'écoulement est presque con- tinu En conséquence, l'échange de chaleur peut être turbu- lent et nettement supérieur par rapport à celui de l'inté- rieur du soufflet L'air ou le gaz peut être soufflé sur la surface transversalement à l'axe du soufflet ou parallèle- ment à cet axe, avec ou sans tourbillonnement, le chauffage ou le refroidissement pouvant ainsi être convenable Lors- qu'un liquide est utilisé à l'extérieur des soufflets, il est incompressible, si bien que deux ensembles de compresssion- détente déphasés de 180 doivent être utilisés dans le volume d'échange de chaleur. Une pompe à chaleur à cycle de Stirling ayant des ensembles de compression et de détente à soufflets aux ex- trémités opposés de récupérateurs fixes, a déjà été proposée comme décrit dans le brevet des Etats-Unis d'Amérique NI 4 010 621 L'appareil de ce brevet met en oeuvre des échangeurs de chaleur séparés des parois des soufflets, et les soufflets laissent de grands volumes adiabatiques de gaz piégé L'invention présente deux différences essentielles par rapport à l'appareil de ce brevet, si bien que la ma- chine peut travailler avec un très bon rendement, ces diffé- 251288 1 rences étant essentiellement l'utilisation des soufflets comme éléments d'échange de chaleur, et une configuration des chambres de travail des soufflets qui assure de nom- breux échanges de chaleur entre le gaz et les soufflets à chaque cycle étant donné l'absence de grandes masses gazeuses adiabatiques piégées. Il existe aussi d'autres brevets et de la littérature concernant des machines à soufflets qui peuvent ressembler à l'invention, mais aucun document ne décrit ni ne suggère toutes les caractéristiques de l'invention qui permettent de remarquables augmentations du rendement On peut notamment citer les brevets des Etats-Unis d'Amérique No 1 808 921, 2 611 236 et 3 827 675 et l'ouvrage précité de Walker. On considère maintenant le mécanisme d'entraînement. Celui-ci est soit un mécanisme rotatif à bielle, manivelle et coulisseau, uu il peut s'agir d'un ou plusieurs moteurs à piston libre, d'un moteur électrique linéaire ou d'un moteur à carburant En général, un moteur à piston libre à cycle d'Otto ou à cycle diesel a un meilleur rendement qu'un moteur de pompe à chaleur à soufflets étant donné les restriction imposées à la température du coté chaud par les soufflets qui sont soumis à des contraintes élevées et alternées Cependant, une combinaison d'une pompe à chaleur et d'un moteur thermique à soufflets peut être réalisée, un petit moteur travaillant avec une différence élevée de température entraînant une pompe à chaleur plus grande pré- sentant une petite différence de température, avec un gain thermique important Les moteurs à piston libre d'Otto ou diesel présentent l'inconvénient de nécessiter une lubrifi- cation et de posséder des pièces qui s'usent Un moteur à cycle de Stirling à soufflets a une plus grande durée et assure une combustion plus complète. On considère maintenant la réalisation des soufflets. Les soufflets métalliques soudés sont maintenant disponibles dans le commerce auprès de plusieurs fabricants En général, il s'agit de soufflets réalisés spécialement qui sont co O- teux et difficiles à fabriquer sans défauts En particulier, la durée avant fatigue est limitée par la métallurgie aux points de concentration des contraintes proches des soudu- res, lorsque le comportement métallurgique est délicat et s'est partiellement dégradé par rapport au matériau d'origine. Un soufflet placé dans une pompe à chaleur à cycle de Stirling peut toujours être à une pression positive, c'est-à-dire que la pression Pl peut être toujours supérieu- re à 1 bar Dans ce cas, la soudure formée au diamètre interne d'une ondulation est en compression et ne fléchit pas autant, si bien qu'elle ne fatigue pas Ceci est impor- tant pour la conception des soufflets lorsque le diamètre interne est bien inférieur au diamètre externe car, si le soufflet était allongé, la contrainte de traction serait accrue et provoquerait une rapide fatigue du soufflet. Au contraire, il est souhaitable d'utiliser une conception de soufflet particulièrement destinée à des pom- pes à chaleur fonctionnant à température ambiante avec une faible différence de température Une telle construction est peu coûteuse et donne une grande durée étant donné l'absence de soudure Les raccords sont collés par un élastomère moderne tel qu'un caoutchouc de silicone, et la durée de résistance à la flexion est presque infinie Le raccord interne de chaque ondulation est collé sans support car il est toujours en compression Le raccord externe est collé mais il est renforcé par un canal en U roulé et serti Le canal et l'élastomère répartissent les contraintes bien mieux que dans un joint soudé. Il est aussi préférable d'utiliser une plaque formant déflecteur dans chaque ondulation du soufflet unique afin que le gaz ne puisse pas passer directement et faci- lement par le trou central des chambres de soufflet, mais afin qu'il suive un trajet sinueux entre les ondulations. La dimension du trou doit être de plus en plus grande vers l'extrémité du soufflet tournée vers le récupérateur afin que le frottement du gaz reste suffisamment faible De tels déflecteurs augmentent aussi la résistance mécanique des soufflets contre une défaillance par tortillement, si bien 251288 Xl qu'une plus grande longueur peut être utilisée pour un diamètre donné. On considère maintenant des soufflets formant res- sort Lors de l'utilisation d'un dispositif d'entraînement à piston libre pour le déplacement de l'ensemble de compres- sion-détente à cycle de Stirling, la nécessité d'un ressort ou d'un mécanisme de stockage d'énergie pose souvent un problème Lors de l'utilisation d'un ressort classique d'acier, le poids du métal du ressort, pour la conserva- tion d'une quantité donnée d'énergie, est important, étant donné les autres éléments, et la fréquence est réduite. Cette considération s'applique en particulier lors de l'uti- lisation d'un moteur électrique linéaire qui est relié à un réseau d'alimentation à 50 ou 60 Hz La fréquence élec- trique peut être constituée mais de tels éléments sont coûteux et le rendement est réduit En conséquence, un ressort pneumatique de rendement élevé est efficace. Les ressorts pneumatiques normaux à cylindre et piston présentent la perte habituelle par comportement adia- batique partiel décrite précédemment dans le présent mé- moire En outre, des pertes par frottement glissant et des fuites s'ajoutent à ces pertes Un ressort pneumatique à soufflets isothermes d'autre part peut avoir un bien meilleur rendement, comme décrit précédemment Le ressort pneumatique idéal est un ensemble de compressiondétente isotherme à cycle de Stirling opposé Deux ensembles opposés forment les ressorts pneumatiques qui sont reliés mutuel- lement En conséquence, des machines à piston libre peuvent former des ensembles opposés dans un carter Dans ce cas, une masse est utilisée afin qu'elle introduise un retard de phase entre les deux ressorts Un premier ressort cons- titue l'organe de compression et l'autre, l'organe de détente. Une masse centrale est entraînée entre les deux ensembles, soit sous forme d'une armature électrique, soit lorsqu'une paire constitue un moteur thermique et l'autre une pompe à chaleur, et la masse centrale placée entre les deux en- sembles emmagasine et transmet l'énergie du moteur à la pompe à chaleur Un ressort à soufflets isothermes séparés peut être utilisés dans tous les cas o le poids d'un ressort métallique est un inconvénient Le rendement d'un tel res- sort est important, si bien que le transfert de chaleur du gaz aux parois doit être aussi grand que possible Comme aucun transfert de gaz n'est nécessaire, un soufflet à dé- flecteurs flottants est optimal et seuls de petits trous sont nécessaires pour l'obtention de l'équilibre initial permis avec un gaz de remplissage L'hélium ou l'hydrogène constitue un gaz avantageux de remplissage Le coefficient d'amortissement inverse Q n'est pas aussi grand que dans les ressorts métalliques et ce coefficient dépend de la fréquence, mais la masse est réduite, au dixième environ de celle d'un ressort mécanique emmagasinant une quantité équivalente d'énergie Ce rapport de la masse à l'énergie est tiré du fait que la densité maximale d'énergie de l'acier sous contrainte à 2,1 10 bars est d'environ 2 bars, la même que dans le soufflet D'autre part, le soufflet a une épaisseur de-métal qui correspond au dixième de l'es- pacement des ondulations En conséquence, le rapport des masses est d'environ 1/10. On considère maintenant une pompe à chaleur conve- nant à une habitation L'épaisseur de la paroi du soufflet dépend de la pression de travail et des dimensions, mais dans le cas des matériaux disponibles ayant une bonne ré- sistance à la fatigue et une bonne résistance mécanique tels que l'acier, le bronze au phosphore ou le cuivre au béryllium, un fonctionnement à 2,5 bars, pour 600 cycles par minute et un diamètre et une longueur de 30 à 40 cm, l'épaisseur de paroi devient égale au quart environ de la profondeur de pénétration thermique La masse calorifique de la paroi est alors l'ensemble de l'épaisseur de celle-ci. Par exemple, si le rapport des pressions dans le cycle est de 2,5/1, la différence maximale de pression Pdiff devient diffdf Pdiff = 2,5 1 I 1,5 bar. La portée S est la différence entre les rayons interne et externe d'un soufflet Dans notre exemple, le soufflet a 251288 1 un rayon externe de 175 mm et un rayon interne de 150 mm. La portée est donc de 25 mm On choisit une épaisseur de métal égale à 0,1 mm La contrainte dans la paroi due à la pression seule devient alors égale à diff s/t = 1,82,107 Pa. Il s'agit d'une très faible augmentation de contrainte et les contraintes de flexion du soufflet sont bien plus grandes. Pour une durée de fraction de cycle de 1/100 s dans une compression, la profondeur de pénétration thermique d dans l'acier (D = 0,2 cm 2 S) devient égale à 0,04 cm, soit 4 fois l'épaisseur La masse calorifique de la paroi est alors la totalité de l'épaisseur de paroi Le retard ou l'inertie thermique fractionnaire de la paroi est infé- rieur au rapport de la masse calorifique du gaz à celle du métal ou 1 % pour 4 ondulations du soufflet par cm Si la paroi externe est maintenue à une température convenable- ment constante par un courant d'air de refroidissement ou de réchauffage, cette faible inertie thermique favorise un cycle isotherme. Un considère maintenant le coefficient de performance des machines Toutes les pompes à chaleur ont un rendement appelé "coefficient de performance" qui est le rapport de la chaleur fournie au travail mécanique consommé Les pompes à chaleur destinées à des habitations ont en général un tel coefficient compris entre 2 et 2,5 Le rendement idéal correspond à (T 2)/(T 1 T 2), T et T 2 étant les tem- pératures respectives des sources chaude et froide Les pertes de rendement du cycle et les propriétés du fluide de refroidissement réduisent le coefficient de performance par rapport à une pompe à chaleur idéale dans laquelle, pour une différence de température T T 2 de 309 K et une température T 2 = 3000 K, le coefficient de performance idéal est égal à 10, dans le cas d'un refroidissement et d'un chauffage d'une habitation La différence entre la valeur idéale et la valeur pratique correspond au mauvais rendement des machines de compression et de détente et à la nécessite de l'utilisation d'une différence de température Tdiff plus grande pour les fluides de refroidissement utilisés. Par exemple, l'utilisation d'une différence de 300 K donne un coefficient idéal de 10 Si le rendement du compresseur et du détendeur est de 80 'a pour chacun, le coefficient résultant de performance est égal à 2,9 (Une unité de travail mécanique est introduite pour la formation de 0,8 unité de chaleur L'énergie mécanique récupérée par l'appareil de détente est de 0,8 unité de chaleur L'éner- gie mécanique récupérée par l'appareil de détente est de 0,8 fois le rendement de Carnot de 0,9 pour T = 300 C En conséquence, le travail mécanique résultant est égal à /i ( 0,9 x 0,8)7 = 0,28 Le coefficient deperformance est le rapport de la chaleur utile à l'énergie mécanique, soit 0,8/0,28 = 2,9) Le cycle de Carnot peut être utilise aussi bien qu'un cycle isotherme, mais ce dernier présente l'avantage de donner une plus grande pression de travail pour un même coefficient de performance et en outre, ce coefficient est accru pour de plus petites différences de température indépendamment d'une course constante La ma- chine à soufflets permet aussi la réduction des pertes l'absence d'utilisation d'un échangeur de chaleur supplé- mentaire et une grande facilité de construction. Dans un exemple de réalisation, le rapport des volumes est tel que CR = 2, 41, le coefficient idéal de performance est égal à 10 et le transfert de chaleur est égal à (G l)Log CR, soit 35 % de la chaleur du gaz (G est le rapport des chaleurs spécifiques du gaz, soit 1,4 pour l'air) ou L O g CR = 0,88 fois l'énergie de pression du gaz Dans l'exemple considéré d'un volume de déplacement de 27 000 cm 3 à 600 tr/min, la chaleur fournie est de 24 k W pour une consommation de 2,4 k W + 24 ( 1 eff), eff étant le rendement des appareils de compression et de dé- tente Si le rendement est de 95 %, l'énergie fournie est égale à 2 x 2,4 k W et le coefficient de performance est égal à 5 On note ainsi qu'un cycle isotherme présente un avantage important pour une machinerie de pompes à chaleur pourvu que le rendement de la machine de compression et de détente soit élevé Il faut noter que la compression isotherme ne peut pas être facilement utilisée pour la compression normale d'un fluide de refroidissement car celui-ci se condense en un liquide dans le cycle de compression de la même manière que dans le condenseur après la compression. Le transfert du liquide de refroidissement hors du volume de compression avant qu'une détente ait lieu, est extrême- ment difficile En conséquence, les cycles isothermes sont limités en pratique à l'utilisation d'un gaz dans tout le cycle. On peut utiliser un ensemble totalement étanche avec un gaz ayant un coefficient C de plus grande valeur tel que l'hélium ou l'argon (G = 1,67) et à une pression plus élevée afin que la quantité de chaleur obtenue soit plus grande pour un cycle donné. Les machines isothermes à soufflets entralnées par des manivelles sont entraînées lentement (par exemple à 10 Hz) et elles deviennent encombrantes Elles conviennent bien au chauffage et au refroidissement des habitations. Elles conviennent aussi aux compresseurs d'air étant donné la réduction du travail mécanique nécessaire dans le cycle isotherme pour la production d'un volume donné d'air com- primé "froid". D'autres caractéristiques et avantages de l'inven- tion seront mieux compris à la lecture de la description qui va suivre d'exemples de réalisation et en se référant aux dessins annexés sur lesquels: la figure 1 est un schéma représentant le transfert de chaleur par une cloison; la figure 2 est un diagramme PV représentant divers cycles thermiques; les figures 3 à 6 sont des graphiques représentant la variation du travail pendant un cycle de machine ayant différents angles de phase, ces figures représentant l'effet des pertes sur les caractéristiques obtenues 25128 & 1 la figure 7 est une coupe schématique en élévation latérale d'un exemple de pompe à chaleur à cycle de Stirling; la figure 8 est une coupe en élévation latérale schématique d'une pompe à chaleur à cycle de Stirling à soufflets selon l'invention; la figure 9 est une coupe d'un détail du récupéra- teur et d'une partie d'un soufflet; - la figure 10 est une coupe d'un détail d'une par- tie d'un soufflet ondulé ayant des déflecteurs; la figure 11 est une coupe transversale schémati- que d'une pompe à chaleur à piston libre selon l'invention la figure 12 est une coupe en élévation transversa- le sous forme schématique d'une pompe à chaleur commandée par chauffage, selon l'invention la figure 13 est une coupe en élévation latérale sous forme schématique, d'un moteur thermique selqn l'in- vention; et la figure 14 est une coupe schématique en élévation latérale d'un compresseur isotherme d'air selon l'invention. On considère maintenant de façon générale les pom- pes à chaleur à soufflets et à cycle de Stirling La figure 7 représente schématiquement une pompe à chaleur classique à cycle de Stirling Le volume variable 1 du compresseur et-le volume variable 2 de détente sont reliés afin que le gaz soit transféré par un récupérateur 3 d'échange de chaleur Le compresseur et le détendeur sont entraînés par un dispositif 6 par l'intermédiaire de manivelles 4, 5, avec un déphasage 7 de 90 l De l'air de refroidissement (gazeux) est soufflé sur la chambre 1 du compresseur et de manière analogue, de l'air de chauffage est soufflé sur la chambre 3 de détente. Lors du fonctionnement, la compression du gaz dans le volume 1 échauffe le gaz, mais le transfert de-chaleur important à travers les parois du volume 1 et vers l'air. de refroidissement maintient le gaz dans le volume 1 à une même température T A la pûttie supérieure de la course, le gaz quitte la chambre 2 et traverse le récupérateur 3. Celui-ci est d'un type classique et représente simplement une grande masse calorifique, habituellement en éponge mé- tallique, qui transfère la chaleur du gaz à la température T 1 à un réservoir par refroidissement du gaz à une tempé- rature T 2 Cette chaleur est ensuite rendue pendant la course inverse Lorsque le volume 1 est presque constant au point mort haut, le gaz du volume 2 pénètre à la tempé- rature T 2 et se détend Lorsqu'il continue à se refroidir par détente, il est réchauffé par transfert de chaleur à partir de l'air de chauffage, à travers les parois du volu- me 2, si bien que le gaz garde sa température pendant la détente La course de retour du volume 2 renvoie le gaz au volume 1 à travers le récupérateur Celui-ci renvoie alors la chaleur correspondant à la différence de température T 1 T 2 au gaz entrant et un nouveau cycle de compression commence avec le gaz à la température T 2 qui reste isotherme. L'énergie transférée est proportionnelle au produit de la température T? et du logarithme de RC (le rapport de compression) et l'énergie récupérée dans la détente est éga- le à T 1 log RC, si bien que le travail résultant est (T 2 T 1)log Rc Le coefficient de performance, lors d'un fonctionnement en pompe à chaleur, est alors chaleur fournie 1 énergie utilisée (T -T 2) ou le rendement thermique idéal Les pertes sont dues au frottement des éléments et aux pertes de rendement du trans- fert de chaleur Le transfert de chaleur est la raison de l'utilisation d'un soufflet pour la formation du volume de compression et de détente. On considère maintenant une poupe à chaleur à souf- flets Dans la pompe à chaleur représentée sur la figure 8, les chambres i et 2 de compression et de détente sont du type à un seul soufflet ayant des déflecteurs ondulés par- tant des raccords du diamètre externe dans le volume central. Les paramètres utilisés pour la réalisation de ces chambres sont décrits plus en détail dans la description qui précède. Les-chambres sont reliées afin qu'elles transfèrent le gaz par l'intermédiaire d'un récupérateur 3 d'échange de chaleur Les caractéristiques du récupérateur sont décri- tes dans le début du présent mémoire Le récupérateur 3 est maintenu dans une plaque isolante 9 qui peut être for- mée d'une matière plastique dans le cas des pompes à cha- leur mais, dans le cas des machines de conception analogue mais destinées à des températures élevées, elle doit être formée d'une céramique Le récupérateur 3 est formé d'une bande d'une feuille métallique ondulée ou plissée et d'une bande d'une feuille plate enroulée comme décrit dans le brevet des Etats-Unis d'Amérique NI 1 808 921 La plaque 9 est fixée dans un carter 10 qui entoure la totalité de l'ensemble Des orifices 11 formés dans le carter permettent l'introduction et l'évacuation d'un courant de gaz de re- froidissement (habituellement de l'air) dirigé vers la partie du carter contenant le compresseur et en provenant, et des orifices 12 permettent l'introduction et l'évacua- tion d'un gaz de chauffage (habituellement de l'air) soufflé dans la chambre 2 de détente. Les extrémités des soufflets éloignées de la pla- que 9 sont fixées à des parois mobiles 4 et 5 d'extrémité qui sont entrainées par des bielles et des manivelles 6 et 7 montées sur un arbre 8 entraîné par un moteur Les ma- * nivelles forment un angle de 600 Comme les chambres de compression et de détente sont à des extrémités opposées de la machine c'est-à-dire séparées de 1800, le déphasage voulu de 1200 est obtenu par réglage des manivelles à 600 donnant ainsi un angle de phase de 180 60 = 1200. Il est avantageux, bien que non indispensable, que le soufflet ait des parois ondulées, par exemple comme in- diqué par la référence 20, sur les figures 9 et 10 Les soufflets ondulés placés dans les chambres 1, 2 sont fixés à la plaque 9 par un organe tubulaire 15, et il est souhai- table que l'ondulation 16 d'extrémité soit raccordée à la partie 18 de détente par un adhésif élastomère 17 tel qu'un adhésif à base de silicone La figure 9 représente aussi le récupérateur en coupe Un trait sur deux représente la bande de feuille plate et les autres traits représentent la bande de feuille ondulée Cette construction forme une myriade de petits passages de transfert-de chaleur assurant l'échange entre le gaz et la masse du récupérateur. Comme l'indique la figure 10 qui représente plus en détail les déflecteurs et les soufflets ondulés, les ondulations sont raccordées par des soudures ou par un adhésif élastomère à des joints internes 22 et des joints externes 23 La résistance mécanique des joints externes 23 peut être accrue par un élément 24 d'étanchéité ayant une forme en U et serti De façon générale, les joints d'adhésif sont limités à des applications à température relativement basse Les soufflets à température élevée pour moteurs thermiques doivent comprendre le plus souvent une construction soudée Les déflecteurs 25 ont des trous 26 près de leur périmètre si bien que le gaz doit suivre un trajet sinueux 27 lorsqu'il pénètre dans les ondulations et en sort Des trous centraux 28 qui peuvent être décen- très et décalés d'une plaque à la suivante provoquent une circulation turbulente 29 entre les déflecteurs, si bien que le gaz interne est en contact thermique intime avec les faces internes. La machine représentée sur les figures 8 à 10 fonc- tionne de la matière suivante La compression du gaz dans le volume 1 échauffe le gaz, mais le bon transfert de cha- leur avec les parois de la chambre 1 et la circulation d'air de refroidissement maintiennent le gaz dans la cham- bre 1 à une même température Til Pendant la course de compres- sion de la chambre 1, le gaz pénètre dans la chambre 2 à partir du récupérateur 3 Ce dernier représente une masse calorifique importante de petit volume et de faible impédan- ce vis-à-vis du courant de gaz, avec une petite conductibilité thermique longitudinale si bien que la chaleur du gaz à la température T 1 est transmise à un réservoir par refroidisse- ment du gaz à une température T 2 La chaleur est ensuite renvoyée pendant le cycle inverse Le gaz du volume 2 pénètre à la température T 2 et se détend Lorsqu'il se refroidit par détente, il est réchauffé par la chaleur provenant de l'air 10 de chauffage circulant sur les parois du volu- me 2, si bien que le gaz garde la même température pen- dant la détente La course de retour du volume 2 renvoie le gaz vers le volume l à travers le récupérateur Celui- ci renvoie alors la quantité de chaleur proportionnelle à la différence des températures au gaz qui pénètre dans le volume 1 et un nouveau cycle de compression recommence avec du gaz à la température T 2, ce gaz gardant sa même température Le transfert d'énergie est égal au produit T 2 Log CR, ER étant le rapport de compression, et l'énergie gagnée a nouveau dans la détente est égale à T 1 Log CR, si bien que le travail résultant est égal à (T 2 T 1)Log CR. Le coefficient de performance lors de l'utilisa- tion de la pompe à chaleur est égal alors au rapport de la chaleur fournie à l'énergie utilisée soit T 1/(T 1 T 2) ou le rendement thermique idéal. Les pertes correspondent au frottement des élé- ments, au frottement lors du transfert-du gaz et aux pertes de rendement du transfert de chaleur Ce dernier constitue la raison de l'utilisation de soufflets pour la formation des volumes de compression et-de détente. Comme l'indique la figure 8, les volumes de compres- sion sont formés par les chambres internes de volume varia- ble délimitées par les soufflets ondulés et les cloisons. Lors de l'utilisation de soufflets imbriqués, l'espace an- nulaire séparant les soufflets constitue le volume variable de compression Chaque jeu de soufflets est commandé par des manivelles avec déphasage de 600 Les manivelles sont entraînées elles-mêmes par un moteur ou un générateur de mouvement, Enfin, le rapport de compression et la pression maxi- male sont déterminés par le déphasage de 600 ou de 1200 entre la chambre de compression et la chambre de détente. Le volume minimal correspond au moment o le soufflet se trouve à 601 d'un côté ou de l'autre par rapport au point mort haut Le volume minimal est égal à 2 ( 1 cos 60) = 1,0. 2 Le volume maximal est égal à 2 ( 1 + cos 60) = 3,0 Le rapport de compression CR est égal à 3,0 Lorsque le volume du ré- cupérateur et le volume mort du soufflet sont ajoutés à une valeur d'environ 0,3, le rapport final de compression devient égal à 2,5 La pression maximale est de 5 bars pour une pression Pl de 2 bars, avec une différence de pression de 4,0 bars de part et d'autre des soufflets Les soufflets subissent alors des contraintes raisonnables si bien qu'ils ont une très longue durée. On considère maintenant une pompe à chaleur à piston libre Comme l'indique la figure 11, les enroulements électriques 100 sont alimentés par un courant alternatif 102 qui provoque une oscillation d'une armature creuse 103 de fer feuilleté qui résonne avec deux chambres 104 de compression formées par des soufflets Des récupérateurs sont fixés au carter 7 ' Des chambres 106 de détente à soufflets et des têtes 108 (parois d'extrémité des chambres 106) sont reliées bout à bout par des tirants 109, si bien que les têtes oscillent comme un tout Le volume externe aux chambres 104 et 106 et entouré par le carter 7 ' permet la circulation de gaz ou d'air de refroidissement et de chauffage ers des conduits 110 d'entrée au centre et 111 et 112 aux extrémités L'air sort par les conduits 113, 114 et 115. Lors du fonctionnement, des ensembles 104, 105 et 106 formant pompe à chaleur à récupérateur jouent le râle de ressorts pneumatiques vis-à-vis de la masse résonante de l'armature 103 L'oscillation de la masse de l'armature 103 provoque alternativement la compression et la détente de chaque ensemble formant pompe à chaleur Le retard de phase de l'oscillation harmonique de chaque volume 106 de détente par rapport au volume correspondant de compression 104 est déterminé par la masse des têtes 108 et des tirants 109. Comme la constante élastique efficace des soufflets peut être réglée par la pression initiale P, les ressorts de la pompe à chaleur et les masses oscillantes peuvent être syn- chronisés afin que la fréquence de résonance convienne à la fréquence de l'alimentation alternative 102 Dans le cas d'un courant alternatif à 60 Hz, ces ensembles sont très petits et ont une course d'environ 2 cm et des diamètres de 5 à 10 cm, et la pression Pl est de 2 à 4 bars Les soufflets sont du type à déflecteurs assurant un transfert maximal de l a chaleur à la fréquence élevée La masse des têtes et des tirants est telle que la fréquence fondamen- tale de résonance avec le soufflet 106 est légèrement inférieure à celle du courant d'alimentation, par exemple à Hz, afin que le déphasage de 1200 en retard soit obtenu. La masse 103 de l'armature est telle que sa fréquence fonda- mentale de résonance est aussi légèrement inférieure à celle du courant d'alimentation, par exemple 60 Hz La stabilité de la phase est obtenue à cause de l'énergie qui doit être fournie par le réseau alternatif L'air ambiant pénétrant dans le conduit 11 C sort plus chaud par le conduit 114 L'air quittant les conduits 113 et 115 sort plus froid que l'air d'entrée des conduits 111 et 112 On considère maintenant une pompe à chaleur alimen- tée par de la chaleur Comme l'indique la figure 12, une pompe à chaleur à piston libre peut être entraînée par un moteur thermique 30 à piston libre afin que la quantité ré- sultante de chaleur soit accrue ou qu'une réfrigération soit obtenue La configuration est la même que sur la figure 11 (la pompe à chaleur entratnée électriquement dans laquelle deux pompes à chaleur sont entraînées par une ar- mature), mais aucun enroulement électrique n'est utilisé et une première extrémité constitue le moteur thermique. Le soufflet 31 de détente du moteur thermique est inférieur au soufflet 32 du compresseur étant donné la température élevée La température élevée est obtenue grâce à une source de gaz chaud 33, par exemple la combustion d'un gaz naturel combustible Le soufflet 31 à température élevée a aussi une construction soudée afin qu'il supporte les gaz à tem- pérature élevée La masse 34 couple l'énergie du moteur thermique à la pompe 35 La masse 34 est telle que sa fré- quence fondamentale est légèrement inférieure à celle du moteur, si bien qu'elle entra Ine la pompe à chaleur De cette manière, de l'énergie peut être transmise du moteur à la pompe avec une phase stable. On considère maintenant un moteur thermique à cycle de Stirling et à soufflets Le moteur représenté sur la figure 13 est très semblable à la pompe à chaleur de la figure 11, mais de l'air tiède transmet de l'énergie provo- quant le fonctionnement de l'ensemble à cycle de Stirling et l'énergie de sortie est transmise à l'arbre par les bielles et les manivelles Le mode de réalisation représen- té a des chambres 36 et 37 à soufflets imbriqués et un ré- cupérateur annulaire 38, réalisé comme décrit précédemment. On considère maintenant un compresseur isotherme d'air On utilise habituellement un compresseur d'air lors- que de la chaleur adiabatique de compression est rejetée avant utilisation de l'air comprimé Dans ces conditions, la chaleur adiabatique est perdue Comme décrit précédemment, la combinaison d'un piston et d'un cylindre est en moyenne à mi-chemin entre un comportement adiabatique et un comporte- ment isotherme En outre, l'effet de la profondeur de pé- nétration thermique augmente la quantité de travail par cycle par rapport à la quantité prévue pour un seul échange partiel de chaleur En conséquence, il est avantageux au point de vue du rendement que des compresseurs d'air aient un cycle de compression purement isotherme Les soufflets imbriqués permettent à la fois la compression et la détente. En outre, le frottement de la machine d'entra Inement des soufflets peut être réduit par rapport à celui d'un piston ayant des segments frottant dans un cylindre Pour ces rai- sons, un compresseur refroidi à soufflets imbriqués est nettement plus efficace pour l'obtention d'un volume donné d'air froid comprimé qu'un compresseur partiellement adiaba- tique Le rapport d'énergie sous forme de travail, entre une compression isotherme idéale et une compression adia- batique, est le suivant /CG 1) Log R Cl//G(R 1)/G 1)7 Rc étant le rapport de compression et G le rapport des cha- leurs spécifiques de l'air, soit 1,4 Dans un exemple de compresseur qui fournit un gaz à une pression de 8,4 bars et pour Rc = 8,57, ce rapport est de 71 % Ainsi, suivant les frottements et l'échange partiel de chaleur dans les cylindres, on peut obtenir une réduction de l'ordre de 30 % de la chaleur perdue par utilisation d'un compresseur isotherme. La figure 14 indique que le volume variable de compression est la chambre annulaire formée entre des souf- flets ondulés imbriqués 41 et 42, ayant une plaque 43 for- mant séparateur optimal dans un plan médian Les soufflets sont entraînés par un organe 44 par l'intermédiaire d'une manivelle 45 Un carter 47 entoure les-soufflets et dirige de l'air froid d'un ventilateur 48 autour des soufflets et par le trou formé dans le soufflet interne 42 Une tête 49 ayant des soupapes 50 et 51 d'entrée et de sortie est re- liée à des chambres 52 et 53 d'aspiration et d'évacuation. Lors du fonctionnement, les soufflets imbriqués sont alter- nativement comprimés-et détendus sous l'action de la mani- velle, et de l'air est admis alternativement dans l'espace annulaire 54 formé entre les soufflets alternés puis il est comprimé et évacué par le conduit et la chambre 53 vers un organe récepteur non représenté Ce compresseur a un cycle isotherme de rendement élevé, dû à l'excellent échange de chaleur des gaz internes et externes. Bien entendu, diverses modifications peuvent être apportées par l'homme de l'art aux dispositifs et procédés qui -viennent d'être décrits uniquement à titre d'exemples non limitatifs sans sortir du cadre de l'invention. REVENDICATIONS 1 Machine volumétrique isotherme ayant une cham- bre de compression-détente à volume variable délimitée en partie par au moins une paroi ( 1, 2) métallique et flexible de soufflet ayant plusieurs ondulations ( 16) et en partie par une paroi d'extrémité ( 4, 5) qui se déplace alterna- tivement le long de l'axe de la paroi de soufflet, carac- térisée en ce que le rapport de la surface de la paroi de soufflet au volume de la chambre et les configurations des ondulations de la paroi de soufflet sont tels que, à chaque course, le gaz de travail placé dans la chambre et la paroi de soufflet assurent de nombreux échanges thermiques par transfert de chaleur laminaire et turbulent à la fois, si bien que la chaleur est transmise à la paroi de sauf-. flet et à travers celle-ci et à un réservoir thermique exter- ne à la paroi en forme de soufflet et à partir d'un tel réservoir thermique, le cycle étant sensiblement à tempéra- ture constante. 2 lachine selon la revendication 1, comprenant deux parois métalliques minces et flexibles de soufflet ( 41, 42) disposées l'une dans l'autre et délimitant une cham- bre annulaire, la machine étant caractérisée en ce que des parois interne et externe de soufflets ( 41, 41) sont très proches, si bien que la chambre ne comporte pratiquement aucun volume de piégeage de gaz qui n'est pas en contact thermique intime par diffusion et turbulence avec l'une des parois de soufflet, si bien que le gaz de travail garde une même température pendant tout le cycle. 3 Machine selon la revendication 1, dans laquelle la chambre est délimitée par une seule paroi périphérique de soufflet, caractérisée en ce que le rayon interne de la paroi de soufflet est compris entre le tiers et le dixième environ du rayon externe, et le volume central associé au rayon interne est faible et est en contact thermique intime par turbulence et diffusion avec la paroi de soufflet afin que le gaz de travail garde toujours la méfie température pendant le cycle. 4 Machine selon l'une quelconque des revendica- tions 1 à 3, caractérisée en ce qu'un déflecteur métallique ( 27) est raccordé à la paroi du soufflet dans chaque ondu- lation, chaque déflecteur ayant des trous de manière que le gaz de travail circule dans la chambre et facilite le transfert de chaleur entre le gaz et les déflecteurs et la paroi du soufflet. Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que la paroi de soufflet comporte des disques annulaires raccordés et associés de façon étan- che à chaque joint interne par un adhésif élastomère ( 17) et raccordé et associé de façon étanche à chaque joint externe par un adhésif élastomère et p r un organe serti en U ( 24) placé au contact du bord externe des deux disques annulaires reliés au raccord externe. 6 Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce qu'un fluide circule dans le ré- servoir thermique externe et sur la surface de la paroi de soufflet à l'extérieur de la chambre afin que le trans- fert de chaleur du gaz de travail aux parois de soufflet et dans ces parois soit favorisé. 7 Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que les configurations des ondu- lations des parois de soufflet sont telles qu'aucun gaz de travail présent dans la chambre ne se trouve à plus de mm d'une surface de paroi de soufflet. 8 Machine selon la revendication 4, caractérisée en ce que les configurations des ondulations de la paroi de soufflet et des déflecteurs sont telles que le gaz de travail présent dans la chambre n'est jamais à plus de 10 mm d'une surface de paroi ou de déflecteur. 9 Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3 caractérisée en ce que chaque lame des parois de souf- flet n'a pas moins de cinq ondulations accroissant le transfert de chaleur entre le gaz de travail et les parois tout en ré- duisant les contraintes. l-lachine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que le rapport de la surface de la paroi de soufflet à la surface d'un cylindre de section droite circulaire de volume équivalent n'est pas inférieur à 10/1 environ. il Machine selon la revendication 4, caractérisée en ce que le rapport de la surface totale des parois de soufflet et des déflecteurs à la surface d'un cylindre de section droite circulaire de volume équivalent, n'est pas inférieur à 10/1 environ. 12 f-Lachine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que la masse calorifique de la profondeur de pénétration thermique de la paroi de souf- flet n'est pas inférieure à i O fois environ la masse calo- rifique du gaz de travail. 13 Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que le rapport de compression de la machine est de l'ordre de 2,0/1 à 2,7/1. 14 Machine selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, du type qui comprend un ensemble à cycle de Stirling comprenant une chambre de compression et une chambre de dé- tente, chaque ensemble ayant une paroi périphérique de souf- flet ( 1, 2), les chambres étant couplées intimement l'une à l'autre afin que le gaz puisse être transféré de l'une à l'autre par un récupérateur ( 3) placé entre elles et ayant des parois mobiles d'extrémité entraînées de manière harmonique avec un déphasage compris entre environ 90 et 1200, ladite machine étant caractérisée en ce que les pertes dues au frottement des courants de gaz dans le récu- pérateur ( 3) ne dépassent pas 3 % environ. 15 Lachine selon la revendication 14, caractérisée en ce que le volume mort du récupérateur ( 3) et de tous les volumes de connexion des chambres et du récupérateur ( 3) est inférieur à 10 'O environ du volume balayé de l'ensemble. 16 Machine selon la revendication 14, caractérisée en ce que le récupérateur ( 3) a une longueur comprise entre et 10 fois environ la longueur d'échange thermique. 17 Machine selon la revendication 14, caractérisée en ce que la masse calorifique du métal du récupérateur est de l'ordre de 10 à 20 fois celle 18 Machine selon l'une quelconque des revendica- tions 14 à 17, caractérisée en ce que les parois mobiles d'extrémité des chambres sont entraînées par un moteur volu- métrique à piston libre ( 103) fonctionnant avec un cycle d'Otto ou diesel. 19 Machine selon l'une quelconque des revendications 14 à 17, caractérisée en ce que les parois mobiles d'extré- mité des chambres sont en-tratnées par un moteur électrique linéaire. Ilachine selon l'une quelconque des revendica- tiohs 14 à 19, caractérisée en ce qu'elle comprend un second ensemble à cycle de Stirling comprenant une chambre de compression et une chambre de détente ayant chacune une paroi périphérique de soufflet, les chambres étant couplées l'une à l'autre afin que le gaz soit transféré par l'intermédiaire d'un récupérateur placé entre elles, les chambres de détente et les chambres de compression respectivement des deux en- sembles étant reliées mécaniquement afin qu'elles se dépla- cent conjointement. 21 Machine selon l'une quelconque des revendications 14 à 17, caractérisée en ce qu'elle comporte un moteur à cycle de Stirling comprenant une chambre de compression et une chambre de détente, chacune des chambres ayant une paroi périphérique de soufflet, les deux chambres étant couplées l'une à l'autre afin qu'un récupérateur placé entre elles puisse transférer du gaz, et les chambres de détente et de compression de l'ensemble et du moteur respectivement sont couplées mécaniquement afin qu'elles se déplacent conjointe- ment, et un dispositif est destiné à transmettre un courant de gaz chaud au réservoir thermique de la chambre de détente du moteur. 22 Machine selon l'une quelconque des revendications 14 à 17, caractérisée en ce qu'elle comprend un dispositif destiné à transmettre un courant de gaz chaud au réservoir thermique de la chambre de détente, si bien que l'ensemble est un moteur à cycle de Stirling. 23 Machine selon l'une quelconque des revendica- tions 1 à 3, caractérisée en ce qu'elle comporte un disposi- tif d'entra Inement d'une paroi d'extrémité de la chambre, et l'autre paroi d'extrémité de la chambre a des lumières d'admission et d'échappement, munies de soupapes et permet- tant l'admission et l'évacuation d'un gaz, pénétrant dans la chambre ou en sortant, la machine étant ainsi un compres- seur.