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EP1096209B1 - Installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique - Google Patents

Installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique Download PDF

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Publication number
EP1096209B1
EP1096209B1 EP00402925A EP00402925A EP1096209B1 EP 1096209 B1 EP1096209 B1 EP 1096209B1 EP 00402925 A EP00402925 A EP 00402925A EP 00402925 A EP00402925 A EP 00402925A EP 1096209 B1 EP1096209 B1 EP 1096209B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
heat pumping
zone
water
compression
pumping installation
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP00402925A
Other languages
German (de)
English (en)
Other versions
EP1096209A1 (fr
Inventor
Jean Françoais Reynaud
Guy Chambaron
Henri Rodie-Talbere
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Electricite de France SA
Original Assignee
Electricite de France SA
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Electricite de France SA filed Critical Electricite de France SA
Publication of EP1096209A1 publication Critical patent/EP1096209A1/fr
Application granted granted Critical
Publication of EP1096209B1 publication Critical patent/EP1096209B1/fr
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B31/00—Compressor arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/16—Combinations of two or more pumps ; Producing two or more separate gas flows
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B29/00—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously
    • F25B29/003—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously of the compression type system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F25B1/053—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type of turbine type

Definitions

  • the present invention relates to an installation heat pumping, in particular with refrigeration function, of the compression-expansion refrigerant cycle type, including a vaporization zone before compression and a condensation zone after the latter, in which the thermodynamic fluid used in said cycle as well as the fluid used in cycles coolant and coolant is water, exchanges thermal vaporization and respectively condensation between these last two cycles and said cycle refrigerant carried out directly, without the intermediary of exchange surfaces, and the cold produced by this installation usually being at a temperature greater than 0 ° C ("positive" cold) or at a temperature negative for ice production; it is of course however that the primary function of such installation could instead be the production of heat.
  • thermodynamic fluids such as than those of the CFC family (chlorofluorocarbons) which have an unfavorable impact on the greenhouse effect, or HCFCs (hydrochlorofluorocarbons) or HFCs (hydrofluorocarbons) whose impact on the greenhouse effect is less but still not negligible.
  • the object of the present invention is therefore, while retaining the advantages inherent in the use of water as a thermodynamic fluid, avoid disadvantages of prior techniques in a industrial scale heat pumping installation, especially for the primary purpose of producing cold but without excluding the production of heat.
  • installation in accordance with present invention is characterized in that the refrigerant cycle implements dynamic compression with two compression sections separated, connected to each other by at least one zone heat exchange (desuperheating and / or economizer) and enclosed in a vapor containment hermetic and thermally insulated, and in that the wheels of these two sections are mounted directly on the opposite ends of the shaft of an electric motor joint variable speed seal arranged in said enclosure, between these sections.
  • zone heat exchange desuperheating and / or economizer
  • centrifugal which will be used in preference to so-called axial compression sections, will include, classic way, for each stage constituting them (in principle one or two), a moving wheel preceded by a converging suction and followed by a static diffuser smooth or finned.
  • said electric motor will be a synchronous motor with permanent magnet rotor associated with a frequency converter that will vary the speed and therefore adapt the wheel rotation speed compressor at the treated steam flow rates, and operate at part load within the limits of aerodynamic stability of the compressor.
  • the adoption of a such an engine will ensure minimum losses thermal at the rotor, which is important held bad thermal exchanges in an enclosure where In the case of cold production, there will be a very low vapor pressure.
  • asynchronous motors with device for eliminating heat losses.
  • the shaft bearings of said electric motor can be of any type appropriate to their function, for example of the type with ceramic ball bearings, or still fluid or smooth, water type with device anticavitation, or even oil with device sealing, or magnetic type, as soon as any contamination of the refrigerant by means of lubrication is made impossible.
  • the shaft bearings of said motor are arranged on the latter side, the compressor wheels being the type cantilevered on the ends of said shaft, but the reverse arrangement is also possible: wheels compressor placed between the motor and the bearings, without overhang.
  • both compression sections are arranged in opposition to on both sides of the electric drive motor common, with their respective entrances (aspirations) directed towards the ends of the containment (unlike the prior art mentioned first plus top), vaporization and desuperheating zones being thus formed between these ends of the enclosure and, respectively, the entrance to the first and the entrance to the second compression section.
  • This provision compensates for axial reactions due to the wheels, contributes to obtaining very compact, particularly in length, and facilitates connection of external water circuits.
  • both compression sections are associated with a third compression section arranged in the enclosure of confinement - or communication with it - and consisting of a booster, which is arranged upstream or downstream of the compressor or between its two sections.
  • this booster will be driven by a hydraulic turbine working with water, particular borrowed from the internal circuit, at the level of the vaporization or condensation but it could be also driven by a steam expansion turbine or by an independent electric motor, possibly at a speed different from that of the compressor, even be shut down if conditions return normal climatic conditions.
  • said booster or compression sections consist of one or more compression wheels including a flange rotor rotating fitted with flat radial fins and possibly associated with static blasting fluid pre-rotation.
  • condensation zone is located at the end of the containment which is on the suction inlet side of the second section of compression, or that this condensation zone is located between the desuperheating zone and this entry suction of the second compression section.
  • Figure 1a we have shown a variant according to which is implemented two compression sections 1 ' and 2 'connected in parallel, with a common input 3' and driven by a common 6 'motor, to obtain higher cooling capacities. These sections can be followed by a compression section, this the latter can also consist of two sections in parallel and / or a booster.
  • Figure 2 also schematically represents a installation which includes a third section of compression (or booster) 7 driven by a motor independent electric 8, including suction inlet 9 communicates with the output of the second section of compression 2 and whose discharge 10 communicates with a condensation zone; the implementation of this booster in the installation will be better seen in figure 13, in which we used the same references as on the Figure 3, to designate the common areas.
  • a third section of compression (or booster) 7 driven by a motor independent electric 8
  • suction inlet 9 communicates with the output of the second section of compression 2 and whose discharge 10 communicates with a condensation zone
  • the movable wheels 11 and 12 of these two compression sections 1 and 2 are wedged in overhang on the opposite ends of the shaft 18 of the common electric motor 6 above, which is of the type synchronous and watertight, and the rotor of which is advantageously with permanent magnets.
  • the bearings of the shaft 18 being lubricated without oil, as will be described below, the maintenance is facilitated, and the risk of pollution of the refrigerant.
  • the enclosure 13 in order to simplify the maintenance operations which may involve different trades (refrigeration engineers, mechanics, thermodynamicians, electricians), is made up of three separate modules connected one to the next by flanges 19 and 20, the assembly of which is ensured by known means (bolts, "grasshoppers” etc). These three modules include a flash-evaporation module 21 containing a vaporization zone 22, a compression module 23 containing the two compression sections 1 and 2, and a condensing module 24 containing an area to desuperheating 25 and possibly economiser, and the condensation zone 26.
  • the vaporization zone 22 is established under the form of a flash evaporator in which internal energy fluid remains constant (isenthalpic expansion), the decrease of that of the liquid being exactly compensated by increasing that of the vaporized liquid.
  • the chilled water back to the facility by a line 27, which has been heated, for example up to about 12 ° C, by its passage in the circuit of use U that the installation aims to cool is injected as droplets into the zone 22 by a spray boom 28 and vaporizes instantly because of the very low absolute pressure, which can be of the order of 10 mbar, prevailing in this zone 22.
  • the energy required to vaporization of the liquid comes from the liquid itself, according to an adiabatic process.
  • the water thus cooled to a temperature which can be of the order of 7 ° C., is recovered at the bottom of the enclosure and is evacuated by a chilled water pipe referenced in 29.
  • the heat exchanges in this refrigerant cycle are direct (exchanges by contact and not through surfaces), and there is very little irreversibility; we have removed the "pinch" present in the installations at tubular or plate heat exchangers, which allows to obtain a higher practical performance coefficient to 7 for evaporation and condensation temperatures 7 and 30 ° C respectively.
  • the absence of surfaces of exchange for the evaporator and the condenser present plus the advantage of requiring no clearance longitudinal for stubbing or cleaning surfaces, hence a decrease in the space that must be reserved for installation.
  • the presence of water droplets in the vapor thus created is beneficial because it promotes desuperheating steam during the next phase of compression, resulting in a lower volume flow, allowing to reduce the passage sections, therefore the size of installation and cost.
  • the density is higher, which makes it possible to obtain a rate of more compression and helps increase the overall coefficient of performance.
  • the liquid / vapor separator or demister 25, 15 placed at the suction inlet 3, 4 of each section of compression can be, as detailed in Figure 4, followed or replaced by a fixed converging horn 30 special on the wall of which water can flow and whose the trailing edge ends in a water collector circular or gutter 31, provided with an outlet lower water outlet 32 and ensuring effective inertial separation between water and steam.
  • a fixed converging horn 30 special on the wall of which water can flow and whose the trailing edge ends in a water collector circular or gutter 31, provided with an outlet lower water outlet 32 and ensuring effective inertial separation between water and steam.
  • these blades are advantageously encircled, in their axial portion, by a hoop, referenced 33 in the perspective view of FIG. 5.
  • This hoop which also has an antivibration effect, can thus channel the aspirated water until it leaves the area axial.
  • the partial developed section view of the figure 6 also shows the possibility of conferring on the fins 34 of the rotor blades at an acute angle to in the plane of the rear flange 35, which favors water entrainment in the direction of rotation. he would also be possible to give these fins 34 a slight concavity, with the same effect (Figure 7).
  • Figure 8 shows a variant of simplified compressor usable if we wish to lower the cost price or reduce the rotating masses for booster 8 or for compression wheels, variant which in addition will eliminate the fret 33 mentioned above: the compressor has a rotor with rotating flange 37 provided with radial flat fins 38 and possibly associated with static blades 36 of fluid pre-rotation.
  • the vapor compressed in the first section 1 of the compressor is directed to the second section 2 by the traffic conduits 5 already mentioned and referenced also in Figure 3.
  • These conduits may include section outlet a smooth or finned radial diffuser 39, 39a and / or axial 40, 40a with fins (case of the part high of the drawing), intended to raise the vapor pressure by decreasing its speed. It may be necessary to provide an additional injection of water into the diffuser, downstream of the wheel in order to desuperheat the steam.
  • the vapor coming from the conduits 5 suffers from desuperheating in the desuperheating zone intermediate 25 mentioned above, located in this example near the end 17 of the enclosure of containment 13, this to avoid reaching excessive temperatures at the compressor outlet.
  • This desuperheating can be ensured by "flash-relaxation" of the water flow from the condenser and returned to the evaporator, which constitutes an economizer ensuring a partial cooling of this water. Indeed, water having a very high latent heat, the vaporization a small volume of liquid is sufficient to desuperheat the steam.
  • the vapor from the second section of compression 2 at a temperature close to condensation under the corresponding pressure then passes into the area of condensation 26 by other static conduits 41.
  • the condensation is carried out by mixing, exchange thermal occurring between the vapor phase from compressor and liquid droplets dispersed by a spray boom 42 supplied by a pipe 43 return of cooled water (at around 25 ° C) from the air cooler (A), being an air cooler classic coil and mechanical ventilation, preventing any contact between water and outside air, this for avoid biological or chemical contamination as well than the presence of dissolved gases in the water.
  • the water heated by condensation of steam is collected at the bottom of the enclosure and returns to the air cooler by a pipe 44 ( Figure 3).
  • the main resistance to condensation phenomenon is not related to convection in vapor but rather in conduction in the liquid, what it may be suitable for ensure a residence time of the liquid in the condenser as long as possible, increasing the areas of contact and with mixing with the steam circulating at counter current, created by a lining of the condenser such as Raschig rings.
  • a filling was shown schematically at 45 in Figure 9 and is surmounted by a distributor 46 supplied with water cooled by the ramp 42, a grid 47 being provided at the base of the lining for its retention inside a rack 48.
  • a pump vacuum which is carried out at the pressure of condensation.
  • the pump When the installation starts, the enclosure 13 being filled with pressurized air, the pump must exhaust this air to bring the absolute internal pressure to a value close to 40 mbar.
  • a "reflux” condenser at the exit from the condensation zone 26.
  • a condenser "reflux” shown in Figure 10, could be consisting of a column 50 at the base of which the steam residual from condensing zone 26 east injected through baffles 51, the incondensables saturated with moisture being discharged through its end upper 52 to the vacuum pump 49.
  • This column can successively include two zones against the current: on the one hand an area 53 in which part of the steam condenses thanks to a surface exchanger coil 54 in which the refrigeration supply is ensured by the return of water from the air cooler before spraying in the ramp 42 of the condenser, on the other hand a zone 55 in which another part of the vapor is condenses thanks to a surface exchanger 56 with tubes and water circulation baffles, the refrigeration contribution being here ensured by a low flow of chilled water 57 from of the vaporization zone 22.
  • the "reflux" condenser might only include one or the other of the two parts described above, or two types of swapped exchange surfaces.
  • FIG. 12a shows the thermodynamic diagram of the installation I.
  • Q F represents the heat taken from the cold source, namely the user circuit U; W represents the work received in installation I, and Q C the heat transferred to the hot source, namely the air cooler A (see also figure 12b), the relation which links these values being
  • the enthalpy diagram of FIG. 12b represents a conventional operation of the installation I.
  • the water is vaporized at a temperature T E of approximately 7 ° C in the evaporation zone 22, then compressed in the first compression section 1 , desuperheated to a temperature T D of approximately 18 ° C, compressed in the second compression section 2 to reach a temperature T C of approximately 30 ° C, and condensed in the condensation zone 26.
  • the water from condensation is pumped by a pump P 1 to the air cooler A at 44, and returns to a temperature of about 25 ° C, at 43 (heat transfer cycle).
  • the water is cooled by vaporization, between approximately 12 and 7 ° C, and is pumped into the user circuit U by a pump P 2 .
  • the installation could also have the primary function heat production, in which case the pressure at the interior of the enclosure could be greater than the atmospheric pressure to reach temperatures condensation above 100 ° C.
  • FIG. 14 shows a possible water bearing structure for shaft 18 of electric motor 6.
  • This bearing referenced in 59, comprises an inlet for pressurized liquid 60, which undergoes by dynamic effect partial relaxation in the interval 61 between the bore of the bearing and the surface of the shaft 18, before undergoing additional relaxation and partial vaporization at its exit from this interval, in 62. Steam and residual liquid are then directed in a plenum 63 by a deflector 64.

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Description

La présente invention concerne une installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique, du type à cycle frigorigène de compression-détente, comprenant une zone de vaporisation avant compression et une zone de condensation après cette dernière, dans laquelle le fluide thermodynamique utilisé dans ledit cycle ainsi que le fluide utilisé dans les cycles frigoporteur et caloporteur est de l'eau, les échanges thermiques de vaporisation et respectivement de condensation entre ces deux derniers cycles et ledit cycle frigorigène s'effectuant directement, sans l'intermédiaire de surfaces d'échange, et le froid produit par cette installation étant habituellement à une température supérieure à 0°C (froid "positif") ou à une température négative pour la production de glace; il est bien entendu cependant que la fonction première d'une telle installation pourrait être au contraire la production de chaleur.
De telles installations ont déjà été utilisées pour leur production de froid, et servir ainsi aussi bien au refroidissement dans des processus industriels (moulage de matières plastiques, fabrication de composants électroniques ...) et tertiaires (commercialisation de produits alimentaires, climatisation d'ordinateurs ...) qu'au confort des personnes (rafraíchissement ou climatisation de locaux).
Elles présentent l'avantage d'éviter l'utilisation, dans le cycle de compression-détente ou frigorigène, de fluides thermodynamiques organiques tels que ceux de la famille des CFC (chlorofluorocarbones) qui ont un impact défavorable sur l'effet de serre, ou encore des HCFC (hydrochlorofluorocarbones) ou HFC (hydrofluorocarbones) dont l'impact sur l'effet de serre est moindre mais encore non négligeable.
Par contre, elles présentent l'inconvénient que leur réalisation se heurte à la nécessité qu'elles traitent de très importants volumes de vapeur, en particulier au niveau du compresseur, ceci constituant une des raisons pour lesquelles les installations avec cycles à vapeur d'eau n'ont connu jusqu'à présent qu'un développement très limité.
Des prototypes de telles installations utilisant l'eau comme fluide thermodynamique ainsi que dans les cycles frigoporteur et caloporteur, ont cependant déjà été construits à échelle industrielle. L'une, d'une puissance calorifique de l'ordre de 2000 kW, utilisée pour le refroidissement de machines d'extrusion, met en oeuvre un cycle ouvert de production de froid par évaporation, compression, condensation et rejet d'eau à l'atmosphère, ce qui constitue un premier inconvénient. Elle fait appel à deux compresseurs de vapeur indépendants disposés face à face aux extrémités d'une enceinte étanche à basse pression, leurs entrées d'aspiration étant en regard l'une de l'autre, de part et d'autre de l'évaporateur, et ces compresseurs, du type centrifuge à ailettes souples, ce qui leur confère une "géométrie variable", étant entraínés respectivement par deux moteurs électriques à vitesse également variable, extérieurs à l'enceinte. Un autre inconvénient de ce type d'installation réside par suite dans un encombrement très important, avec risques d'entrées d'air aux traversées d'arbres, ainsi que de pertes thermiques, de l'air dissous étant par ailleurs introduit dans l'installation par le circuit ouvert du condenseur, ce qui complique le problème du dégazage; il est à noter à ce sujet que les incondensables sont ici prélevés à la pression d'évaporation, c'est-à-dire à basse pression. On observe en outre des "pincements" (écarts entre les températures d'échange) relativement importants au niveau de l'évaporateur et du condenseur.
Un autre prototype, plus compact, d'une puissance frigorifique de l'ordre de 800 kW, fonctionne globalement selon le même cycle thermodynamique à eau et met également en oeuvre deux compresseurs séparés disposés, avec leurs deux moteurs respectifs, à l'intérieur de l'enceinte hermétique; cela résout certes le problème de l'étanchéité aux traversées d'arbres, mais la grande vitesse périphérique des roues de compresseurs, lesquelles doivent comprimer des volumes de vapeur très importants, a conduit leur concepteur à utiliser ici une structure d'ailettes en fibres de carbone, qui leur donne la résistance mécanique voulue vis-à-vis des forces centrifuges mais hypothèque leur durée de vie, ces roues étant très sensibles à l'érosion due à l'impact des gouttelettes d'eau qui risquent d'être entraínées à grande vitesse à l'aspiration des compresseurs. Le document US 4896515 décrit une autre installation de pompage de chaleur utilisant deux compresseurs et l'eau comme réfrigérant.
Le but de la présente invention est donc, tout en conservant les avantages inhérents à l'utilisation de l'eau comme fluide thermodynamique, d'éviter les inconvénients des techniques antérieures dans une installation de pompage de chaleur à échelle industrielle, notamment dans le but premier de produire du froid mais sans exclure la production de chaleur.
A cet effet, une installation conforme à la présente invention, du type général rappelé au début, est caractérisée en ce que le cycle frigorigène met en oeuvre une compression dynamique à deux sections de compression séparées, reliées l'une à l'autre par au moins une zone d'échange thermique (désurchauffe et/ou économiseur) et encloses dans une enceinte de confinement de la vapeur hermétique et thermiquement isolée, et en ce que les roues de ces deux sections sont montées directement sur les extrémités opposées de l'arbre d'un moteur électrique étanche commun à vitesse variable disposé dans ladite enceinte, entre ces sections.
L'adoption d'un tel ensemble motocompresseur complètement "intégré" permet d'une part d'atteindre une grande compacité, d'autre part de résoudre le problème d'étanchéité d'arbre et, avec une meilleure économie de moyens, de résoudre aussi le problème difficile posé par la conception d'un compresseur capable de performances aérodynamiques et mécaniques poussées, tout en limitant le prix de revient de l'installation. En particulier, l'adoption d'un moteur électrique unique pour l'entraínement des deux sections de compression, chacune comprenant un (par exemple en cas de compression centrifuge) ou plusieurs (en cas de compression axiale) étages de roues de compression, et ceci sans obligation de mettre en oeuvre des étages multiplicateurs de vitesse, correspond à une simplification constructive déterminante. De plus, une telle conception du confinement de l'installation autorise un fonctionnement du compresseur sans huile, d'où une simplification des opérations d'exploitation et de maintenance, tout en garantissant l'absence de pollution du fluide frigorigène. Il est à noter ici que les sections de compression dite "centrifuge", qui seront utilisées de préférence aux sections de compression dite axiale, comprendront, de façon classique, pour chaque étage les constituant (en principe un ou deux), une roue mobile précédée d'un convergent d'aspiration et suivie d'un diffuseur statique lisse ou à ailettes.
Il est à noter par ailleurs que l'utilisation d'au moins une désurchauffe de la vapeur entre les deux sections de compression évitera d'atteindre des températures excessives, présentera l'avantage de réduire le travail de compression de la deuxième section et contribuera à l'amélioration de l'efficacité du cycle, à savoir à l'augmentation du rapport de la puissance frigorifique ou calorifique délivrée à l'énergie électrique nécessaire au fonctionnement de l'installation, cette efficacité pouvant atteindre une valeur de 7 à 8, ce qui est très satisfaisant. Cette désurchauffe après la première section de compression pourra s'effectuer partiellement par détente-flash de l'eau issue du condenseur et retournée à l'évaporateur, détente-flash assurant, sans surface d'échange intermédiaire, un refroidissement partiel de cette eau et constituant ainsi un économiseur.
De préférence, ledit moteur électrique sera un moteur synchrone à rotor à aimants permanents associé à un variateur de fréquence qui permettra d'en faire varier la vitesse et donc d'adapter la vitesse de rotation des roues de compresseur aux débits de vapeur traités, et de fonctionner à charge partielle dans les limites de stabilité aérodynamique du compresseur. L'adoption d'un tel moteur permettra d'assurer un minimum de pertes thermiques au niveau du rotor, ce qui est important compte tenu des mauvais échanges thermiques dans une enceinte où règnera, dans le cas d'une production de froid, une très faible pression de vapeur. Cependant on pourrait envisager d'autres types de moteurs moins coûteux, par exemple des moteurs asynchrones, avec dispositif d'élimination des pertes thermiques.
Les paliers d'arbre dudit moteur électrique peuvent être de tout type approprié à leur fonction, par exemple du type à roulements à billes en céramique, ou encore du type fluide ou lisse, à eau avec dispositif anticavitation, ou même à huile avec dispositif d'étanchéité, ou du type magnétique, dès lors que toute contamination du fluide frigorigène par un moyen de lubrification est rendue impossible.
Selon une disposition de l'invention, on peut prévoir que les paliers d'arbre dudit moteur sont disposés du côté de ce dernier, les roues du compresseur étant de la sorte en porte-à-faux sur les extrémités dudit arbre, mais la disposition inverse est également possible : roues du compresseur disposées entre le moteur et les paliers, sans porte-à-faux.
Une autre caractéristique structurelle importante de l'installation réside dans le fait que les deux sections de compression sont disposées en opposition de part et d'autre du moteur d'entraínement électrique commun, avec leurs entrées respectives (aspirations) dirigées vers les extrémités de l'enceinte de confinement (contrairement à l'art antérieur mentionné en premier plus haut), des zones de vaporisation et de désurchauffe étant ainsi ménagées entre ces extrémités de l'enceinte et, respectivement, l'entrée de la première et l'entrée de la seconde section de compression.
Cette disposition permet de compenser les réactions axiales dues aux roues, contribue à l'obtention d'une grande compacité, notamment en longueur, et facilite la connexion des circuits d'eau extérieurs.
Dans le cas où cela serait nécessaire, notamment dans certaines conditions climatiques pour augmenter le taux de compression (en cas de température extérieure trop élevée ou d'écart de température évaporation/condensation trop important), on peut encore prévoir que les deux sections de compression sont associées à une troisième section de compression disposée dans l'enceinte de confinement - ou mise en communication avec elle - et constituée par un booster, lequel est disposé en amont ou en aval du compresseur ou encore entre ses deux sections.
Avantageusement, ce booster sera entraíné par une turbine hydraulique fonctionnant avec de l'eau, en particulier empruntée au circuit interne, au niveau de la vaporisation ou de la condensation, mais il pourrait être également entraíné par une turbine de détente de vapeur ou par un moteur électrique indépendant, éventuellement à une vitesse différente de celle du compresseur, pouvant même être mis à l'arrêt en cas de retour à des conditions climatiques normales.
Avantageusement encore et dans un but de diminution du prix de revient et d'allègement des masses tournantes, on pourra prévoir que ledit booster ou les sections de compression sont constitués d'une ou plusieurs roues de compression comprenant un rotor à flasque tournant pourvu d'ailettes plates radiales et éventuellement associé à des aubages statiques de mise en prérotation du fluide.
Selon que l'installation comprendra ou non un booster, son organisation générale pourra être légèrement différente : elle pourra alors se caractériser, respectivement, en ce que la zone de condensation est située à l'extrémité de l'enceinte de confinement qui est du côté de l'entrée d'aspiration de la seconde section de compression, ou en ce que cette zone de condensation est située entre la zone à désurchauffe et cette entrée d'aspiration de la seconde section de compression.
Ces dispositions de l'invention ainsi que des dispositions complémentaires touchant à la structure de l'installation et à son fonctionnement thermodynamique vont être mieux comprises à la lecture des exemples de réalisation qui suivent, donnés à titre nullement limitatif avec référence aux figures du dessin ci-annexé dans lequel :
  • la figure 1, est une vue schématique montrant une organisation générale possible de l'installation, supposée ne comporter que deux sections de compression, la figure la montrant une variante à deux sections de compression en parallèle;
  • la figure 2 est une vue schématique montrant une organisation générale de l'installation lorsqu'elle est pourvue d'un troisième étage de compression ou booster;
  • la figure 3 est une vue en coupe axiale plus détaillée d'une installation semblable à celle de la figure 1;
  • la figure 4 est une vue en coupe axiale partielle montrant la séparation liquide/vapeur dans un convergent d'aspiration placé à l'entrée de chaque section de compression et associé à une gouttière de séparation inertielle;
  • la figure 5 est une vue en perspective d'une roue semi-ouverte et frettée de section de compression;
  • les figures 6 et 7 sont des vues en coupe partielle développée de deux variantes possibles d'un aubage de rotor du compresseur;
  • la figure 8 est une vue en coupe partielle développée d'un rotor de compresseur simplifié comprenant un flasque tournant pourvu d'ailettes plates radiales et associé à des aubages statiques de mise en prérotation du fluide;
  • la figure 9 représente schématiquement une zone de condensation à garnissage;
  • la figure 10 représente un condenseur de "reflux" disposé à la sortie de la zone de condensation;
  • la figure 11 est une vue schématique de l'ensemble de l'installation;
  • la figure 12a est un schéma thermodynamique de l'installation;
  • la figure 12b est un exemple de diagramme enthalpique P=f(H) d'une installation conforme à l'invention;
  • la figure 13 est une vue schématique partielle de l'installation, montrant l'implantation d'un booster aval; et
  • la figure 14 montre un palier à eau pour l'arbre du moteur.
Sur la figure 1 on a référencé en 1 et 2 les deux sections de compression de l'installation, dont les entrées d'aspiration 3 et 4 sont disposées à l'opposé l'une de l'autre, la sortie de la section 1 étant reliée par des conduits 5 à l'entrée 4 de la section 2. Les roues mobiles des deux sections sont calées sur les extrémités de l'arbre 18 d'un moteur électrique commun à vitesse variable 6.
Sur la figure 1a on a montré une variante selon laquelle on met en oeuvre deux sections de compression 1' et 2' montées en parallèle, avec une entrée commune 3' et entraínées par un moteur commun 6', pour obtenir des puissances frigorifiques plus élevées. Ces sections peuvent être suivies d'une section de compression, cette dernière pouvant aussi être constituée de deux sections en parallèle et/ou d'un booster.
La figure 2 représente aussi schématiquement une installation qui comporte une troisième section de compression (ou booster) 7 entraínée par un moteur électrique indépendant 8, dont l'entrée d'aspiration 9 communique avec la sortie de la seconde section de compression 2 et dont le refoulement 10 communique avec une zone de condensation ; l'implantation de ce booster dans l'installation sera mieux vue dans la figure 13, dans laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la figure 3, pour désigner les parties communes.
Sur la figure 3, qui représente une installation sans booster, on a désigné en 11 et 12 les roues centrifuges de compression de vapeur d'eau (qui sur ce dessin sont supposées semi-ouvertes) appartenant respectivement aux deux sections de compression précitées 1 et 2, par exemple chacune à un étage de compression, constituant ensemble le compresseur du cycle thermodynamique, lequel prend place dans une enceinte hermétique 13 de confinement sous très basse pression, ces deux sections étant comme indiqué plus haut situées en opposition : leurs entrées d'aspiration 3 et 4, pourvues chacune respectivement d'un séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur 14, 15, sont dirigées vers les deux extrémités opposées de l'enceinte, référencées respectivement en 16 et 17. Les roues mobiles 11 et 12 de ces deux sections de compression 1 et 2 sont calées en porte-à-faux sur les extrémités opposées de l'arbre 18 du moteur électrique commun 6 précité, qui est de type synchrone et étanche, et dont le rotor est avantageusement à aimants permanents. Les paliers de l'arbre 18 étant lubrifiés sans huile, comme ceci sera décrit plus bas, la maintenance est facilitée, et on élimine le risque de pollution du fluide frigorigène.
L'enceinte 13, dans le but de simplifier les opérations de maintenance pouvant faire intervenir des corps de métier différents (frigoristes, mécaniciens, thermodynamiciens, électriciens), est constituée de trois modules distincts reliés l'un au suivant par des brides 19 et 20 dont l'assemblage est assuré par des moyens connus (boulons, "sauterelles" etc). Ces trois modules comprennent un module d'évaporation-flash 21 contenant une zone de vaporisation 22, un module de compression 23 contenant les deux sections de compression 1 et 2, et un module de condensation 24 contenant une zone à désurchauffe 25 et éventuellement à économiseur, et la zone de condensation 26.
La zone de vaporisation 22 est établie sous la forme d'un évaporateur flash dans lequel l'énergie interne du fluide reste constante (détente isenthalpique), la diminution de celle du liquide étant exactement compensée par l'augmentation de celle du liquide vaporisé. Pour ce faire, l'eau glacée de retour à l'installation par une conduite 27, qui a été réchauffée, par exemple jusqu'à environ 12°C, par son passage dans le circuit d'utilisation U que l'installation a pour but de refroidir, est injectée sous forme de gouttelettes dans la zone 22 par une rampe de pulvérisation 28 et se vaporise instantanément du fait de la très basse pression absolue, qui peut être de l'ordre de 10 mbars, régnant dans cette zone 22. En d'autres termes, l'énergie nécessaire à la vaporisation du liquide provient du liquide lui-même, selon un processus adiabatique. L'eau, ainsi refroidie à une température qui peut être de l'ordre de 7°C, est récupérée à la partie inférieure de l'enceinte et en est évacuée par une conduite d'eau glacée référencée en 29. Les échanges thermiques dans ce cycle frigorigène sont directs (échanges par contact et non par l'intermédiaire de surfaces), et il y a très peu d'irréversibilités; on a supprimé le "pincement" présent dans les installations à échangeurs tubulaires ou à plaques, ce qui permet d'obtenir un coefficient de performance pratique supérieur à 7 pour des températures d'évaporation et de condensation respectivement de 7 et de 30°C. L'absence de surfaces d'échange pour l'évaporateur et le condenseur présente de plus l'avantage de ne nécessiter aucun dégagement longitudinal pour détubage ou nettoyage des surfaces, d'où une diminution de l'espace qui doit être réservé à l'installation.
La présence de gouttelettes d'eau dans la vapeur ainsi créée est bénéfique car elle favorise la désurchauffe de la vapeur lors de la phase suivante de compression, d'où un débit volumique moindre, permettant de réduire les sections de passage, donc l'encombrement de l'installation et le coût. En outre, la masse volumique est plus élevée, ce qui permet d'obtenir un taux de compression plus important et contribue à augmenter le coefficient de performance global.
Pour éviter cependant une érosion des aubages des roues de compresseur par les gouttelettes d'eau à grande vitesse, le séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur 14, 15 placé à l'entrée d'aspiration 3, 4 de chaque section de compression peut être, comme détaillé sur la figure 4, suivi ou remplacé par un pavillon de convergent fixe 30 spécial sur la paroi duquel l'eau peut s'écouler et dont le bord de fuite aboutit dans un collecteur d'eau circulaire ou gouttière 31, pourvue d'une sortie d'évacuation d'eau inférieure 32 et assurant une séparation inertielle efficace entre l'eau et la vapeur. Il est à noter que l'eau s'écoule en quantité assez significative sur cette paroi 30 du convergent, du fait de la séparation provoquée par la mise en vitesse axiale de la vapeur, associée à la coalescence des gouttes d'eau, ce qui souligne l'intérêt de cette disposition. Par contre, on ne cherche pas à éliminer le brouillard passant dans la section de sortie du convergent, car sa présence est favorable à la désurchauffe, et ses effets mécaniques sont réduits.
Pour éviter par ailleurs l'érosion dite "en croissant" des aubages de la roue 11, 12 de compression sous l'impact des fines gouttelettes restant en suspension dans la vapeur, ces aubages sont avantageusement cerclés, dans leur portion axiale, par une frette, référencée 33 sur la vue en perspective de la figure 5. Cette frette, qui a également un effet antivibratoire, peut ainsi canaliser l'eau aspirée jusqu'à ce qu'elle quitte la zone axiale.
La vue en coupe développée partielle de la figure 6 montre par ailleurs la possibilité de conférer aux ailettes 34 des aubages de rotor un angle aigu par rapport au plan du flasque arrière 35, ce qui favorise l'entraínement de l'eau dans le sens de la rotation. Il serait également possible de conférer à ces ailettes 34 une légère-concavité, avec le même effet (figure 7).
La figure 8 représente une variante de compresseur simplifié utilisable si l'on souhaite abaisser le prix de revient ou réduire les masses tournantes pour le booster 8 ou pour les roues de compression, variante qui au surplus permettra d'éliminer la frette 33 mentionnée plus haut : le compresseur comporte un rotor à flasque tournant 37 pourvu d'ailettes plates radiales 38 et éventuellement associé à des aubages statiques 36 de mise en prérotation du fluide.
La vapeur comprimée dans la première section 1 du compresseur est dirigée vers la seconde section 2 par les conduits de circulation 5 déjà mentionnés et référencés également à la figure 3. Ces conduits peuvent comporter en sortie de section un diffuseur radial lisse ou à ailettes 39, 39a et/ou axial 40, 40a à ailettes (cas de la partie haute du dessin), destiné à élever la pression de vapeur en diminuant sa vitesse. Il peut être nécessaire de prévoir une injection additionnelle d'eau dans le diffuseur, en aval de la roue afin de désurchauffer la vapeur. En cas de diffuseur radial et/ou axial, il peut être judicieux de réaliser cette injection à proximité du changement de direction, dans le coude entre les diffuseurs 39 et 40 et/ou dans le bord de fuite des ailettes 39, 39a de la partie haute du dessin.
Avant d'être aspirée dans l'entrée de la seconde section de compression 2, la vapeur issue des conduits 5 subit une désurchauffe dans la zone de désurchauffe intermédiaire 25 mentionnée plus haut, située dans cet exemple à proximité de l'extrémité 17 de l'enceinte de confinement 13, ceci pour éviter d'atteindre des températures excessives en sortie de compresseur. Cette désurchauffe peut être assurée par "détente-flash" du débit d'eau issu du condenseur et retourné à l'évaporateur, ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau. En effet, l'eau ayant une chaleur latente très élevée, la vaporisation d'un faible volume de liquide est suffisante pour désurchauffer la vapeur.
La vapeur issue de la seconde section de compression 2 à une température proche de la condensation sous la pression correspondante passe ensuite dans la zone de condensation 26 par d'autres conduits statiques 41. La condensation est effectuée par mélange, l'échange thermique se produisant entre la phase vapeur issue du compresseur et des gouttelettes liquides dispersées par une rampe 42 de pulvérisation alimentée par une conduite 43 de retour de l'eau refroidie (à environ 25°C) de l'aéroréfrigérant (A), s'agissant d'un aéroréfrigérant classique à serpentin et ventilation mécanique, empêchant tout contact entre l'eau et l'air extérieur, ceci pour éviter toute contamination biologique ou chimique ainsi que la présence de gaz dissous dans l'eau. L'eau réchauffée par la condensation de la vapeur est recueillie en bas de l'enceinte et retourne à l'aéroréfrigérant par une conduite 44 (figure 3).
Il est à noter que la principale résistance au phénomène de condensation n'est pas liée à la convection dans la vapeur, mais plutôt à la conduction dans le liquide, ce pour quoi il conviendra éventuellement d'assurer un temps de séjour du liquide dans le condenseur le plus long possible, en augmentant les surfaces de contact et avec un brassage avec la vapeur circulant à contre-courant, créé par un garnissage du condenseur tel que des anneaux Raschig. Un tel garnissage a été représenté schématiquement en 45 à la figure 9 et est surmonté d'un répartiteur 46 alimenté en eau refroidie par la rampe 42, une grille 47 étant prévue à la base du garnissage pour sa retenue à l'intérieur d'un casier 48.
En 49 on a référencé à la figure 3 une pompe de mise sous vide, laquelle s'effectue à la pression de condensation. Au démarrage de l'installation, l'enceinte 13 étant remplie d'air sous pression, la pompe devra évacuer cet air pour amener la pression interne absolue à une valeur voisine de 40 mbars. Pour réduire le temps nécessaire à cette évacuation, on pourra prévoir un groupe de démarrage, par exemple du type à électeur, avec de l'eau comme fluide moteur, puisque l'on dispose de l'eau de refroidissement du condenseur.
Pour réduire le débit de vapeur extrait avec les incondensables, essentiellement de l'air, il sera avantageux de disposer un condenseur de "reflux" à la sortie de la zone de condensation 26. Un tel condenseur de "reflux", représenté à la figure 10, pourrait être constitué d'une colonne 50 à la base de laquelle la vapeur résiduelle provenant de la zone de condensation 26 est injectée à travers des chicanes 51, les incondensables saturés d'humidité étant évacués par son extrémité supérieure 52 vers la pompe à vide 49. Cette colonne peut comprendre successivement deux zones à contre-courant : d'une part une zone 53 dans laquelle une partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur de surface à serpentin 54 dans lequel l'apport frigorifique est assuré par le retour d'eau de l'aéroréfrigérant avant sa pulvérisation dans la rampe 42 du condenseur, d'autre part une zone 55 dans laquelle une autre partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur à surface 56 à tubes et chicanes de circulation d'eau, l'apport frigorifique étant ici assuré par un faible débit d'eau glacée 57 provenant de la zone de vaporisation 22. On peut indiquer que le condenseur de "reflux" pourrait ne comprendre que l'une ou l'autre des deux parties décrites ci-dessus, ou encore les deux types de surfaces d'échange permutées.
Pour le fonctionnement à charge partielle de l'installation, on peut faire varier la fréquence d'alimentation du moteur synchrone 6, ou l'on peut prévoir un circuit de recyclage thermique d'un certain débit de liquide de la zone de condensation 26 vers la zone de vaporisation 22.
Sur la vue schématique de la figure 11, dans laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la figure 3, on voit que la différence des pressions entre les deux zones 22 et 26 peut être très simplement compensée par une conduite 58 reliant les pieds des colonnes d'eau de hauteurs différentes prévues à l'évacuation 29 et 44 de ces deux zones. Il est à noter que la désurchauffe intermédiaire entre les sections de compression peut être associée à une "détente-flash" du faible débit d'eau issu du condenseur 26 et retournée par la conduite 58 à la zone de vaporisation 22, ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau.
On peut aussi envisager de produire un excès de froid pendant la nuit et de le stocker sous forme d'eau glacée ou de glace, ce froid étant alors récupéré dans la journée.
Sur un diagramme T = f(E), E étant l'énergie échangée, la figure 12a montre le schéma thermodynamique de l'installation I. QF représente la chaleur prise à la source froide, à savoir le circuit utilisateur U; W représente le travail reçu dans l'installation I, et QC la chaleur cédée à la source chaude, à savoir l'aéroréfrigérant A (voir aussi figure 12b), la relation qui lie ces valeurs étant |QF| = |QC| + |W|.
Le diagramme enthalpique de la figure 12b représente un fonctionnement classique de l'installation I. L'eau est vaporisée à une température TE d'environ 7°C dans la zone d'évaporation 22, puis comprimée dans la première section de compression 1, désurchauffée jusqu'à une température TD d'environ 18°C, comprimée dans la seconde section de compression 2 pour atteindre une température TC d'environ 30°C, et condensée dans la zone de condensation 26. L'eau de condensation est pompée par une pompe P1 vers l'aéroréfrigérant A en 44, et en revient à une température d'environ 25°C, en 43 (cycle caloporteur). Dans le cycle frigoporteur 27, 22, 29, l'eau est refroidie par vaporisation, entre environ 12 et 7°C, et est pompée dans le circuit utilisateur U par une pompe P2.
. Quoique la description ait été faite en privilégiant la valorisation de l'effet frigorifique, l'installation pourrait aussi avoir pour fonction première la production de chaleur, auquel cas la pression à l'intérieur de l'enceinte pourrait être supérieure à la pression atmosphérique afin d'atteindre des températures de condensation supérieures à 100°C.
Enfin on a représenté à la figure 14 une structure possible de palier à eau pour l'arbre 18 du moteur électrique 6. Ce palier, référencé en 59, comporte une arrivée de liquide sous pression 60, lequel subit par effet dynamique une détente partielle dans l'intervalle 61 entre l'alésage du palier et la surface de l'arbre 18, avant de subir une détente complémentaire et une vaporisation partielle à sa sortie de cet intervalle, en 62. La vapeur et le liquide résiduel sont alors dirigés dans une chambre de tranquillisation 63 par un déflecteur 64.

Claims (28)

  1. Installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique, du type à cycle frigorigène de compression-détente, comprenant une zone de vaporisation avant compression et une zone de condensation après cette dernière, dans laquelle le fluide thermodynamique utilisé dans ledit cycle ainsi que le fluide utilisé dans les cycles frigoporteur et caloporteur est de l'eau, les échanges thermiques de vaporisation et respectivement de condensation entre ces deux derniers cycles et ledit cycle frigorigène s'effectuant directement, sans l'intermédiaire de surfaces d'échange, et le froid produit par cette installation étant habituellement à une température supérieure à 0°C (froid "positif") ou à une température négative (production de glace), caractérisée en ce que le cycle frigorigène met en oeuvre une compression dynamique à deux sections de compression séparées (1, 2) reliées l'une à l'autre par au moins une zone d'échange thermique (25) à désurchauffe et/ou à économiseur, et encloses dans une enceinte (13) de confinement de la vapeur hermétique et thermiquement isolée, et en ce que les roues (11, 12) de ces deux sections sont montées directement sur les extrémités opposées de l'arbre (18) d'un moteur électrique étanche (6) commun à vitesse variable disposé dans ladite enceinte (13) entre ces sections (1, 2)
  2. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1, caractérisée en ce que ledit moteur électrique à vitesse variable (6) est un moteur synchrone à rotor à aimants permanents associé à un variateur de fréquence.
  3. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que les paliers d'arbre dudit moteur (6) sont du type à roulements à billes en céramique.
  4. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que les paliers d'arbre (18) dudit moteur sont du type fluide ou lisse, à eau (59) avec dispositif anticavitation, ou à huile avec dispositif d'étanchéité, ou encore du type magnétique
  5. Installation de pompage de chaleur selon l'une. quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les paliers d'arbre (18) dudit moteur (6) sont disposés du côté de ce dernier, les roues (11, 12) du compresseur étant de la sorte en porte-à-faux sur les extrémités dudit arbre (18).
  6. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les deux sections de compression (1, 2) sont disposées en opposition de part et d'autre du moteur d'entraínement électrique commun (6), avec leurs entrées respectives (3, 4) dirigées vers les extrémités (16, 17) de l'enceinte de confinement (13), des zones de vaporisation (22) et de désurchauffe (25) étant ainsi ménagées entre ces extrémités de l'enceinte (13) et, respectivement, l'entrée (3) de la première (1) et l'entrée (4) de la seconde (2) section de compression.
  7. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les deux sections de compression (1, 2) sont associées à une troisième section de compression (7) disposée dans l'enceinte de confinement (13) ou mise en communication avec elle et constituée par un booster, lequel est disposé en amont ou en aval du compresseur, ou encore entre ses deux sections (1, 2).
  8. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraíné par une turbine hydraulique fonctionnant avec de l'eau empruntée au circuit interne, au niveau de la vaporisation (22) ou de la condensation (26).
  9. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraíné par une turbine de détente de vapeur.
  10. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraíné par un moteur électrique indépendant (8).
  11. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 7 à 10, caractérisée en ce que ledit booster (7) ou les sections de compression sont constitués d'une ou plusieurs roues de compression comprenant un rotor à flasque tournant (37) pourvu d'ailettes plates radiales (38) et éventuellement associé à des aubages statiques (36) de mise en prérotation du fluide.
  12. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 7 à 11, caractérisée en ce que ladite zone de condensation (26) est située à proximité de l'extrémité (17) de ladite enceinte de confinement (13) qui est proche de l'entrée (4) de la seconde section de compression (2).
  13. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisée en ce que ladite zone de condensation (26) est située entre la zone à désurchauffe (25) et l'entrée (4) de la seconde section de compression (2).
  14. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'elle est constituée de trois modules distincts reliés l'un au suivant par des moyens de fixation démontables (19, 20), à savoir un module d'évaporation-flash (21) contenant une zone de vaporisation (22), un module de compression (23) contenant les sections de compression, et un module de condensation (24) contenant une zone de désurchauffe (25) et la zone de condensation (26).
  15. Installation de. pompage de chaleur selon-l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la zone de vaporisation (22) est établie sous la forme d'un évaporateur-flash, l'eau glacée (27) de retour à l'installation étant injectée sous forme de gouttelettes dans ladite zone (22) par une rampe de pulvérisation (28).
  16. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'un séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur (14, 15) est placé à l'entrée d'aspiration de chaque section de compression (1, 2).
  17. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 1 à 16, caractérisée en ce qu'à l'entrée d'aspiration de chaque section de compression (1, 2) est prévu un pavillon de convergent spécial (30) sur la paroi duquel l'eau peut s'écouler et dont le bord de fuite aboutit dans un collecteur d'eau circulaire (31) de séparation inertielle pourvu d'une sortie d'évacuation d'eau inférieure (32).
  18. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les aubages des roues (11, 12) de compresseur sont cerclés, dans leur portion axiale, d'une frette (33) propre à canaliser l'eau aspirée jusqu'à ce qu'elle quitte la zone axiale.
  19. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les ailettes (34) des aubages de rotor (11, 12) présentent un angle aigu par rapport au plan du flasque arrière (35) de ce rotor ou une légère concavité, ce qui favorise l'entraínement de l'eau dans le sens de la rotation.
  20. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la vapeur comprimée dans une section de compression est dirigée vers la section suivante par des conduits de circulation (5, 41) qui peuvent comporter en sortie de section de compression un diffuseur radial lisse ou à ailettes (39, 39a) et/ou axial à ailettes (40, 40a) avec, le cas échéant, une injection additionnelle d'eau en aval de cette section.
  21. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la désurchauffe intermédiaire entre les sections de compression est associée à une "détente-flash" du débit d'eau issu du condenseur (26) et retournée par une tuyauterie (58) à la zone de vaporisation (22), ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau.
  22. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la condensation est effectuée par mélange, l'échange thermique se produisant entre la phase vapeur issue du compresseur (1, 2) et des gouttelettes liquides dispersées par une rampe (42) de pulvérisation alimentée par une conduite (43) de retour de l'eau refroidie d'un aéroréfrigérant.
  23. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 22, caractérisée en ce que pour assurer un temps de séjour du liquide dans la zone de condensation (26) le plus long possible, cette zone comporte un garnissage (45) tel que des anneaux Raschig augmentant les surfaces de contact et créant un brassage avec la vapeur circulant à contre-courant.
  24. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 22 ou 23, caractérisée en ce qu'elle comporte un condenseur de "reflux".
  25. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 24, caractérisée en ce que ledit condenseur de "reflux" est constitué d'une colonne (50) qui comprend successivement, d'une part une zone à contre-courant (53) dans laquelle une partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur de surface (54) dans lequel l'apport frigorifique est assuré par le retour d'eau de l'aéroréfrigérant avant sa pulvérisation dans la rampe (42) du condenseur, d'autre part une zone à contre-courant (55) dans laquelle une autre partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur à surface (56), l'apport frigorifique étant ici assuré par un faible débit d'eau glacée (57) provenant de la zone de vaporisation (22).
  26. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que, pour son fonctionnement à charge partielle, elle comprend un circuit de recyclage thermique d'un certain débit de liquide de la zone de condensation (26) vers la zone de vaporisation (22).
  27. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'elle est réglée pour produire un excès de froid pendant la nuit et le stocker sous forme d'eau glacée ou de glace, ce froid étant alors récupéré dans la journée.
  28. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que l'arbre (18) du moteur électrique (6) est porté par des paliers à eau (59) comportant une arrivée de liquide sous pression (60), lequel peut ainsi subir par effet dynamique une détente partielle dans un intervalle (61) entre un alésage du palier et la surface de l'arbre (18), avant de subir une détente complémentaire et une vaporisation partielle à sa sortie (62) de cet intervalle, la vapeur et le liquide résiduel étant alors dirigés dans une chambre de tranquillisation (63) par un déflecteur (64).
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