WO2000061997A1 - Turbo ventilateur mu par la detente d'un fluide frigorifique diphasique - Google Patents

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fan
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    • F24F12/00—Use of energy recovery systems in air conditioning, ventilation or screening
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    • F25D17/04—Arrangements for circulating cooling fluids; Arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces for circulating air, e.g. by convection
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    • F25D23/003—General constructional features for cooling refrigerating machinery

Definitions

  • the present invention relates in particular to refrigeration systems such as domestic refrigerators or freezers and fixed or mobile air conditioning systems. It concerns equipment whose exchangers work as well in natural convection as in forced convection.
  • the introduction of a fan improves the exchange coefficients and makes it possible to reduce the difference between the phase change temperature of the refrigerant and the average temperature of the air circulating on the exchanger. This leads, at equal temperature in the refrigerator, to an increase in the evaporation temperature and, at equal temperature to the outside air, a decrease in the condensation temperature. This reduction in the difference in evaporation and condensation temperatures and therefore in the respective evaporation and condensation pressures results in a reduction in the consumption of the compressor.
  • the consumption of the fan is much higher than the gain in consumption induced on the compressor.
  • the total consumption of the system (fans + compressor) is greater than the consumption of the compressor operating with natural convection exchangers alone.
  • the share of fan consumption in overall energy consumption is very significant.
  • compressor + fans For example, in automobile air conditioning, it can constitute up to 35% of overall consumption.
  • the object of the present invention is to improve the overall energy balance
  • the present invention relates more particularly to systems using a fluid according to a thermodynamic cycle comprising an expansion phase carried out by means of a pressure reducer and a compression phase carried out by means of a compressor.
  • the compression phase during a liquid-vapor expansion phase provided for this purpose, it is possible to recover mechanical energy in the two-phase gas flow or the circulating liquid.
  • the liquid-vapor expansion phase is carried out by means of a two-phase turbine actuating a fan causing air circulation on said exchanger.
  • the system comprises a liquid-vapor expansion phase carried out by means of '' a two-phase turbine operating as a pressure reducer, actuating a fan causing air circulation on the evaporator or on the condenser.
  • a two-phase expansion turbine operating as a regulator comprising movable elements and directly driving a wheel. fan.
  • the passage of a trigger with external work also improves the overall efficiency of the cycle.
  • a second two-phase turbine operating as a pressure regulator actuating a second fan causing air circulation on the evaporator.
  • the fan wheel is located either in the enclosure to be cooled, such as the enclosure of a refrigerator or freezer, or outside to ventilate the condenser exchange surfaces of a refrigerator for example or the air conditioning system exchange surfaces.
  • the two-phase expansion turbine is located in such a way that it can directly drive a fan wheel transferring the air flow on the exchange surface.
  • the system according to the invention is such that: - the axis of the turbine ensuring the two-phase expansion of the refrigerant passes through the body of the turbine,
  • the seal between the axis of the turbine and the body of the turbine is achieved by a seal.
  • the turbine ensuring the two-phase expansion of the refrigerant actuates the fan by means of a magnetic drive.
  • the problem of the seal between the body of the turbine and the axis of the turbine is resolved.
  • the invention also relates, in a method for producing cold or heat using a refrigerant according to a thermodynamic cycle comprising at least one liquid-vapor expansion phase, the characteristic step consisting in carrying out said liquid expansion- steam by means of a two-phase turbine actuating a fan causing air circulation on an exchanger.
  • FIG. 1a represents the diagram of a conventional refrigeration system and the thermodynamic cycle of said system is represented in FIG. 1b in an entropy temperature diagram (T-s).
  • FIG. 2a represents the diagram of a refrigeration circuit using two turbine-fans and FIG. 2b represents the thermodynamic cycle of said system in the same T-s diagram.
  • FIG. 3 represents a detailed view of the direct-drive fan-turbine with sealing joint.
  • FIG. 4 represents another variant of drive by magnetic coupling allowing a high level of sealing.
  • FIG. 1a represents the four conventional components of a refrigeration system, a compressor 1, a condenser 2, a regulator 7 and an evaporator 3.
  • the thermodynamic diagram of FIG. 1b makes it possible to represent the five characteristic points of the cycle.
  • the point Al is at the outlet of the evaporator 3, the point B 1 at the inlet of the compressor 1, the point Cl at the inlet of the condenser 2, the point Dl at the inlet of the regulator 7 and the point El at the inlet of evaporator 3.
  • a domestic refrigerator whose operating conditions are defined by a cycle with an evaporation temperature of -15 ° C and a condensation temperature of 40 ° C. Inside the refrigerator, the difference between the evaporation temperature and the average air temperature is 20 K, that between the average room temperature and the condensation temperature is 15 K.
  • Table 1 indicates the values of the thermodynamic variables allowing the COP of the system to be calculated with R134a (CH2FCF3, tetra-fluoro-di-hydro-ethane) as refrigerant.
  • R134a CH2FCF3, tetra-fluoro-di-hydro-ethane
  • This fluid is an HFC (hydro-fluoro-carbide) which is the most used refrigerant in domestic cold and automobile air conditioning.
  • FIG. 2a shows a first turbine 4a (known per se) which drives a fan 5a.
  • This turbine is located between the compressor 1 and the condenser 2. It drives the fan 5a and makes it possible to circulate air on the condenser 2.
  • a second liquid-vapor expansion turbine 4b is shown in FIG. 2a. This two-phase liquid-vapor expansion turbine is located on the part of the circuit where the liquid phase of the refrigerant circulates at the outlet of the condenser 2. It drives a fan 5b which circulates air on the evaporator 3.
  • FIG. 2b allows you to represent the entry and exit points of each of the system components in Figure 2a.
  • the point A2 is at the outlet of the evaporator 3
  • the point B 2 is at the inlet of the compressor 1
  • the point C2is is the theoretical outlet point of the compressor 1
  • C2 R is the actual outlet point
  • D2 R is the actual exit point of the turbine 4a
  • E2 is the exit point of the condenser 2 (at this point the fluid is in the cooled state)
  • F2 R is the actual exit point of the liquid two-phase expansion turbine -vapor 4b.
  • additional expansion by a possible regulator 7 is not taken into account.
  • Table 2 presents the thermodynamic variables of these different points making it possible to calculate the coefficient of performance of the system equipped with these two fan turbines.
  • the fans reduce the temperature differences.
  • the difference between the evaporation temperature and the average air temperature in the refrigerator enclosure is reduced to 10 K (instead of 20 K) for the conventional cycle.
  • the condensation temperature is 35 ° C instead of 40 ° C.
  • the condenser outlet temperature is 32 ° C instead of 35 ° C, the sub-cooling is therefore only 3 K.
  • the thermodynamic variables of the different points corresponding to Figure 2b and calculated with R134a are presented in table 2.
  • the COP is also calculated.
  • the COP is improved by around 34% and this is due to two physical phenomena:
  • the isentropic expansion of the two-phase turbine 4b constitutes a recovery of mechanical work available, unlike the isenthalpic expansion of the usual systems.
  • the turbine 4a consumes mechanical energy which must be produced by the compressor, but this additional mechanical energy can be compensated for by reducing the difference in the refrigerant / air temperature at the condenser.
  • the turbine 4b does not consume additional mechanical energy, but on the contrary uses available mechanical energy and the COP of the cycle is directly improved.
  • the unitary mechanical work available is respectively 2.3 kJ / kg and 2.7 kJ / kg.
  • the turbine produces mechanical energy which is directly used for driving the fan wheel 5.
  • the drive is done on the same axis 6 (axis 6a for the turbine 4a, axis 6b for the turbine 4b, FIG. 2a).
  • a seal 12 seals between the interior circuit and the exterior volume.
  • the fan drive 5 mounted on the axis 14 is magnetic (internal core 16a secured to the axis 13 of the turbine, external crown 16b secured axis 14 of fan 5, air gap 17).
  • This magnetic drive makes it possible to have a completely sealed wall 15.
  • the arrows, such as f, appearing in the drawings indicate the direction of circulation of the fluids.

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Abstract

La présente invention concerne les systèmes, notamment frigorifiques ou de climatisation, comportant au moins un échangeur (2, 3). Ledit système met en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique comportant au moins une phase de détente liquide-vapeur. Selon l'invention, la phase de détente liquide-vapeur est réalisée au moyen d'une turbine diphasique (4b) actionnant un ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur ledit échangeur (3).

Description

TURBO VENTILATEUR MU PAR LA DETENTE D'UN FLUIDE FRIGORIFIQUE DIPHASIQUE
La présente invention concerne les systèmes notamment frigorifiques tels que les réfrigérateurs ou les congélateurs domestiques et les systèmes de climatisation fixes ou mobiles. Hle concerne des équipements dont les échangeurs fonctionnent aussi bien en convection naturelle qu'en convection forcée.
La plupart des modèles de réfrigérateurs et de congélateurs fonctionnent en convection naturelle aussi bien pour la diffusion de la fraîcheur à l'intérieur de l'enceinte frigorifique qu'à l'extérieur de cette enceinte pour l'extraction de la chaleur du système. Les coefficients de convection naturelle correspondants sont très faibles. Ils sont compris entre 3 et 5 W/m2.K. Pour transférer la chaleur, ces faibles coefficients de convection impliquent à la fois de grandes surfaces d'échange et des écarts de température entre l' échangeur et l'air qui sont typiquement de 15 à 20 K. Par exemple, pour un réfrigérateur dont la température moyenne intérieure est de 5 °C, situé dans une pièce dont la température ambiante est de 25 °C, soit un écart de température de 20 K, il faut réaliser des cycles frigorifiques avec des températures d'évaporation de l'ordre de -15 à - 20 °C dans l'évaporateur situé à l'intérieur de l'enceinte et les températures de condensation de 35 °C à 40 °C dans le condenseur situé à l'extérieur du réfrigérateur. Le cycle fonctionne donc sous un écart de température de 50 à 60 K pour maintenir un écart utile de 20 K. II est connu d'utiliser des ventilateurs à l'intérieur de l'enceinte afin de diminuer les surfaces d'échange, de mieux maîtriser la circulation d'air et de limiter les écarts de température entre l'évaporateur et l'air situé dans l'enceinte. De même pour ventiler la surface extérieure du condenseur, il est connu d'utiliser aussi des ventilateurs pour accroître les coefficients d'échange sur le condenseur. Plus généralement, pour les systèmes de climatisation, des ventilateurs sont utilisés aussi bien sur le condenseur que sur l'évaporateur.
Dans tous les cas, pour les ventilateurs de petite puissance électrique (typiquement entre 10 et 200 W), les rendements de ces motos ventilateurs sont faibles, typiquement les moteurs électriques d'entraînement ont des rendements de 10 à 15 %, ce qui entraîne deux séries de conséquences.
1. Pour les échangeurs à convection naturelle, l'introduction d'un ventilateur améliore les coefficients d'échange et permet de diminuer l'écart entre la température de changement de phase du fluide frigorigène et la température moyenne de l'air qui circule sur l'échangeur. Cela entraîne, à température égale dans le réfrigérateur, une élévation de la température d'évaporation et, à température égale d'air extérieur, une diminution de la température de condensation. Cette réduction de l'écart des températures d'évaporation et de condensation et donc des pressions respectives d'évaporation et de condensation entraîne une diminution de la consommation du compresseur. Mais la consommation du ventilateur est nettement plus importante que le gain de consommation induit sur le compresseur. La consommation totale du système (ventilateurs + compresseur) est supérieure à la seule consommation du compresseur fonctionnant avec des échangeurs à convection naturelle. 2. Pour les échangeurs qui sont déjà à convection forcée, comme les systèmes de climatisation et en particulier les systèmes de climatisation embarquée, la part de la consommation des ventilateurs dans la consommation énergétique globale (compresseur + ventilateurs) est très significative. Par exemple, en climatisation automobile, elle peut constituer jusqu'à 35 % de la consommation globale. La présente invention a pour objet d'améliorer le bilan énergétique global
(compresseur + ventilateurs) de systèmes de réfrigération ou de climatisation dont les échangeurs sont à convection naturelle ou à convection forcée. La présente invention concerne plus particulièrement les systèmes mettant en œuvre un fluide selon un cycle thermodynamique comportant une phase de détente réalisée au moyen d'un détendeur et une phase de compression réalisée au moyen d'un compresseur.
Selon l'invention, dans de tels systèmes, la phase de compression lors d'une phase de détente liquide-vapeur prévue à cet effet, il est possible de récupérer de l'énergie mécanique dans le flux diphasique gazeux ou le liquide circulant. Selon l'invention la phase de détente liquide-vapeur est réalisée au moyen d'une turbine diphasique actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur ledit échangeur.
De préférence, dans le cas d'un système mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant : un compresseur, un premier échangeur composant un condenseur, un deuxième échangeur composant un évaporateur, le système comprend une phase de détente liquide-vapeur réalisée au moyen d'une turbine diphasique fonctionnant en détendeur, actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur ou sur le condenseur. Ainsi, la récupération d'énergie mécanique s'effectue en substituant au détendeur, qui se présente usuellement sous la forme d'un orifice ou d'un capillaire, une turbine de détente diphasique fonctionnant en détendeur comportant des éléments mobiles et entraînant directement une roue de ventilateur. Le passage d'une détente avec travail extérieur améliore en plus l'efficacité globale du cycle. Dans le cas d'une autre variante de réalisation, de préférence également, dans le cas d'un système mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant : un compresseur, un premier échangeur composant un condenseur, un deuxième échangeur composant un évaporateur, le système comprend :
- une première turbine actionnant un premier ventilateur entraînant une circulation d'air sur le condenseur,
- une deuxième turbine diphasique fonctionnant en détendeur actionnant un deuxième ventilateur entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur.
La roue du ventilateur est située soit dans l'enceinte à refroidir, comme l'enceinte d'un réfrigérateur ou d'un congélateur, soit à l'extérieur pour ventiler les surfaces d'échange du condenseur d'un réfrigérateur par exemple ou les surfaces d'échanges de systèmes de climatisation. Dans tous les cas, la turbine de détente diphasique est située de telle manière qu'elle puisse entraîner directement une roue de ventilateur transférant le flux d'air sur la surface d'échange. Avantageusement, le système selon l'invention est tel que : - l'axe de la turbine assurant la détente diphasique du fluide frigorigène traverse le corps de la turbine,
- l'étanchéité entre l'axe de la turbine et le corps de la turbine est réalisée par un joint. Avantageusement également, dans le cas d'une autre variante de réalisation, la turbine assurant la détente diphasique du fluide frigorigène actionne le ventilateur au moyen d'un entraînement magnétique. Ainsi, le problème de l'étanchéité entre le corps de la turbine et l'axe de la turbine est résolu. L'invention concerne également, dans un procédé pour la production de froid ou de chaleur mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique comportant au moins une phase de détente liquide-vapeur, l'étape caractéristique consistant à procéder à ladite détente liquide-vapeur au moyen d'une turbine diphasique actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur un échangeur. D'autres caractéristiques et avantages apparaîtront à la lecture de la description de variantes de la réalisation de l'invention, données à titre d'exemple indicatif et non limitatif.
La figure la représente le schéma d'un système frigorifique classique et le cycle thermodynamique dudit système est représenté à la figure lb dans un diagramme température entropie (T-s).
La figure 2a représente le schéma d'un circuit frigorifique utilisant deux turbines - ventilateurs et la figure 2b représente le cycle thermodynamique dudit système dans le même diagramme T-s. La figure 3 représente une vue détaillée de la turbine - ventilateur à entraînement direct avec joint d' étanchéi té.
La figure 4 représente une autre variante d'entraînement par accouplement magnétique permettant un haut niveau d' étanchéi té.
Le système frigorifique classique est présenté pour permettre de faire des comparaisons avec le système doté des turbines ventilateur et pour des calculs typiques de coefficient de performance, donnés à titre d'exemple et montrant les gains énergétiques associés à l'utilisation de ces turbines ventilateur, objet de l'invention. Le coefficient de performance frigorifique est le rapport de la puissance frigorifique produite Qo, sur le travail mécanique W fourni soit COPf = Qo/W. La figure la représente les quatre composants classiques d'un système frigorifique, un compresseur 1, un condenseur 2, un détendeur 7 et un évaporateur 3. Le diagramme thermodynamique de la figure lb permet de représenter les cinq points caractéristiques du cycle. Le point Al est à la sortie de l'évaporateur 3, le point B 1 à l'entrée du compresseur 1, le point Cl à l'entrée du condenseur 2, le point Dl à l'entrée du détendeur 7 et le point El à l'entrée de l'évaporateur 3. Ces points seront utilisés comme références pour les calculs présentés ci-dessous. Soit un réfrigérateur domestique dont les conditions de fonctionnement sont définies par un cycle dont la température d'évaporation est de -15 °C et la température de condensation de 40 °C. A l'intérieur du réfrigérateur, l'écart entre la température d'évaporation et la température moyenne de l'air est de 20 K, celui entre la température moyenne de la pièce et la température de condensation est de 15 K. Le tableau 1 indique les valeurs des variables thermodynamiques permettant de calculer le COP du système avec le R134a (CH2FCF3, tétra-fluoro-di-hydro-éthane) comme fluide frigorigène. Ce fluide est un HFC (hydro-fluoro-carbure) qui est le fluide frigorigène le plus utilisé en froid domestique et en climatisation automobile.
Tableau 1
Figure imgf000007_0001
Les hypothèses permettant les calculs sont les suivantes :
• la surchauffe du fluide frigorigène entre la sortie de l'évaporateur Al et l'entrée du compresseur B 1 est de 20 K ; • le sous refroidissement au condenseur en Dl est de 5 K ;
• la compression de référence est isentropique et un rendement isentropique de compression est pris en compte dans les calculs ;
• la détente de Dl en El est isenthalpe. Le travail mécanique unitaire réel (exprimé en kJ/kg) se calcule selon la formule (1) à partir du travail mécanique unitaire isentropique et du rendement isentropique. Un rendement de 0,86 a été pris en compte dans ce calcul. WR = Wis / ηis = (hcl - hB1) / 0,86 = 48,5 kJ / kg (1)
Figure imgf000008_0001
COP = Q0 / WR = 139,5 / 48,5 = 2,87
Sur la figure 2a on a représenté une première turbine 4a (connue en soi) qui entraîne un ventilateur 5a. Cette turbine est située entre le compresseur 1 et le condenseur 2. Elle entraîne le ventilateur 5a et permet de faire circuler de l'air sur le condenseur 2. Une deuxième turbine de détente liquide-vapeur 4b est représentée sur la figure 2a. Cette turbine de détente diphasique liquide-vapeur est située sur la partie du circuit où circule la phase liquide du fluide frigorigène en sortie du condenseur 2. Elle entraîne un ventilateur 5b qui fait circuler de l'air sur l'évaporateur 3. La figure 2b permet de représenter les points d'entrée et de sortie de chacun des composants du système de la figure 2a. Le point A2 est à la sortie de l'évaporateur 3, le point B 2 est à l'entrée du compresseur 1, le point C2is est le point de sortie théorique du compresseur 1, C2R est le point de sortie réel, D2R est le point de sortie réel de la turbine 4a, E2 est le point de sortie du condenseur 2 (en ce point le fluide est à l'état sous refroidi), F2 R est le point de sortie réel de la turbine de détente diphasique liquide-vapeur 4b. Dans cet exemple, une détente complémentaire par un éventuel détendeur 7 n'est pas prise en compte.
Le tableau 2 présente les variables thermodynamiques de ces différents points permettant de calculer le coefficient de performance du système doté de ces deux turbines ventilateurs. Pour le système doté de deux turbines ventilateurs, les ventilateurs permettent de réduire les écarts de température. D'une part, l'écart de la température d'évaporation et de la température moyenne de l'air dans l'enceinte du réfrigérateur est réduit à 10 K (au lieu de 20 K) pour le cycle classique. D'autre part, dans le condenseur la température de condensation est de 35 °C au lieu de 40 °C. La température de sortie du condenseur est de 32 °C au lieu de 35 °C, le sous- refroidissement n'est donc plus que de 3 K. Les variables thermodynamiques des différents points correspondants à la figure 2b et calculés avec du R134a sont présentés dans le tableau 2.
Tableau 2
Figure imgf000009_0001
De la même manière que précédemment, le travail de compression réel est calculé en prenant en compte un rendement isentropique de compression qui est ici pris égal à
0,82 compte tenu du taux de compression.
WR = Wis / ηis =(hcl - hB1) / 0,82 = (444,9 - 412,2) / 0,82 = 40 kJ / kg (1)
Le COP est aussi calculé.
Qo = ΠAI - hEl
COP = Q0 / WR = (394,3 - 240,6) / 40 = 3,84
Le COP est amélioré d'environ 34 % et ceci est dû à deux phénomènes physiques :
• les ventilateurs permettent de diminuer les écarts de température entre les températures de changement de phase du fluide et les températures moyennes d'air extérieur,
• la détente isentropique de la turbine diphasique 4b constitue une récupération de travail mécanique disponible contrairement à la détente isenthalpe des systèmes habituels. Il faut faire une différence entre les turbines 4a et 4b. La turbine 4a consomme de l'énergie mécanique que doit produire le compresseur mais cette énergie mécanique supplémentaire peut être compensée par la diminution de l'écart de température fluide frigorigène / air au condenseur. Par contre, la turbine 4b ne consomme pas d'énergie mécanique supplémentaire, mais au contraire utilise une énergie mécanique disponible et le COP du cycle en est directement amélioré. Pour les turbines 4a et 4b et en prenant des rendements de détente de 0,7, le travail mécanique unitaire disponible est respectivement de 2,3 kJ/kg et 2,7 kJ/kg. Pour une puissance frigorifique de l'ordre de 60 W typique de nombreux réfrigérateurs, le débit de R134a est d'environ 0,4 g/s. Les puissances mécaniques de ventilation disponibles à partir des deux turbines 4a et 4b sont respectivement de 0,9 W et de 1 W ce qui correspond tout à fait à l'ordre de grandeur de la puissance mécanique des ventilateurs nécessaires à la circulation d'air sur ces échangeurs. On décrit maintenant la figure 3 qui représente une vue de détail d'une turbine ventilateur 4a ou 4b. Sur cette figure on reconnaît la roue de turbine 9, le diffuseur
10, le canal de sortie 11. La turbine produit de l'énergie mécanique qui est directement utilisée pour l'entraînement de la roue de ventilateur 5. L'entraînement se fait sur le même axe 6 (axe 6a pour la turbine 4a, axe 6b pour la turbine 4b, figure 2a). Un joint 12 assure l'étanchéité entre le circuit intérieur et le volume extérieur. Sur la figure 4, on reconnaît les mêmes composants mais pour des raisons d'étanchéité, l'entraînement du ventilateur 5 monté sur l'axe 14 est magnétique (noyau interne 16a solidaire de l'axe 13 de la turbine, couronne externe 16b solidaire de l'axe 14 du ventilateur 5, entrefer 17). Cet entraînement magnétique permet de disposer d'une paroi entièrement étanche 15. Les flèches, tels que f, apparaissant sur les dessins indiquent le sens de circulation des fluides.

Claims

Revendications
1. Système, notamment frigorifique ou de climatisation, comportant au moins un echangeur-évaporateur (3) composant un évaporateur (3) ; ledit système mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique (fig 2b) comportant au moins une phase de détente liquide-vapeur ; ledit système étant caractérisé en ce que la phase de détente liquide-vapeur est réalisée au moyen d'une turbine (4b) diphasique fonctionnant en détendeur actionnant un ventilateur (5a, 5b) entraînant une circulation d'air sur ledit echangeur-évaporateur (3).
2. Système selon la revendication 1 mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant : un compresseur (1), un premier échangeur composant un condenseur (2), un deuxième échangeur composant un évaporateur (3) ; ledit système étant tel qu'il comprend une phase de détente liquide-vapeur réalisée au moyen d'une turbine (4b) diphasique fonctionnant en détendeur, actionnant un ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur (3) et/ou sur le condenseur (2).
3. Système selon la revendication 1 mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant : un compresseur (1), un premier échangeur composant un condenseur (2), un deuxième échangeur composant un évaporateur (3) ; ledit système étant tel qu'il comprend :
- une première turbine (4a), située en aval du compresseur (1), actionnant un premier ventilateur (5a) entraînant une circulation d'air sur le condenseur (2).
- une deuxième turbine (4b) diphasique fonctionnant en détendeur, située en amont du détendeur (7) ou dans le détendeur (7), actionnant un deuxième ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur (3).
4. Système selon l'une quelconque des revendications 1 à 3 tel que :
- l'axe (6) de la turbine assurant la détente du fluide frigorigène traverse le corps de la turbine, - l'étanchéité entre l'axe (6) de la turbine et le corps de la turbine est réalisée par un joint (12).
5. Système selon l'une quelconque des revendications 1 à 4 tel que :
- la turbine assurant la détente du fluide frigorigène actionne le ventilateur (5) au moyen d'un entraînement magnétique (16a, 16b, 17),
(de sorte que le problème de l'étanchéité entre le corps (15) de la turbine et l'axe (13) de la turbine est avantageusement résolu).
6. Dans un procédé pour la production de froid ou de chaleur mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique comportant au moins une phase de détente liquide-vapeur, l'étape caractéristique consistant à procéder à ladite détente liquide- vapeur au moyen d'une turbine (4b) diphasique actionnant un ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur un echangeur-évaporateur (3).
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