Les installations de pompes de transfert thermique (pompes frigorifiques ou pompes de chaleur) transforment le niveau de tem pérature de lténergie thermique prélevée sur un fluide extérieur et la transfèrent à un fluide d'utilisation avec un coefficient de performance d'autant plus élevé que l'écart des températures entre source chaude et froide est plus faible. On sait en effet, que le coefficient de performance, qui est le rapport entre la puissance thermique totale transférée et la puissance nécessaire pour actionner les pompes a pour valeur limite celle du cycle de Carnot, valeur égale à T - T1 pour une pompe T2 @2 @ @1 frigorifique et à pour une pompe de chaleur, T2 - T1 T2 étant la 2 1 température absolue de la source chaude et T1 celle de la source froide. Dans la pratique, le coefficient de performance réel, qui est le produit du coefficient de performance thermodynamique (cycle réel) par le rendement de la transformation (moteurs et compresseurs) est d'autant plus élevé que les conditions suivantes sont mieux remplies: - Fluide de transfert à production spécifique élevée (thermies/ Wi lowatt-heure) - Ecarts aussi faibles que possible entre les températures chaude et froide pour le fluide de transfert. - Rendements élevés de l'ensemble moteurs-compresseurs Dans la plupart des installations existantes qui possèdent une régulation basée sur le principe du "tout ou rien" et qui effectuent des transferts intermittents2 il n'y a pas de modulation véritable avec fractionnement progressif de l'énergie transférée : cela conduit à des coefficients de performance relativement médiocres,-avec les inconvénients dds aux puissances élevées à mettre en oeuvre et au manque de fiabilité des pompes soumises à de fréquents démarrages. Dans les installations suivant l'invention, au contraire, nous allons voir que grâce à une optimisation économique des conditions de fonctionnement précitées et à une régulation progressive des circuits de transfert, le coefficient de performance global de l'installation est considérablement amélioré, ainsi que la fiabilité de l'ensemble. Les installations suivant l'invention sont constituées par plusieurs circuits thermogènes successifs, montes en parallèle entre le fluide extérieur et le fluide d'utilisation : chaque circuit thermogène possède son compresseur, son évaporateur, son condenseur et sa régulation, les évaporateurs étant disposes en série sur le circuit du fluide à refroidir et les condenseurs étant disposés en série sur le circuit du fluide à réchauffer, le fluide à refroidir et le fluide à réchauffer circulant en sens inverse par rapport à la succession des circuits thermogenes Les installations suivant l'invention sont caracterisées par le fait que la régulation de chaque circuit thermogène est effectuée de manière progressive en agissant à la fois pour chaque compresseur sur le débit de gaz thermogène et sur le rapport de compression avec une répartition économique optimale des puissances trans férées par chacun des circuits thermogènes afin d'obtenir un coefficient de performance global de l'installation aussi élevé que possible et une puissance motrice minimale adaptée à la puissance thermique à transférer. Afin de bien décrire les installations suivant l'invention et de bien montrer comment sont agencés les circuits thermogènes avec leurs régulations, nous allons en donner, à titre d'exemple non limitatif (cf figure unique) une application à un chauffage géother- mique avec trois pompes de chaleur. Les trois pompes de chaleur, repérées respectivement par les indices a, b et c, possèdent chacune un compresseur 1, un deten- deur 2, un évaporateur 3 et un condenseur 4 L'eau thermale sort du puits d'extraction 5, traverse un echan- geur 6, où elle cède une partie de sa chaleur directement à l'eau de chauffage du circuit d'utilisation. En traversant cet échangeur 6, la température de l'eau thermale passe de la valeur TA à à la sortie du puits 5 à la valeur T6 à la sortie de l'échangeur. Puis l'eau thermale traverse successivement les evaporateurs 3a X 3b S et 3c à la sortie desquels sa température su abaisse aux valeurs T a w Tb et T . Enfin elle est réinjecte à cette température T c dans le puits 7 L'eau de chauffage (circuit d'utilisation) entre dans l'échan- geur 6 à une température tR et en ressort à la température t6 . Elle passe ensuite successivement dans les condenseurs 4c , 4b et 4a à la sortie desquels sa température s'élève aux valeurs respectives t , tb et t A b Grâce aux sens opposés de circulation de l'eau thermale et de l'eau de chauffage, on a simultanément Ta > Tb > Te et ta > tb > tc Enfin l'eau de chauffage traverse un échangeur 8 de chauffage d'appoint, d'où il ressort à la temperature t8 vers le local d'utilisation 9 . Le fluide calorigène de chacune des 3 pompes de chaleur évolue entre les températures d'évaporation 53 et de condensation# Les températures d'évaporation# 3a , # 3b ou # 3c sont inférieures de 20 environ aux températures de sortie T , T ou T de a- b c l'eau thermale pour des évaporateurs bien conçus, et les tempéra tures de condensation# 4a, # 4b , ou # 4c sont supérieures de 1 environ aux températures de sortie ta , tb ou t c de l'eau de chauffage pour des condenseurs bien conçus. Les coefficients de performance du cycle de Carnot de chacun des circuits calorigènes a, b et c sort respectivement égaux à les températures 8 étant degré K . Chacun de ces coefficients est supérieur à celui d'un circuit unique travaillant entre les températures extrêmes # 4a et # 3c L'augmentation ainsi obtenue du coefficient de performance .global de l'installation suivant l'invention est importante : elle dépend évidemment des conditions thermiques à l'entrée et à la sortie des pompes de chaleur .Pour illustrer cela, prenons un exemple Si les températures de l'eau thermale T6 et T sont respective c ment 450C et 20C et celles de l'eau de chauffage t6 et t de c 60 C et 480C , si les pompes sont dimensionnées pour fournir au circuit de chauffage, les pourcentages suivants de la chaleur totale 46 % pour la pompe a, 33 % pour la pompe b et 27 % pour la pompe c, les coefficients de performance du cycle de Carnot sont les suivants 5,4 pour une installation classique à un seul circuit calorigène entre 620C et 0 C 8,1 pour l'installation suivant l'invention avec les 3 circuits a, b et c Ce dernier coefficient du cycle de Carnot est donc supérieur d'environ 50 ffi à celui d'une installation à circuit unique. Les coefficients de performance globaux réels dépendront bien entendu du fluide calorigbne utilisé et des rendements des moteurs et compresseurs. Mais comme les coefficients de performance thermodynamique réels ont une valeur relative par rapport aux coefficients du cycle de Carnot d'autant plus élevée que les coefficients de Carnot sont plus grands, on peut dire que l'accroissement du coefficient de performance global réel sera plus important en pourcentage que celui trou v pour le coefficient du cycle de Carnot; en prenant comme référence une installation classique à circuit unique Pour optimiser le coefficient de performance d'une installation suivant l'invention, il convient de fractionner au mieux les puissances thermiques transférées par chaque circuit thermogène, en adaptant les débits volumétriques de chaque compresseur et la régulation de chaque détendeur. La puissance transférée par un circuit dépend en effet du débit du compresseur et de la variation d'enthalpie fournie à la condensation par l'unité de volume de gaz aspiré puis comprimé. La puissance motrice nécessaire pour actionner un compresseur est le quotient de la puissance thermique transférée par le coefficient de performance du circuit de transfert correspondant. La puissance motrice totale sera la somme des puissances motrices des circuits de transfert, sa valeur minimale correspondra à l'optimisation du coefficient de performance global de l'installation. La détermination de cette valeur minimale de la puissance dénend des conditions thermiques à l'entrée et à la sortie pour le fluide extérieur et pour le fluide d'utilisation. Pratiquement on constate qu'avec le même fluide thermogène pour tous les circuits, le coefficient de performance de l'installation est maximal lorsque les compresseurs- de chaque circuit débitent des volumes très peu différents et que ce maximum est sensiblement conservé lorsque les volumes sont égaux. Une application selon l'invention, particulièrement intéressante concerne une installation à plusieurs circuits caractérisée par l'identité des débits à l'aspiration par chaque compresseur au régime maximal : Il en est sensiblement ainsi dans l'exemple chiffre traité plus haut d'une installation à 3 circuits, avec les pourcentages d'énergie transférée de 40 %, 33- % et 27 % pour les circuits a, b et c respectivement. Comme la surface d'échange de l'évaporateur nécessaire pour le régime maximal varie, à efficacité donnée sensiblement proportion- nellement au volume aspiré, une autre application selon l'invention concerne une installation b plusieurs circuits avec mimes débits aspirés par chaque compresseur au régime maximal et mêmes surfaces d'échange pour chaque évaporateur. Dans la pratique, on constate que les puissances motrices de chaque circuit sont tres voisines pour une installation.ainsi optimisée, une troisième application selon l'invention concerne donc une installation b plusieurs circuits ayant chacun un compresseur débitant le même volume maximal aspiré, un moteur de même puissance, un évaporateur de même surface d'échange. Afin de réaliser l'identité complète de tous les circuits, qui peuvent alors en cas de marche à un régime partiel être indifféremment débranchés ou mis en service, par exemple lors d'une visite d'entretien, une quatrième application selon l'invention concerne une installation où tous les circuits ont leurs composants identiques, y compris le condenseur et le détendeur. Dans notre exemple chiffré plus haut de l'installation à 3 circuits, l'arrêt de l'un d'entre eux permet de conserver 73 % de la puissance maximale. Un autre intérêt économique important de l'installation selon l'invention est que concurrement à l'optimisation du coefficient de performance (Cop), il y a non seulement optimisation de la puissance motrice qui varie comme (Cop)-1 mais aussi celle de la surface totales d'échange des évaporateurs, qui varie sensiblement comme (Cop) T . Dans notre exemple chiffré d'installation, cette surface totale est de 23 % environ plus faible que-celle d'une installation à un seul circuit : Comme les fluides extérieurs sont souvent très agressifs, ce qui est le cas des eaux thermales qui nécessitent des évaporateurs cofteux avec tubes en titane, l'économie est alors très substantielle. Pour optimiser le coefficient de performance d'une installation selon l'invention aux régimes partiels, où la puissance thermique nécessaire est plus faible lorsque les besoins du circuit d'utilisation décroissent, il faudra faire débiter par chaque compresseur des volumes aspirés tels que la somme des puissances motrices nécessaires soit minimale. Donnons un exemple non limitatif : Dans la pratique, pour de bons rendements compresseurs-moteurs de l'ordre de 0,8 au régime nominal, on c-onstate que tant que le régime partiel des volumes aspirés est supérieur à 40 % du régime nominal, l'optimisation du coefficient de performance est obtenue lorsque les compresseurs débitent des volumes aspirés très voisins, ce qui est en accord avec ce qui a été- constaté pour le régime nominal. Lorsque le régime partiel-descend en dessous de 40 % du régime nominal, il faut alors optimiser en mettant hors service un des compresseurs et continuer ainsi jusqu'à ce que les compresseurs restants ne débitent que 40 % de leur volume nominal et ainsi de suite jusqutau dernier compresseur. La régulation d'une installation suivant l'invention est donc -effectuée de manière progressive sur 11 ensemble des compresseurs, en agissant sur la variation des volumes aspirés : Pour une telle installation, cette régulation peut Qtre assurée d'une part par un processeur qul en fonction de l'ensemble des données thermiques détermine les conditions de marche de chaque compresseur et d'autre part par une chaine d'automatisme pour chaque circuit thermogène permettant de reculer le fonctionnement de chaque compresseur, en agissant à la fois sur son débit à l'aspiration et sur le rapport de détente du fluide thermogène. En particulier, lors des régimes transitoires, cette channe d'automatisme est normalement conçue pour éviter les fonctionnements pulsatoires, en prenant en compte non seulement les écarts par rapport aux conditions de marche, mais également les intégrales et derivées de ces écarts dans le temps. Pour agit sur la régulation des débits à l'aspiration on pourra utiliser les moyens classiques et par exemple un ou plusieurs des suivants - Vitesses de rotation variables tant pour les compresseurs centri fuges que volumétriques - Aubades à inclinaison v-ariable pour les compresseurs centrifuges - Retard à la fermeture des soupapes d'admission ou mise hors circuit de cylindres, par exemple par levée permanente de soupa pes d'admission, pour les compresseurs à pistons - Mise hors service d'un ou plusieurs circuits thermogènes. Dans notre exemple chiffré d'installation à 3 circuits de transfert, la combinaison des variations de débits et de mise hors service de circuits permettra d'atteindre de très hauts coefficients de performance jusqu'aux très bas régimes : Ainsi avec 20C au lieu de 120C de différence de température entre t6 et t c , avec le seul circuit o en service, le coefficient de performance réel sera environ deux fois supérieur au coefficient de performance au régime nominal d'une installation à un seul circuit de transfert Le coefficient de performance optimal pour des conditions thermiques extérieures données, croit avec le nombre de circuits de trans fert mis en service, ctest ainsi que dans notre exemple chiffré initial, les coefficients de performance du cycle de Carnot avec des circuits de transfert identiques seraient sensiblement dans la progression suivante : 5,4 - 7,1 - 8,1 - 8,7 - 9,0 lorsque le nom -bre de circuits de transfert passe de 1 b 5 Le choix économique d'une installation suivant l'invention sera déterminé de manière 'a obtenir le prix minimal de la thermie dans le circuit d'utilisation. Dans la pratique, en tenant compte de la réduction des puissances motrices et des surfaces d'évaporateur, on aura toujours avantage b avoir 2 circuits de transfert au lieu d'un seul et généralement le nombre optimal se situera entre 2 et 4 suivant les conditions thermiques de l'ensemble fluide extérieur et utilisation. Le choix économique tiendra également compte duzfait que plus le nombre de circuit de transfert est grand, plus le fonctionnement aux régimes partiels est souple et permet d'atteindre à ces régimes partiels des coefficients de performance plus élevés. En outre, la souplesse de marche permet de réduire le nombre de démarrages des compresseurs et accroft donc la fiabilité de l'installation; ceci fera dans certains cas préférer, meAme pour un investissement relativement un peu plus élevé une installation à 4 circuits plutSt qu'à 3 circuits par exemple. Toutes ces considérations économiques permettent de bien comprendre l'invention et de bien en saisir tout l'intérêt. Nous allons maintenant en préciser les revendications. REVENDICATIONS 1 - Installation de pompede transfert thermique (pompes frigorifiques et ou pompes de chaleur) constituée de plusieurs circuits thermogbnes successifs montés en parallèle entre le fluide à refroidir et le fluide à réchauffer, chaque circuit thermogène possèdant son compresseur, son évaporateur, son condenseur et sa régulation, les évaporateurs étant disposés en série sur le circuit du fluide à refroidir et les condenseurs étant disposés en série sur le circuit du fluide à réchauffer, le fluide à refroidir et le fluide à réchauffer circulant en sens inverse par rapport à la succession des circuits thermogèness caractérisée par le fait que la régulation de chaque circuit thermogène est effectuée de manière progressive en agissant à la fois pour chaque compresseur sur le débit de gaz thermogène aspiré et sur son rapport de compression, de manière à assurer une répartition des débits aspirés par chaque circuit ther mogène, pour chaque régime de fonctionnement thermique de ltinstel- lation, aussi voisine que possible de la répartition optimale donnant le coefficient de perfo-rmance global maximal de l'installation. 2 - Installation de pompes de -transfert thermique suivant la revendication 1 caractérisée par le fait que tous les compresseurs débit tent chacun le même volume -aspiré au régime maximal. 3 - Installation de-pompes de transfert thermique suivant la revendication 1 caractérisée par le fait que tous les évaporateurs ont chacun la même surface d'échange. 4 - Installation de pompes de transfert thermique suivant la revendication 1 caractérisée par le fait que tous les condenseurs ont chacun la même surface d'échange. 5 - Installation de pompes de transfert thermique suivant la revendication 1 caractérisée par le fait que chaque circuit thermogène possède un moteur de même puissance nominale 6 - Installation de pompes de transfert thermique suivant la revendication 1, caractérisée par le fait que chacun des -circuits thermogènes a des éléments constitutifs identiques, aussi bien moteur que -compresseur, évaporateur, condenseur et détendeur.