La présente invention concerne un cycle de refroidissement de systèmes de conditionnement d'air. L'efficacité de la production frigorifique dépend du fonctionnement thermodynamique de la machine frigorifique, on déduit son efficacité énergétique instantanée ou EER (Energy Efficiency Ratio) qui est le coefficient d'efficacité frigorifique, représentant la performance énergétique de la pompe à chaleur fonctionnant en mode rafraîchissement. C'est le rapport entre la quantité de chaleur absorbée par l'évaporateur et la quantité d'énergie électrique totale absorbée par l'installation, soit principalement le compresseur, mais également les équipements annexes (ventilateurs, pompes de circulation d'eau et d'air). On trouve dans les catalogues d'EER des valeurs de l'ordre de 2,5 à 4, l'invention propose une valeur pouvant aller de 5,5 à 9. Dans tous les cycles frigorifiques des machines existantes, la chaleur produite par le compresseur est évacuée à l'extérieur sans être exploitée. L'intérêt de la récupération de chaleur produite par la compression du réfrigérant d'un cycle frigorifique est de valoriser cette énergie pour produire un travail mécanique qui est le sujet de l'invention. On connait, notamment par la demande de brevet américain avec le numéro de publication US 5,761,921, une installation frigorifique pouvant fonctionner tant en mode refroidissement qu'en mode chauffage dans lequel la turbine, d'un cycle de Rankine alimenté par une source chaude provenant des fumées d'une machine thermique, entraine le compresseur d'un cycle frigorifique. Il est de ce fait extrêmement intéressant de pouvoir développer un cycle frigorifique permettant d'améliorer l'efficacité énergétique de celui-ci. L'installation de réfrigération sera donc énergétiquement efficace si elle demande peu d'énergie électrique pour atteindre une même puissance frigorifique que les cycles frigorifique existants. L'invention apporte beaucoup d'amélioration à une machine frigorifique, notamment en déduisant le travail produit par la turbine dont l'énergie provient de la récupération de l'énergie thermique produite par la compression du fluide frigorigène d'un cycle frigorifique. Cette énergie thermique est normalement rejetée par un condenseur dont la source froide est l'air extérieur, l'invention exploite cette énergie thermique et la transforme en travail mécanique. Suivant d'autres aspects de l'invention, le rendement de l'installation est optimisé par différents moyens additionnels. The present invention relates to a cooling cycle of air conditioning systems. The efficiency of refrigeration production depends on the thermodynamic operation of the refrigerating machine, its instantaneous energy efficiency or EER (Energy Efficiency Ratio) is deduced, which is the refrigeration efficiency coefficient, representing the energy efficiency of the heat pump operating in the cooling mode. refreshment. This is the ratio between the amount of heat absorbed by the evaporator and the amount of total electrical energy absorbed by the installation, mainly the compressor, but also the ancillary equipment (fans, water circulation and water pumps). 'air). In the EER catalogs, values of the order of 2.5 to 4 are found, the invention proposes a value ranging from 5.5 to 9. In all the refrigeration cycles of existing machines, the heat produced by the compressor is evacuated outside without being exploited. The advantage of the heat recovery produced by the refrigerant compression of a refrigerating cycle is to use this energy to produce a mechanical work which is the subject of the invention. US Pat. No. 5,761,921 discloses a refrigerating plant that can operate both in cooling mode and in a heating mode in which the turbine, of a Rankine cycle fed by a hot source coming from fumes from a thermal machine, drives the compressor of a refrigerating cycle. It is therefore extremely interesting to develop a refrigeration cycle to improve the energy efficiency of it. The refrigeration plant will therefore be energy efficient if it requires little electrical energy to achieve the same cooling capacity as existing refrigeration cycles. The invention brings a lot of improvement to a refrigerating machine, in particular by deducing the work produced by the turbine whose energy comes from the recovery of the thermal energy produced by the compression of the refrigerant of a refrigerating cycle. This thermal energy is normally rejected by a condenser whose cold source is outside air, the invention exploits this thermal energy and transforms it into mechanical work. According to other aspects of the invention, the efficiency of the installation is optimized by various additional means.
Globalement, l'invention ici proposée assure d'une part une augmentation du rendement et d'autre part la possibilité d'un fonctionnement adaptable au regard des variations climatiques et des besoins en fourniture d'énergie thermique pour le chauffage ou l'air conditionné. Cette installation comprend d'autre part, un moteur électrique pour entraîner 10 en rotation un compresseur et une turbine raccordée à l'arbre dudit compresseur pour réduire le travail dudit moteur électrique. Dans le cadre de la présente invention, on entend « compresseur » dans le sens le plus large, c'est-à-dire toute machine permettant la compression d'un fluide frigorigène gazeux, tel qu'un compresseur scroll ou un moteur à piston, actionnée par 15 un moteur électrique. On entend par « turbine » dans le sens le plus large, c'est-à-dire toute machine motrice, tel qu'une turbine scroll ou moteur à vis, actionnée par l'expansion d'un fluide compressible, tel que le R134a ou tous autres fluides frigorigènes ou gaz. La présente invention vise à proposer la réalisation d'un cycle de 20 refroidissement qui permet d'améliorer l'efficacité énergétique dans la conversion de l'énergie électrique en frigories. Dans une installation suivant un mode de réalisation de la présente invention, ce but est atteint grâce au fait que, le condenseur du cycle frigorifique est aussi l'évaporateur d'un dispositif intermédiaire de type cycle de Rankine. Le dit 25 dispositif complémentaire à l'installation d'un cycle frigorifique comporte une turbine, un condenseur, un diviseur, une bâche alimentaire et une pompe. Ladite turbine est apte à recevoir à haute pression ledit fluide frigorigène à l'état gazeux et à le détendre de manière à en extraire un travail mécanique. Le dit condenseur permet le changement de phase du fluide moteur en sortie de ladite turbine de l'état gazeux à 30 l'état liquide et à la pression de condensation fonction de la température de la source froide, l'air extérieur. La présente divulgation concerne aussi un procédé ou un échangeur de chaleur est à la fois l'évaporateur et le condenseur d'un cycle frigorifique en boucle avec un cycle de Rankine dont le réfrigérant est à la fois le fluide de service et le fluide de procédé dans la phase simultanée de condensation et d'évaporation de ce même réfrigérant. Avantageusement, après l'étape de ladite compression du fluide frigorigène l'enthalpie nécessaire à sa condensation est égale à l'enthalpie de ce même fluide qui retourne au même échangeur pour y être évaporé. Pour des raisons d'équilibre le débit du fluide à évaporer est toujours supérieur au fluide à condenser car la priorité est de respecter la phase première qui est la condensation du réfrigérant. A cet effet l'excédent de fluide non évaporé sera séparé par un séparateur et injecté à la bâche alimentaire disposée en amont dudit échangeur. La présente invention est relative à un cycle de refroidissement de systèmes de conditionnement d'air, caractérisé en ce qu'il comprend : un compresseur couplé à un moteur électrique qui comprime un réfrigérant ; un refroidisseur et réchauffeur de gaz (disposé entre le compresseur et la turbine exécutant un échange de chaleur par le réfrigérant comprimé et qui réchauffe un fluide moteur étant le même réfrigérant dans une boucle ; un dispositif d'étranglement qui étrangle l'écoulement du réfrigérant refroidi ; un évaporateur qui évapore le réfrigérant par une action d'absorption de chaleur d'une source chaude; un échangeur de chaleur disposé entre la turbine et le dispositif d'étranglement, l'échangeur de chaleur exécutant la condensation du réfrigérant par un échange de chaleur avec une source froide ; - une turbine couplée à un moteur électrique qui détend le réfrigérant pour récupérer l'énergie et exécutant un travail complémentaire audit moteur, ledit système utilisant la phase vapeur du fluide moteur comme moyen moteur en vue de la réduction d'énergie électrique ; caractérisé par le fait que les moyens de chauffage du réfrigérant comportent : - un compresseur apte à surchauffer un réfrigérant ; des moyens d'échange thermique entre un réfrigérant et un fluide moteur ; Selon des modes de réalisation, le cycle est tel que : - la chaleur issue de la compression d'un réfrigérant est exploitée pour produire l'énergie utile au travail mécanique d'une machine. - les moyens d'échange thermique nécessaires à l'évaporation du fluide moteur en aval de la turbine permettent aussi la condensation du réfrigérant en aval du compresseur. - la turbine est intégrée dans une installation frigorifique ou pompe à chaleur. - l'échangeur de chaleur est construit pour permettre l'évaporation d'un fluide et la condensation d'un autre fluide qui se croisent. - l'échangeur de chaleur est intégré dans une installation frigorifique. - les moyens de régulation comportent un échangeur en amont du compresseur contrôlant la température d'admission d'un réfrigérant, un séparateur contrôlant une phase 100% gazeuse du fluide en admission de la turbine et une bâche alimentaire apte à recevoir la phase liquide en amont de l'échangeur et en aval de la turbine qui permettent d'appliquer un débit nominal à la pompe. - il comporte un échangeur régénératif configuré pour préchauffer le réfrigérant en amont du compresseur d'un cycle frigorifique est intégré à une installation frigorifique. - la turbine est intégrée dans une installation frigorifique. - une turbine produit un travail mécanique transmit à l'arbre d'un compresseur ou d'un alternateur. - un échangeur régénératif est un élément des moyens de régulation d'un cycle frigorifique permettant la régulation d'une température nominale de l'admission d'un réfrigérant en entrée d'un compresseur pour une température variable d'une source froide nécessaire à la condensation d'un réfrigérant d'un cycle frigorifique. - ledit échangeur de chaleur est construit pour permettre l'évaporation d'un fluide moteur entrainant une turbine par récupération de l'énergie thermique d'un 30 réfrigérant surchauffé par une compression adiabatique en sortie d'un compresseur d'un cycle frigorifique. - l'énergie nécessaire à évaporer le fluide moteur d'une turbine d'un cycle de Rankine provient de la condensation d'un réfrigérant surchauffé après sa compression dans un cycle frigorifique. L'invention sera bien comprise et ses avantages apparaîtront mieux, à la s lecture de la description détaillée qui suit, d'un mode de réalisation représenté à titre d'exemple non limitatif. La description se réfère aux dessins annexés sur lesquels : La figure 1 présente schématiquement un premier mode de réalisation d'une installation de production de froid. La figure 2 est un schéma similaire à la figure 1 représentant un second 10 mode de réalisation de la présente invention par l'intégration d'un échangeur régénératif placé en amont du compresseur. La figure 3 présente un second mode de réalisation de l'installation de l'invention appliquée avec deux cycles en parallèles. La figure 4 est une vue différente de l'intégration d'une turbine applicable aux 15 figures 1,2 ou 3. La figure 1 illustre une première version de l'installation présentant un cycle de refroidissement de systèmes de conditionnement d'air. Il a été choisi le fluide frigorigène R134a comme exemple de process de 20 description de l'invention, les températures et pressions sont données pour ce fluide. Cette installation comporte un circuit contenant un réfrigérant avec un compresseur 10 et une turbine 11 solidaire mécaniquement d'un même arbre moteur couplé à un moteur 8 électrique alimenté par un réseau électrique 22. Dans le circuit 20 de réfrigérant est placé directement en aval du compresseur 10 un échangeur 12 25 qui condense le fluide frigorigène surchauffé. A l'entrée du compresseur 10 le fluide HFC R134a est à l'état gazeux et à la pression de process choisi suivant l'effet frigorifique recherché pouvant être compris entre 1 et 3 bar, en sortie du compresseur le fluide est comprimé à la pression nécessaire pour atteindre une température d'au moins 75°, cette pression est del 1 30 bar en moyenne. En aval du compresseur 10 le réfrigérant est condensé par l'échangeur 12. En aval de l'échangeur 12 le réfrigérant est détendu par le détendeur 7 à la pression imposée par la température de la source froide 2 alimentant le condenseur 4 et injecté dans la bâche alimentaire 18. La pression dans la bâche alimentaire 18 est de 7,5 bar pour une température extérieure de ladite source froide de 33° prenant en compte un pincement de 4°. Le détendeur 7 impose au réfrigérant au point « f » une pression égale à celle du point « e » pour un mélange isobare dans la bâche alimentaire 18. En sortie de bâche alimentaire 18 le réfrigérant en phase liquide est remonté à la pression de 21 bar par la pompe 17 et alimente l'échangeur 12, la pression de 21 bar est la pression de vapeur saturante du réfrigérant imposé par la température du réfrigérant en aval du compresseur 10 avant son entrée dans l'échangeur 12. L'échangeur 12 est le condenseur du réfrigérant en sortie du compresseur 10 et l'évaporateur du réfrigérant avant son admission dans la turbine 11. La pompe 17 assure le débit de fluide caloporteur nécessaire à la condensation du réfrigérant provenant du compresseur 10 qui lui assure l'évaporation du réfrigérant pour son admission dans la turbine 11. L'excédant de réfrigérant non évaporé et à l'état liquide est séparé du réfrigérant à l'état gazeux par le séparateur 25 et retourne à la bâche alimentaire 18. Overall, the invention proposed here ensures, on the one hand, an increase in efficiency and, on the other hand, the possibility of adaptable operation with regard to climatic variations and the need for thermal energy supply for heating or air conditioning. . This installation further comprises an electric motor for rotating a compressor and a turbine connected to the shaft of said compressor to reduce the work of said electric motor. In the context of the present invention, the term "compressor" in the broadest sense, that is to say any machine for compressing a gaseous refrigerant, such as a scroll compressor or a piston engine driven by an electric motor. The term "turbine" in the widest sense, that is to say any engine, such as a scroll turbine or screw motor, actuated by the expansion of a compressible fluid, such as R134a or any other refrigerant or gas. The present invention aims to provide the realization of a cooling cycle which improves the energy efficiency in the conversion of electrical energy into frigories. In an installation according to an embodiment of the present invention, this object is achieved by virtue of the fact that the condenser of the refrigerating cycle is also the evaporator of a Rankine cycle intermediate device. Said device complementary to the installation of a refrigeration cycle comprises a turbine, a condenser, a divider, a food cover and a pump. Said turbine is adapted to receive at high pressure said refrigerant in the gaseous state and to relax so as to extract mechanical work. Said condenser allows the phase change of the motor fluid at the outlet of said turbine from the gaseous state to the liquid state and at the condensation pressure depending on the temperature of the cold source, the outside air. The present disclosure also relates to a method or a heat exchanger is both the evaporator and the condenser of a loopine refrigerant cycle with a Rankine cycle whose refrigerant is both the service fluid and the process fluid in the simultaneous phase of condensation and evaporation of this same refrigerant. Advantageously, after the step of said compression of the refrigerant the enthalpy required for its condensation is equal to the enthalpy of the same fluid which returns to the same exchanger to be evaporated therein. For reasons of equilibrium, the flow rate of the fluid to be evaporated is always greater than the fluid to be condensed because the priority is to respect the first phase, which is the condensation of the refrigerant. To this end, the excess of non-evaporated fluid will be separated by a separator and injected into the food tank disposed upstream of said exchanger. The present invention relates to a cooling cycle of air conditioning systems, characterized in that it comprises: a compressor coupled to an electric motor which compresses a refrigerant; a gas cooler and heater (disposed between the compressor and the turbine performing heat exchange by the compressed refrigerant and heating a driving fluid being the same refrigerant in a loop; a throttling device which throttles the flow of cooled refrigerant an evaporator which evaporates the refrigerant by a heat-absorbing action of a hot source; a heat exchanger disposed between the turbine and the throttling device, the heat exchanger performing the condensing of the refrigerant by an exchange of heat; heat with a cold source; - a turbine coupled to an electric motor which relaxes the refrigerant to recover energy and performing work complementary to said engine, said system using the vapor phase of the working fluid as a driving medium for the reduction of electric energy characterized in that the refrigerant heating means comprises: a compressor capable of overheating a refrigerant; heat exchange means between a refrigerant and a driving fluid; According to embodiments, the cycle is such that: the heat resulting from the compression of a refrigerant is used to produce the energy useful for the mechanical work of a machine. - The heat exchange means necessary for the evaporation of the driving fluid downstream of the turbine also allow condensation of the refrigerant downstream of the compressor. - The turbine is integrated in a refrigeration plant or heat pump. - The heat exchanger is built to allow the evaporation of a fluid and the condensation of another fluid that intersect. - the heat exchanger is integrated in a refrigeration system. the regulation means comprise an exchanger upstream of the compressor controlling the intake temperature of a refrigerant, a separator controlling a 100% gas phase of the inlet fluid of the turbine and a food tank capable of receiving the liquid phase upstream exchanger and downstream of the turbine that allow to apply a nominal flow rate to the pump. - It comprises a regenerative heat exchanger configured to preheat the refrigerant upstream of the compressor of a refrigerating cycle is integrated in a refrigeration system. - The turbine is integrated in a refrigeration system. - A turbine produces mechanical work transmitted to the shaft of a compressor or alternator. a regenerative heat exchanger is an element of the control means of a refrigerating cycle allowing the regulation of a nominal temperature of the intake of a refrigerant at the inlet of a compressor for a variable temperature of a cold source necessary for the condensation of a refrigerant of a refrigerating cycle. said heat exchanger is constructed to allow the evaporation of a driving fluid driving a turbine by recovering the thermal energy of a superheated refrigerant by an adiabatic compression at the outlet of a compressor of a refrigerating cycle. the energy required to evaporate the driving fluid of a turbine of a Rankine cycle comes from the condensation of a superheated refrigerant after its compression in a refrigerating cycle. The invention will be better understood and its advantages will appear better, on reading the detailed description which follows, of an embodiment shown by way of non-limiting example. The description refers to the accompanying drawings in which: Figure 1 schematically shows a first embodiment of a cold production plant. Figure 2 is a diagram similar to Figure 1 showing a second embodiment of the present invention by the integration of a regenerative heat exchanger placed upstream of the compressor. Figure 3 shows a second embodiment of the installation of the invention applied with two cycles in parallel. Figure 4 is a different view of turbine integration applicable to Figures 1, 2 or 3. Figure 1 illustrates a first version of the plant with a cooling cycle of air conditioning systems. The R134a refrigerant was selected as an example of a process for describing the invention, the temperatures and pressures are given for this fluid. This installation comprises a circuit containing a refrigerant with a compressor 10 and a turbine 11 secured mechanically to the same motor shaft coupled to an electric motor 8 powered by an electrical network 22. In the refrigerant circuit 20 is placed directly downstream of the compressor An exchanger 12 which condenses the superheated refrigerant. At the inlet of the compressor 10, the HFC fluid R134a is in the gaseous state and at the process pressure chosen according to the desired refrigeration effect which may be between 1 and 3 bar, at the outlet of the compressor the fluid is compressed at the pressure necessary to reach a temperature of at least 75 °, this pressure is del 1 30 bar on average. Downstream of the compressor 10 the condenser is condensed by the exchanger 12. Downstream of the exchanger 12 the refrigerant is expanded by the expander 7 at the pressure imposed by the temperature of the cold source 2 supplying the condenser 4 and injected into the food cover 18. The pressure in the food cover 18 is 7.5 bar for an external temperature of said cold source of 33 ° taking into account a nip of 4 °. The expander 7 imposes on the refrigerant at the point "f" a pressure equal to that of the point "e" for an isobaric mixture in the food cover 18. At the outlet of the food cover 18 the refrigerant in the liquid phase is raised to the pressure of 21 bar by the pump 17 and feeds the exchanger 12, the pressure of 21 bar is the saturating vapor pressure of the refrigerant imposed by the refrigerant temperature downstream of the compressor 10 before entering the exchanger 12. The exchanger 12 is the condenser of the refrigerant at the outlet of the compressor 10 and the evaporator of the refrigerant before admission into the turbine 11. The pump 17 ensures the flow of coolant necessary for condensing the refrigerant from the compressor 10 which ensures the evaporation of the refrigerant for its intake into the turbine 11. The excess of non-evaporated refrigerant and in the liquid state is separated from the refrigerant in the gaseous state by the separator 25 e t goes back to the food cover 18.
La turbine 11 est apte à recevoir le réfrigérant à une pression supérieure à la pression imposée à sa sortie par le condenseur 4, et à le détendre de manière à en extraire un travail mécanique. Le travail mécanique produit par la turbine 11 et transmit à l'arbre 9 soulage le moteur 8 électrique et réduit son travail nécessaire à entrainer le compresseur 10, réduisant ainsi la consommation dudit moteur électrique, W8 = W10 + W11. La performance énergétique et son indice EER prend en compte les consommations des auxiliaires comme les ventilateurs de l'évaporateur 3 ou du condenseur 4 et dans notre solution la pompe 17 qui n'existe pas dans un cycle frigorifique, ces consommations d'énergies sont ajoutées à la consommation du moteur électrique 8, et celle-ci peut, suivant les conditions de températures extérieures et le process du cycle frigorifique, être divisée par 2,5 et dans les meilleurs conditions W10 est à peine supérieur à W11. A son entrée dans le condenseur 4 le réfrigérant est à l'état gazeux et passe à l'état liquide à sa sortie, la source froide 2 est l'air extérieur en mode réfrigération de l'installation et l'espace à chauffer en mode chauffage de l'utilisation de l'installation. Le réfrigérant à la sortie du condenseur 4 est séparé par le diviseur 19 la partie nominal du circuit 20 alimente le lamineur 5 et l'autre partie comprise entre 1 et 15% du débit nominal est injecté à la bâche alimentaire 18 au point « e ». La pression au point « e » est inférieure de 0,1 bar à la pression de vapeur saturante imposé au réfrigérant par le condenseur 4 en fonction de la température de la source froide 2, pour le R134a elle est de 7,5 bar à la température de 29 ° prenant en compte un pincement de 4° et une température de la source froide 2 de 33°. Au point « f » la pression du débit nominal du réfrigérant est égal à la pression au point « e » et imposé par le détendeur 7. En sortie du diviseur 19 le débit nominal de réfrigérant alimente le lamineur 5 ou celui-ci dans une détente adiabatique subit une baisse de température par l'effet Joule-Thomson. The turbine 11 is able to receive the refrigerant at a pressure greater than the pressure imposed on its output by the condenser 4, and to relax it so as to extract a mechanical work. The mechanical work produced by the turbine 11 and transmitted to the shaft 9 relieves the electric motor 8 and reduces its work necessary to drive the compressor 10, thereby reducing the consumption of said electric motor, W8 = W10 + W11. The energy performance and its EER index takes into account the consumption of auxiliaries such as the evaporator 3 or condenser 4 fans and in our solution the pump 17, which does not exist in a refrigerating cycle, these energy consumptions are added. to the consumption of the electric motor 8, and it can, depending on the conditions of outdoor temperatures and the process of the refrigerating cycle, be divided by 2.5 and in the best conditions W10 is barely greater than W11. At its entry into the condenser 4 the refrigerant is in the gaseous state and goes to the liquid state at its outlet, the cold source 2 is the outside air in cooling mode of the installation and the space to be heated in the heating the use of the installation. The refrigerant at the outlet of the condenser 4 is separated by the divider 19 the nominal part of the circuit 20 feeds the laminator 5 and the other part between 1 and 15% of the nominal flow is injected to the food cover 18 at the point "e" . The pressure at point "e" is 0.1 bar less than the saturation vapor pressure imposed on the refrigerant by the condenser 4 as a function of the temperature of the cold source 2, for the R134a it is 7.5 bar at the temperature of 29 ° taking into account a pinch of 4 ° and a temperature of the cold source 2 of 33 °. At point "f" the pressure of the refrigerant nominal flow rate is equal to the pressure at point "e" and imposed by the pressure reducer 7. At the outlet of the divider 19, the nominal refrigerant flow feeds the laminator 5 or the latter in an expansion valve adiabatic undergoes a drop in temperature by the Joule-Thomson effect.
En sortie du lamineur 5 le fluide R134a à l'état liquide pour une pression imposée de 3 bar est à la température de 0,6°, il serait de -26° pour une pression imposée à 1 bar pour une utilisation de l'installation en congélateur. Le réfrigérant est ensuite évaporé dans l'évaporateur 3 pour absorber les calories de la source chaude 1 qui est l'espace à réfrigérer ou l'air extérieur pour une utilisation de l'installation en mode chauffage. L'installation illustrée dans figure 2 illustre une variante de la présente invention par l'intégration d'un échangeur régénératif avant le compresseur. Son intérêt majeur réside dans l'échangeur 6 qui apporte un complément de frigories à l'échangeur 12 nécessaire à la condensation du réfrigérant provenant du compresseur 10 mais surtout il permet d'augmenter la température du réfrigérant au point « b » ce qui à pour effet d'augmenter la température du réfrigérant en sortie du compresseur 10 en ne causant qu'un négligeable travail supplémentaire au moteur 8 électrique, travail très largement compensé par une augmentation de la pression de vapeur saturante du réfrigérant alimentant la turbine 11 obtenu par une température plus élevée du réfrigérant en entrée de l'échangeur 12 en aval du compresseur 10. Plus la température est élevée en sortie du compresseur 10 plus la pression de vapeur du réfrigérant admis dans la turbine est élevée et plus W11 est important. En effet dans le cas de l'installation exploitée comme une pompe à chaleur l'échangeur 6 améliore l'efficacité énergétique de l'invention mais aussi la régulation. Le débit de réfrigérant distribué par la pompe 17 à l'évaporateur 12 devient quasiment identique à toutes les températures de process imposée par la température extérieure. Au point « a » la température est toujours identique quelle que soit la saison, au point « b » le fluide a été réchauffé par lui-même après sa condensation dans l'échangeur 12 et devient le fluide de service au point « c ». Au point « d » la température du fluide moteur de la turbine 11 varie seulement de quelques degrés suivant la saison ce qui est important car il devient le fluide s caloporteur du condenseur 12 nécessaire à condenser le réfrigérant en aval du compresseur 10, sont débit au point « f » avant la bâche alimentaire 18 est environ neuf fois supérieur au débit du réfrigérant au point « e » en aval du séparateur 19 ce qui influe très positivement dans la régulation car le mélange au point « g » est pratiquement identique à quelques degrés près même avec des températures très 10 variables de la source froide suivant les saisons. La pompe 17 a un débit nominal correspondant au maximum de la température extérieure en été permettant d'assurer la condensation impérative du réfrigérant en amont du compresseur 10, avec une température qui ne varie pas au point « b » la variation de débit ajusté par le séparateur 25 n'excède pas 1% suivant la température minimale et maximale 15 extérieure, en effet le séparateur 25 régule par séparation le mélange dysphasique éventuel par un retour du condensat à la bâche alimentaire 18. Suivant la saison la température de la source froide varie et la pression de saturation du condensat varie en sortie du condenseur 4 et la pression de la partie séparée après le diviseur de débit 19 au point « e » est parfois différente mais 20 toujours inférieur à la pression du point « f ». Le mélange est isobare dans la bâche alimentaire 18, le détendeur 7 impose au point « f » une pression égale à celle du point « e ». La figure 3 présente un second mode de réalisation de l'installation de 25 l'invention avec cycle de Rankine en parallèle à cycle frigorifique. Le fonctionnement de l'installation avec deux circuits en parallèles est identique dans l'exploitation d'une source chaude produite par le compresseur d'un cycle frigorifique. L'intérêt physique n'est pas meilleur excepté pour les installions de 30 climatisation en zone tropical car il permet d'utiliser deux fluides frigorigènes différents, du R245fa par exemple pour le cycle de Rankine 21 qui permet une condensation pour des températures extérieures supérieur à 40°. At the outlet of the laminator 5 the fluid R134a in the liquid state for an imposed pressure of 3 bar is at a temperature of 0.6 °, it would be -26 ° for a pressure imposed at 1 bar for use of the installation in freezer. The refrigerant is then evaporated in the evaporator 3 to absorb the calories from the hot source 1 which is the space to be refrigerated or the outside air for use of the installation in heating mode. The installation illustrated in FIG. 2 illustrates a variant of the present invention by the integration of a regenerative heat exchanger before the compressor. Its major interest lies in the heat exchanger 6 which brings a complement of frigories to the exchanger 12 necessary for condensing the refrigerant from the compressor 10 but above all it makes it possible to increase the temperature of the refrigerant at the point "b" which, for effect of increasing the temperature of the refrigerant at the outlet of the compressor 10 causing only negligible additional work to the electric motor 8, work very largely compensated by an increase in the saturation vapor pressure of the refrigerant supplying the turbine 11 obtained by a temperature higher refrigerant inlet of the exchanger 12 downstream of the compressor 10. The higher the temperature is high output of the compressor 10 plus the vapor pressure of the refrigerant admitted into the turbine is high and W11 is important. Indeed, in the case of the facility operated as a heat pump exchanger 6 improves the energy efficiency of the invention but also the regulation. The flow of refrigerant distributed by the pump 17 to the evaporator 12 becomes almost identical to all the process temperatures imposed by the outside temperature. At point "a" the temperature is always the same whatever the season, at point "b" the fluid has been heated by itself after its condensation in the exchanger 12 and becomes the service fluid at point "c". At the point "d", the temperature of the turbine engine 11 varies only a few degrees depending on the season, which is important because it becomes the heat transfer fluid of the condenser 12 necessary to condense the refrigerant downstream of the compressor 10. point "f" before the food cover 18 is about nine times higher than the refrigerant flow at point "e" downstream of the separator 19 which has a very positive influence on the regulation because the mixture at the "g" point is practically identical to a few degrees near even with very variable temperatures of the cold source according to the seasons. The pump 17 has a nominal flow rate corresponding to the maximum of the outside temperature in summer, making it possible to ensure the imperative condensation of the refrigerant upstream of the compressor 10, with a temperature that does not vary at point "b" the flow variation adjusted by the separator 25 does not exceed 1% according to the minimum and maximum external temperature, in fact the separator 25 regulates by separation the eventual dysphasic mixture by a return of the condensate to the food tank 18. Depending on the season, the temperature of the cold source varies. and the saturation pressure of the condensate varies at the outlet of the condenser 4 and the pressure of the separated part after the flow divider 19 at the point "e" is sometimes different but still lower than the pressure of the point "f". The mixture is isobaric in the food cover 18, the expander 7 imposes at the point "f" a pressure equal to that of the point "e". Figure 3 shows a second embodiment of the installation of the invention with a Rankine cycle in parallel with a refrigeration cycle. The operation of the plant with two circuits in parallel is identical in the operation of a hot source produced by the compressor of a refrigerating cycle. The physical interest is not better except for the air-conditioning units in the tropical zone because it allows the use of two different refrigerants, for example the R245fa for the Rankine 21 cycle which allows condensation at outside temperatures above 40 °.
Le descriptif de ce mode de réalisation de l'installation présente la conversion de l'énergie électrique en frigories, le mode chauffage reprend les raisonnements de la figure 1 et de la figure 2. Dans le cas représenté, deux fluides sont mis en oeuvre, dont un fluide moteur apte à entrainer en rotation une turbine 11 et un fluide apte produire les frigories d'un espace à réfrigérer. On pourra choisir, à titre d'exemple, un fluide HFC et en particulier du R143a. L'autre fluide impliqué dans l'installation selon l'invention assure le transport de calories depuis un réfrigérant chaud en aval d'un compresseur 10 vers des 10 moyens d'échange thermique aptes à chauffer le fluide moteur d'une turbine 11du cycle de Rankine 21 . Le fluide caloporteur nécessaire à l'évaporation du fluide moteur du cycle de Rankine 21 est le réfrigérant d'un cycle frigorifique 20. En sortie, le moteur 8 électrique entraîne l'axe d'un compresseur 10 qui par une compression adiabatique remonte la pression et surchauffe le R143a du cycle 15 frigorifique 20. A l'entrée du compresseur le R143a est à la pression de process imposé par le lamineur 5, dans l'exemple de process 3 bar et une température de 35°, en sortie du compresseur le fluide est à la pression de 11 bar et sa température est à 90 ° environ. En aval du compresseur 10 le réfrigérant du circuit 20 est condensé par 20 l'échangeur 12 et refroidi par l'échangeur de chaleur 6 pour entrer dans le lamineur 5 ou le fluide frigorigène dans une détente adiabatique subit une baisse de température par l'effet Joule-Thomson. En sortie du lamineur 5 le fluide R134a à l'état liquide pour une pression imposée de 3 bars et sa température de 0,6°. 25 Le fluide est ensuite évaporé dans l'évaporateur 3 pour absorber les calories de la source chaude 1 qui est l'espace à refroidir. Il va être ensuite réchauffé par l'échangeur 6 et retourne au compresseur 10. Cette réchauffe est essentielle pour que la température du fluide en sortie du compresseur soit supérieur à 85°. En parallèle, le circuit 21 contenant du R143a pour l'exemple, alimente un 30 cycle de Rankine comprenant une turbine 11, un condenseur 4, une pompe 17 et un évaporateur 12. Le fluide du circuit frigorifique 20 est le fluide caloporteur de l'évaporateur 12 réalisant ici les moyens d'échange thermique entre le fluide caloporteur du circuit 20 et assure l'évaporation du fluide moteur du circuit 21. Et inversement le fluide du circuit 21 est le fluide caloporteur du condenseur 12 réalisant ici les moyens d'échange thermique entre le fluide caloporteur du circuit 21 et assure la condensation du fluide du circuit 20 du cycle frigorifique. Le R134a du circuit 21 est à l'état liquide à son entrée dans l'échangeur 12 et 5 gazeux à sa sortie. L'enthalpie nécessaire à son changement de phase est exactement égale à l'enthalpie nécessaire à la condensation du fluide du circuit 20. Contrairement au mode de réalisation de la figure, dans cette version de l'invention, que suivant la variation de température de la source froide 2 les enthalpies ne sont plus égales pour un même débit correspondant à une température 10 donnée. Si la température de la source froide 2 augmente, la température du fluide du circuit 21 augmente en sortie du condenseur 4, le fluide du circuit 21 étant le fluide de service du cycle frigorifique dont le débit est nominal, il faut plus de débit à l'échangeur 12 pour condenser le fluide de procédé du cycle frigorifique du circuit 20. Afin d'ajuster très précisément le débit du circuit 21 nécessaire à la 15 condensation du réfrigérant du circuit 20 le débit volumétrique est dépendant du régime de la pompe 17. La régulation du débit de la pompe 17 se fait par variation de son régime moteur, plus il faut de débit plus le moteur doit tourner vite ainsi les moyens de commande 13 reçoivent de la sonde de température 24 l'information sur la température du fluide avant la pompe 17 et ordonne au variateur de fréquences 23 20 de fournir au moteur électrique de la pompe 17 la fréquence de courant adéquate pour un régime moteur correspondant au débit de fluide caloporteur nécessaire à condenser le réfrigérant du cycle frigorifique. Le variateur de fréquences désigne un système électronique capable de piloter un moteur synchrone dont il permettra d'ajuster la vitesse et le débit avec précision. Si celui-ci est mal ajusté la jauge 15 du 25 réservoir de condensat 16 informe les moyens de commande 13 du niveau de condensat dans le réservoir 16, s'il baisse de son niveau moyen il ordonne au variateur de fréquences 23 de monter la fréquence de l'alimentation électrique du moteur et inversement de descendre la fréquence du courant électrique alimentant le moteur de la pompe 17 si le niveau de condensat monte. 30 Dans l'échangeur 12 le fluide moteur du circuit 21 passe de l'état liquide à l'état gazeux à la pression de vapeur saturante imposée par la température du réfrigérant du circuit 20, à 69° la pression du R143a est de 21 bar environ. The description of this embodiment of the installation presents the conversion of the electrical energy into frigories, the heating mode takes again the reasonings of figure 1 and of figure 2. In the case represented, two fluids are implemented, including a driving fluid adapted to drive in rotation a turbine 11 and a fluid capable of producing the frigories of a space to be refrigerated. It is possible to choose, by way of example, an HFC fluid and in particular R143a. The other fluid involved in the installation according to the invention ensures the transport of calories from a hot refrigerant downstream of a compressor 10 to 10 heat exchange means adapted to heat the driving fluid of a turbine 11 of the cycle of Rankine 21. The heat transfer fluid necessary for the evaporation of the operating fluid of the Rankine 21 cycle is the refrigerant of a refrigerating cycle 20. At its output, the electric motor 8 drives the axis of a compressor 10 which by adiabatic compression raises the pressure and overheating the R143a of the refrigerating cycle 20. At the inlet of the compressor the R143a is at the process pressure imposed by the laminator 5, in the example of the 3 bar process and a temperature of 35 °, at the outlet of the compressor on fluid is at the pressure of 11 bar and its temperature is about 90 °. Downstream of the compressor 10 the refrigerant of the circuit 20 is condensed by the exchanger 12 and cooled by the heat exchanger 6 to enter the laminator 5 or the refrigerant in an adiabatic expansion undergoes a temperature drop by the effect Joule-Thomson. At the output of the laminator 5 the fluid R134a in the liquid state for an imposed pressure of 3 bar and its temperature of 0.6 °. The fluid is then evaporated in the evaporator 3 to absorb the calories from the hot source 1 which is the space to be cooled. It will then be heated by the exchanger 6 and returns to the compressor 10. This heating is essential for the temperature of the fluid output of the compressor is greater than 85 °. In parallel, the circuit 21 containing R143a for example, feeds a Rankine cycle comprising a turbine 11, a condenser 4, a pump 17 and an evaporator 12. The refrigerant circuit fluid 20 is the heat transfer fluid of the evaporator 12 realizing here the heat exchange means between the heat transfer fluid of the circuit 20 and ensures the evaporation of the driving fluid of the circuit 21. And conversely the fluid of the circuit 21 is the heat transfer fluid of the condenser 12 making here the exchange means thermal between the heat transfer fluid of the circuit 21 and ensures the condensation of the fluid of the circuit 20 of the refrigerating cycle. The R134a of the circuit 21 is in the liquid state at its entry into the exchanger 12 and 5 gas at its outlet. The enthalpy required for its phase change is exactly equal to the enthalpy required for the condensation of the fluid of the circuit 20. In contrast to the embodiment of the figure, in this version of the invention, that according to the temperature variation of the cold source 2 the enthalpies are no longer equal for the same flow rate corresponding to a given temperature. If the temperature of the cold source 2 increases, the temperature of the fluid of the circuit 21 increases at the outlet of the condenser 4, the fluid of the circuit 21 being the operating fluid of the refrigerating cycle whose flow is nominal, more flow is required at the exchanger 12 for condensing the process fluid of the refrigerating cycle of the circuit 20. In order to very precisely adjust the flow rate of the circuit 21 necessary for condensing the refrigerant of the circuit 20, the volumetric flow rate is dependent on the speed of the pump 17. The flow rate of the pump 17 is regulated by varying its engine speed, the more the flow rate is required, the faster the engine must turn, and the control means 13 receiving from the temperature sensor 24 the information on the fluid temperature before the pump 17 and instructs the frequency converter 23 20 to supply the electric motor of the pump 17 with the appropriate current frequency for a motor speed corresponding to the flow rate of the fluid. the carrier required to condense the refrigerant of the refrigerating cycle. The frequency converter designates an electronic system capable of controlling a synchronous motor which it will allow to adjust the speed and the flow with precision. If it is incorrectly adjusted the gauge 15 of the condensate tank 16 informs the control means 13 of the condensate level in the tank 16, if it drops its average level it orders the frequency converter 23 to raise the frequency the power supply of the motor and conversely to lower the frequency of the electric current supplying the motor of the pump 17 if the condensate level rises. In the exchanger 12 the driving fluid of the circuit 21 changes from the liquid state in the gaseous state to the saturating vapor pressure imposed by the refrigerant temperature of the circuit 20, at 69 ° the pressure of the R143a is 21 bar. about.
En aval de l'échangeur 12 le fluide du circuit 21 est séché par le séparateur 25 et alimente la turbine 11 pour produire un travail communiqué à l'arbre 9 permettant de réduire le travail du moteur électrique. La consommation électrique du moteur 8 entrainant le compresseur 10 est significativement réduite, en moyenne de moitié. En aval de la turbine 11 le fluide est condensé par l'échangeur 4 dont le fluide caloporteur, pouvant être l'air extérieur ou de l'eau, provient de la source froide 2. Ici le R134a passe de l'état gazeux à l'état liquide et à la pression de condensation imposée par la température de la source froide 2. Plus il fait chaud plus la pression du r134a en phase liquide est haute ce qui réduit le travail de la turbine par un plus faible AP. Dans le cas de condition tropicale avec une température extérieure de 43° l'EER chute à 5,5 et il atteint 9 avec une température de 26°. La figure 4 est une vue différente de l'intégration d'une turbine à l'installation frigorifique et applicable aux figures 1,2 ou 3. Le principe de fonctionnement de l'installation avec une turbine 11 raccordé à un alternateur 26 est identique dans l'exploitation d'une source chaude produite par la compression d'un réfrigérant à la différence que le travail de ladite turbine entraine un alternateur 22 raccordé à un réseau 22. 25 Downstream of the exchanger 12 the fluid of the circuit 21 is dried by the separator 25 and feeds the turbine 11 to produce a job communicated to the shaft 9 to reduce the work of the electric motor. The power consumption of the motor 8 driving the compressor 10 is significantly reduced, on average by half. Downstream of the turbine 11 the fluid is condensed by the heat exchanger 4, the coolant, which may be external air or water, from the cold source 2. Here the R134a changes from the gaseous state to the liquid state and the condensation pressure imposed by the temperature of the cold source 2. The hotter the higher the pressure of the r134a in the liquid phase is high which reduces the work of the turbine by a lower AP. In the case of tropical condition with an outside temperature of 43 ° the EER drops to 5.5 and it reaches 9 with a temperature of 26 °. FIG. 4 is a different view of the integration of a turbine with the refrigeration plant and applicable to FIGS. 1, 2 or 3. The principle of operation of the installation with a turbine 11 connected to an alternator 26 is identical in FIG. the operation of a hot source produced by the compression of a refrigerant with the difference that the work of said turbine drives an alternator 22 connected to a network 22. 25