WO2011045522A1 - Système de réfrigération et unité de pompe à chaleur comprenant un tel système - Google Patents

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WO2011045522A1
WO2011045522A1 PCT/FR2010/052153 FR2010052153W WO2011045522A1 WO 2011045522 A1 WO2011045522 A1 WO 2011045522A1 FR 2010052153 W FR2010052153 W FR 2010052153W WO 2011045522 A1 WO2011045522 A1 WO 2011045522A1
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refrigerant
compressor
injection
condenser
circuit
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PCT/FR2010/052153
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Stéphane WATTS
Patrice Bonnefoi
Alexandre Montchamp
Philippe Dewitte
Original Assignee
Danfoss Commercial Compressors
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    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21152—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the discharge side of the compressor

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration system, and more particularly to a heat pump unit, in particular for the production of hot water.
  • a heat pump unit comprises in known manner a main circuit for circulating a refrigerant comprising a condenser, an expander, a evaporator and a compressor connected in series.
  • Air-to-water heat pumps are increasingly used in hot water production and in heating systems renovation (for example as replacement for boilers supplying high temperature radiators), they require higher condensation temperatures. only in the case where they are used to supply fan coils or heated floors.
  • a high compression ratio is imposed on the compressor, which leads to high discharge temperatures.
  • the high temperature gradient experienced by the refrigerant during its desuperheating has the consequence that the proportion of heat exchanged by convection in the condenser is preponderant in front of the heat exchanged by condensation, which then degrades the efficiency of the last.
  • JP 2006 234 363 discloses a refrigeration system, comprising:
  • a main circuit for circulating a refrigerant successively comprising a condenser, an expander, an evaporator and a compressor connected in series,
  • a refrigerant injection circuit having a first portion connected to the main circuit downstream of the condenser and a second portion connected to the compressor so as to allow an injection of refrigerant taken from the main circuit in at least one compression chamber of the compressor,
  • temperature and pressure measuring means designed to measure the temperature and the pressure of the refrigerant at the discharge of the compressor
  • - Regulating means coupled to the injection circuit and designed to regulate the amount of refrigerant injected into the compressor, the regulating means comprising closing means movable between opening and closing positions of the injection circuit , and control means designed to control the movements of the closure means between their open and closed positions according to the temperatures and pressures measured by the measuring means.
  • Controlling the opening and closing of the sealing means as a function of the discharge temperatures and pressures measured by the measuring means makes it possible to regulate the injection of refrigerant into the compressor as a function of the thermodynamic properties of the refrigerant at the discharge. compressor, which allows to control the characteristics of the refrigerant flowing into the condenser, so improve the efficiency of the latter.
  • the refrigeration system described in JP 2006 234 363 comprises a screw compressor and control means designed to control the shutter means so that the difference between the discharge temperature of the compressor and the saturation temperature of the fluid refrigerant at the discharge pressure is less than 10 ° C, and more particularly close to 0 ° C. It should be noted that the difference between Compressor discharge temperature and the saturation temperature of the refrigerant at the compressor discharge pressure is also referred to as "superheat at compressor discharge".
  • the present invention aims to remedy all or part of these disadvantages.
  • the technical problem underlying the invention is advantageously to provide a refrigeration system which is simple and economical structure, adapted to operate with high temperature differences between evaporation and condensation, and performant whatever the fluid refrigerant used, while maintaining standard condensers.
  • the invention relates to a refrigeration system of the aforementioned type in which the injection circuit comprises one or more injection orifices opening into one or more compression chambers of the compressor, each injection orifice being configured such that so that the refrigerant of the injection circuit is mixed with the partially compressed refrigerant in the corresponding compression chamber before the partially compressed refrigerant undergoes a reduction in volume by a factor substantially equal to 2.5.
  • Such a configuration of the injection orifices makes it possible to obtain a high pressure difference between the pressure of the injected refrigerant and the average pressure prevailing in the corresponding compression chamber, which makes it possible to maximize the maximum flow rate that can potentially be injected into said room for a given condensing pressure, everything by realizing the injection circuit using small pipes. This results in a minimization of the impact of the dead volume constituted by the pipes forming the injection circuit when the injection is deactivated, which improves the performance of the compressor, and therefore of the refrigeration system.
  • such a regulation of the opening and closing of the closure means associated with such a configuration of the injection orifices makes it possible, if desired, to regulate the injection of refrigerant so as to obtain injected flow rates. up to 60 to 80% or more of the mass flow drawn by the compressor to the extreme operating points, without compromising the performance of the compressor when the injection is turned off.
  • Such flow rate values at the compressor discharge result in an increase in the absorbed power (mass flow increased from 60 to 80% over most of the compression process).
  • This additional power is found in the condenser, an increase in heating capacity, typically of the order of 10%, is possible compared to conventional solutions, which is particularly beneficial to the operating points envisaged because the need for heating is maximum .
  • the condenser will be traversed by a mass flow rate of 160 to 180.
  • the injection circuit is designed such that the injection of refrigerant into a compression chamber of the compressor begins just after the end of the suction process relative to said chamber.
  • control means are designed to control the shutter means as a function of the difference between the discharge temperature of the compressor and the saturation temperature of the refrigerant at the discharge pressure of the compressor.
  • the discharge temperature of the compressor and the discharge pressure of the compressor respectively correspond to the values measured by the measuring means, whereas the saturation temperature of the refrigerant at the discharge pressure of the compressor is advantageously deduced from charts stored in the compressor. the control means.
  • the embodiment mentioned above makes it possible to inject, during compression, a variable quantity of refrigerant taken from downstream of the condenser, and to regulate the quantity injected on a criterion of overheating at the discharge of the compressor.
  • These provisions make it possible to control overheating at the discharge of the compressor and to maintain the latter in desired ranges of values. It is therefore possible to control the proportion of heat exchanged by condensation in the condenser, thus improving the efficiency of the condenser. It is therefore possible to obtain a refrigeration system allowing a high condensing temperature, while maintaining a standard condenser.
  • the injection circuit is designed in such a way that the refrigerant taken downstream of the condenser is conveyed substantially adiabatically to the compressor.
  • the enthalpy of the injected refrigerant is minimal and, ultimately, overheating at the compressor discharge is minimized for a given injected flow rate. This results in an improvement of the efficiency of the condenser.
  • control means are designed to control the closure means so that the difference between the discharge temperature of the compressor and the saturation temperature of the refrigerant at the discharge pressure is substantially constant or lower. at a predetermined value.
  • the control means are designed to control the shutter means so that the ratio of the heat exchanged by convection in the condenser to the total heat exchanged in the condenser does not exceed 35%. whatever the point of operation of the system.
  • the operating range of a system utilizing the refrigerant R41 0A advantageously comprises an evaporation temperature of from -30 to + 20 ° C, and a condensation temperature of from +20 to + 70 ° C.
  • This regulation has the advantage of operating the condenser with physical zones where the desuperheating and the condensation are carried out which remain unchanged whatever the evaporation and condensation evolutions, which thus allows the use of condensers standards for the system according to the invention.
  • the refrigerant flowing in the main circuit is R410A.
  • the refrigeration system comprises an economizer exchanger designed to allow heat transfer between the refrigerant flowing in the main circuit at a point downstream of the condenser and the refrigerant flowing in the injection circuit. at a point downstream of the regulating means.
  • the presence of such an economizer exchanger increases the enthalpy of the refrigerant before its injection into the compressor, which has the consequence of increasing the capacity of the system, as well as its effectiveness.
  • the regulation of the amount of refrigerant injected is made from thermodynamic parameters to the discharge of the compressor, it is possible to control the opening of the closure means so that the refrigerant output of the economizer exchanger is either dry steam or wet steam.
  • the control means may advantageously be designed to control the closure means such that the difference between the discharge temperature of the compressor and the saturation temperature of the refrigerant at the discharge pressure is maintained at a predetermined or lower value. at a predetermined value, the predetermined value being defined so that the refrigerant output of the economizer exchanger is in the wet vapor state, for example having a vapor titer of 95% or less.
  • the compressor is a scroll compressor.
  • the regulation means comprise a solenoid valve and an electronic controller arranged to control the solenoid valve preferably by electrical pulses.
  • the control valve is of the normally closed type. These provisions make it possible to dispense with an additional isolation valve positioned upstream of the control valve, thus limiting the costs of the system.
  • Another solution is to use a progressive opening control valve and an electronic controller arranged to control the opening control valve. progressive.
  • the control valve is motorized and allows a gradual control of the flow.
  • the refrigeration system can be reversible in order to operate on demand, either in hot production (heat pump), or in cold production (air conditioner or defrost cycle mode heat pump), and thus include a 4-way valve arranged between the compressor and the main circuit.
  • the injection circuit advantageously comprises a 3-way valve arranged to allow its supply of refrigerant indifferently in both configurations, and in particular to ensure the injection function during defrost cycles.
  • An alternative embodiment to the three-way valve would be to use non-return valves arranged on the supply branches upstream of the control valve.
  • the present invention also relates to a heat pump unit, in particular for the production of hot water, comprising a refrigeration system according to the invention.
  • a heat pump unit in particular for the production of hot water
  • the air / water heat pump units using the refrigerant R410A particularly benefit from the implementation of a refrigeration system according to the invention.
  • the present invention also relates to a method of controlling a refrigeration system, comprising the steps of:
  • a refrigerant injection circuit having a first portion connected to the main circuit downstream of the condenser and a second portion connected to the compressor so as to allow an injection of refrigerant taken from the main circuit in at least one compression chamber compressor,
  • thermo and pressure measuring means designed to measure the temperature and the pressure of the refrigerant at the discharge of the compressor
  • the regulating means comprising closing means movable between opening and closing positions of the injection circuit
  • shut-off means controlling the movements of the shut-off means between their open and closed positions as a function of the temperatures and pressures measured by the measuring means so as to regulate the amount of refrigerant injected into the compressor
  • control step consists in controlling the closure means so that the ratio of the heat exchanged by convection in the condenser to the total heat exchanged in the condenser does not exceed 35% regardless of the point of contact. system operation.
  • the latter further comprises the steps of providing an economizer exchanger designed to allow heat transfer between the refrigerant circulating in the main circuit at a point downstream of the condenser and the refrigerant circulating in the injection circuit at a point downstream of the regulating means, and controlling the closure means such that the difference between the discharge temperature of the compressor and the saturation temperature of the refrigerant at the discharge pressure is maintained at a predetermined value or below a predetermined value, the predetermined value being defined so that the refrigerant at the outlet of the economizer exchanger is in the wet vapor state, by example having a vapor titer of 95% or less.
  • Figure 1 is a schematic view of a heat pump unit according to a first embodiment of the invention.
  • Figure 2 is a diagram illustrating several refrigerating cycles, including the refrigeration cycle of the heat pump unit according to Figure 1, and the saturation curve of the refrigerant.
  • Figure 3 is a diagram illustrating the temperature profiles of the refrigerant in the condenser of the unit of Figure 1.
  • Figure 4 is a schematic view of a heat pump unit according to a second embodiment of the invention.
  • Figure 5 is a diagram illustrating several refrigerating cycles, including the refrigeration cycle of the heat pump unit according to Figure 4, and the saturation curve of the refrigerant.
  • Figure 6 is a schematic view of a heat pump unit according to a third embodiment of the invention.
  • Figure 1 shows schematically the main components of a heat pump unit 1.
  • the heat pump unit 1 comprises a main refrigerant circulation circuit 2 comprising a compressor 3, a condenser 4, an expander 5, and an evaporator 6 connected in series.
  • the pump unit in each case further comprises a refrigerant injection circuit 7 having a first portion connected to the main circuit 2 in front of the condenser 4 and a second portion connected to the compressor 3 so as to allow an injection of refrigerant taken from the main circuit in at least one compression chamber of the compressor.
  • the first portion of the injection circuit 7 is preferably connected to the outlet pipe of the condenser 4.
  • the heat pump unit Although not shown in FIG. 1, the heat pump unit
  • the injection circuit 7 advantageously has a first portion connected to the main circuit downstream of the liquid reservoir.
  • the heat pump unit 1 also comprises a temperature sensor 8 and a pressure sensor 9 respectively designed to measure the temperature and pressure of the refrigerant at the discharge of the compressor 3.
  • the heat pump unit 1 further comprises a flow control valve 1 1 coupled to the injection circuit 7 and designed to regulate the amount of refrigerant injected into the compressor 3.
  • the control valve 1 1 has closure means (not shown in the figures) movable between opening and closing positions of the injection circuit 7, and an electronic controller 1 2 designed to control the movements of the closure means between their open positions and of closing according to the temperatures and pressures measured by the temperature and pressure sensors 8, 9.
  • the regulator valve 1 1 is a pulsed solenoid valve and is of the normally closed type.
  • the regulator valve 1 1 can be equipped with a progressive opening actuator, which can advantageously be of the normally closed type.
  • the injection circuit 7 is designed such that the refrigerant taken downstream of the condenser is conveyed substantially adiabatically to the compressor.
  • the regulation of the opening and closing of the closure means as a function of the temperatures and discharge pressures measured by the measuring means can be achieved in different ways.
  • the electronic controller 12 is designed to control the shutter means so that the difference between the discharge temperature Tr of the compressor and the saturation temperature Td of the refrigerant at the discharge pressure of the compressor is substantially constant, that is to say that the superheat at the discharge of the compressor (ATs) is constant.
  • One can for example choose a regulation criterion ATs 30K approximately when the refrigerant is R410A.
  • ATs a regulation criterion
  • Such a value of ATs makes it possible to limit the proportion of power exchanged by convection to the condenser at 40% of the total power exchanged at the condenser.
  • a control mode of the more elaborate regulating valve 1 1 can be used, it consists in regulating the opening of the latter also in order to keep constant the overheating at the discharge of the compressor ( or overheating at the condenser inlet), but so as to keep constant the ratio of the power exchanged by convection in the condenser on the total power exchanged in the condenser.
  • the knowledge of the enthalpy of the bubble (Hb (P)) and dew (Hd (P)) curves as a function of the pressure is necessary, as well as the enthalpy (Hv (P, T)) of steam depending on the pressure and the temperature.
  • a fixed ratio k 0.20 to 0.25 (20 to 25% of convection-exchanged purity), typical of the standard condenser sizing values, is chosen and the amount of refrigerant injected can then be adjusted. until you get a value
  • H D (H E -k * H F ) / (1 -k) if it is not possible to use this cooling method Hb-H F ).
  • a third control mode of the control valve 1 1 is to increase the flow of fluid injected until, at the limit, reach saturation at the discharge of the compressor.
  • the regulation criterion Tr-Td ATs then remains valid, but with a value of ATs of the order of 5K.
  • the power delivered to the condenser is thus maximum (result obtained at the expense of energy efficiency, but it is not significant given the low cumulative operating time at low ambient temperatures).
  • a fourth control mode of the control valve 1 1 is to reduce the injected fluid flow to obtain overheating at the target discharge ATo, previously determined by characterization of the unit to achieve the temperature level d water required.
  • FIG. 1 Some particular physical points of the main circuit 2 are referenced in FIG. 1: the point A at the intake of the compressor 3 (or the outlet of the evaporator 6), the point D at the discharge of the compressor 3 (or inlet of the condenser 4), the point F at the outlet of the condenser 4 (or inlet of the expander 5), the point G at the outlet of the control valve 1 1, the point H at the outlet of the expander 5 (or inlet of the evaporator 6).
  • Figure 2 shows several refrigerating cycles, where the logarithmic absolute pressure of the refrigerant is represented as a function of its enthalpy.
  • the curve S illustrated in FIG. 2, represents the saturation curve of the refrigerant.
  • the Cr point critical point, separates the saturation curve into two portions: the first portion, having the lowest enthalpy, materializes the transition between the liquid and the wet vapor (located under the bubble curve), while the second portion corresponds to the transition between dry and wet steam (located under the dew curve).
  • the points A, D, F, G and H of the cycle described by the refrigerant correspond to the physical points mentioned in FIG. 1, the points B, C and E correspond to particular states of the refrigerant obtained within the components of the refrigerant. heat pump unit 2, they can not therefore be represented explicitly in FIG. 1.
  • the refrigerant in state A is admitted into the compressor 3, it constitutes the main flow.
  • a first part of the compression is carried out to the state B, where the injection of refrigerant begins.
  • the liquid undercooled by the condenser 4 (state F) is expanded through the control valve 1 1 (state G) and is then mixed with the main flow of the compressor 3.
  • the refrigerant resulting from the mixing process is in state C, whose pressure and enthalpy depend on the quantity of refrigerant actually injected (in the example shown in FIG.
  • the mass flow rate of refrigerant injected corresponds to approximately 30 to 40% of the main mass flow rate the mixing point C is then under the saturation curve, that is to say that it consists of wet steam with a titer of about 90%, but the value of the injected flow rate with respect to the main flow can be adjusted over a wide range using the regulation valve 1 1, and thus the state C can be freely chosen according to the objectives).
  • the refrigerant is then compressed from state C to state D, corresponding to the discharge of compressor 3, located substantially at the condensing pressure in the case shown in FIG. 2.
  • the refrigerant then leaves compressor 3 for the condenser 4, where it undergoes a first phase of desuperheating from D to E, then of condensation of E up to the bubble curve, and finally a subcooling to the state F.
  • the main flow is finally relaxed by the expander 5 of the main circuit 2 to the evaporation pressure (point H), admitted into the evaporator 6, then vaporized to the pinkish curve and finally superheated until returning to the state A, where it is admitted back to the compressor 3.
  • a conventional refrigeration cycle without injection 21 is shown, showing an identified compressor discharge point D 'instead of point D.
  • the refrigerant at the inlet of the condenser is in state D ', which differs from state D by a greatly increased enthalpy, related to a higher discharge temperature.
  • the desuperheating portion (identified as DS ') made by the condenser is greater in the conventional case than for the first embodiment of the invention (identified as DS).
  • a refrigeration cycle with conventional liquid injection 22 is also represented.
  • the conventional liquid injection cycle is intermediate, with a refrigerant at the inlet of the condenser in the state D.
  • the cycle Conventional liquid injection differs from the first embodiment of the invention in that the injection is carried out later in the compression process, and therefore at a higher pressure level,
  • the amount of refrigerant injected being lower, the mixing point C generally remains in the superheated vapor phase as shown in FIG. 2, whereas one of the particularities of the invention is that it makes it possible to obtain mixing points located under the saturation curve.
  • FIG. 3 represents the temperature profiles of the refrigerant and the water of the hot water circuit, for example in a counter-current brazed plate condenser, this type of component being conventionally used in the pump units. air / water heat with R410A.
  • the temperature profiles of the refrigerant are represented as a function of the cumulative heating power received by the water during its passage through the condenser.
  • the comparison of the conventional case without injection (1) and the case with liquid injection according to the first embodiment of the invention (2) is carried out for a constant water regime (same flow rate, level and temperature gradient), at an operating point corresponding to an outside ambient temperature of about -15 ° C. It should be noted that curve 3 represents the temperature profile of the water flowing through the condenser.
  • the discharge temperature is greater than 140 ° C, and there is a temperature difference ⁇ 1> 80 ⁇ between the fluid at the condenser inlet and the water at the condenser outlet.
  • the heat exchanged by convection from 1 to 1 b, desuperheating of the refrigerant
  • the inlet temperature of the refrigerant is greatly reduced, and simultaneously, the mass flow of refrigerant to the condenser is increased.
  • FIG. 4 shows a heat pump unit according to a second embodiment of the invention which differs from that shown in FIG. 1 essentially in that the injection circuit comprises an isolation valve 13 situated upstream of the a control valve 1 1 and an economizer exchanger 14 situated in front of the regulating range, the economizer exchanger 14 being designed to allow heat transfer between the refrigerant circulating in the main circuit at a point downstream the condenser 4 and the refrigerant flowing in the injection circuit 7 at a point downstream of the regulator valve 1 1 (that is to say between the liquid undercooled main circuit and the liquid-vapor mixture withdrawn and expanded from the injection circuit).
  • FIG. 5 represents, in a manner similar to FIG.
  • the refrigerating cycle 20 being used as a complement to the invention (corresponding to the injection of wet steam from the economizer exchanger 14), the non-injection cycle 21, and the comparative conventional cycle with superheated steam injection 22 (cycle obtained with the aid of a unit comprising an injection circuit comprising an economizer exchanger and a control valve controlled according to the output superheat the economizer heat exchanger only).
  • the points A, D, F, G, G ', H and I of the cycle described by the fluid correspond to the physical points mentioned in FIG. 4, the points B, C and E correspond to particular states of the fluid obtained within the components, therefore not identified in Figure 4.
  • FIG. 6 schematically represents the main components of an exemplary embodiment of a heat pump unit 1 bis, different from the heat pump unit 1 in that it comprises additional components making it suitable for reversible operation. .
  • the heat pump unit 1a comprises a main refrigerant circulation circuit 2 comprising a compressor 3, a water condenser 4, a bidirectional expansion valve 5, and an air evaporator 6, a four-way valve 16 and a valve three-way 17.
  • the four-way 16 and three-way 17 valves make it possible to reconfigure the flow of a "hot” mode as represented in solid lines, to a "cold” mode (in cold production or to carry out the cycles of defrosting the evaporator) shown in dashed lines.
  • the compressor 3 In the "cold" mode, the compressor 3 is forced back into the air evaporator 6 and no longer into the water condenser 4, the latter being supplied by the bidirectional expansion valve 5; this mode of operation corresponds to a water chiller with air condenser, or to a cycle reversal defrosting period during heat pump operation.
  • the three-way valve 17 makes it possible to supply liquid refrigerant with the regulation valve 1 1 whatever the mode of operation.
  • check valves (not shown in Figure 6) arranged on the supply branches of the control valve would provide the same function.
  • the injection circuit 7 should advantageously be deactivated during the transient operating phases, such as starts, stops, and during the cycle reversals preceding and following a defrosting. . Deactivation This will consist of gradually reducing the opening periods until permanent closure and then de-energizing the single control valve.
  • the injection circuit will be deactivated during the same transient phases, as well as during all the deicing phases for the reversible units, the procedure will consist in closing the isolation valve 13 after a progressive reduction the flow rate injected using the control valve 1 1.
  • the injection circuit will advantageously be deactivated in the cold production mode, so as not to handicap the energy efficiency.
  • the third control mode described above may be used to limit the duration of the defrosting cycle (additional power available thanks to the injection, combined with better distribution in the evaporator channels due to increased mass flow) and thus improve the energy efficiency and comfort of the user.
  • the invention is not limited to the embodiments of this refrigeration system, described above as examples, it encompasses all the variants.

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Abstract

Système de réfrigération et unité de pompe à chaleur comprenant un tel système Ce système de réfrigération comprend un circuit principal (2) de circulation d'un fluide frigorigène comportant un condenseur (4), un détendeur (5), un évaporateur (6) et un compresseur (3) reliés en série, un circuit d'injection (7) de fluide frigorigène conçu pour permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur, des moyens de mesure (8, 9) des température et pression de refoulement du compresseur, et des moyens de régulation (11) couplés au circuit d'injection et conçus pour réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur, les moyens de régulation comprenant des moyens d'obturation mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection, et des moyens de commande (12) conçus pour commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les moyens de mesure.

Description

Système de réfrigération et unité de pompe à chaleur
comprenant un tel système
La présente invention concerne un système de réfrigération, et plus particulièrement une unité de pompe à chaleur, notamment pour la production d'eau chaude.
Une unité de pompe à chaleur comprend de façon connue un circuit principal de circulation d'un fluide frigorigène comportant un condenseur, un détendeur, un évaporateur et un compresseur reliés en série.
Les pompes à chaleur air/eau sont de plus en plus utilisées en production d'eau chaude et en rénovation de systèmes de chauffage (par exemple en remplacement de chaudières alimentant des radiateurs à haute température), elles nécessitent alors de plus fortes températures de condensation que dans le cas où elles sont utilisées pour alimenter des ventilo- convecteurs ou des planchers chauffants. Lors du fonctionnement aux basses températures ambiantes, un taux de compression élevé est imposé au compresseur, qui conduit à des températures de refoulement élevées. Au niveau du condenseur, le gradient de température élevé subi par le fluide frigorigène lors de sa désurchauffe a pour conséquence que la proportion de chaleur échangée par convection au sein du condenseur est prépondérante devant la chaleur échangée par condensation, ce qui dégrade alors l'efficacité de ce dern ier. La réduction de la proportion de puissance échangée par condensation condu it d'une part à augmenter la surface d'échange du condenseur, et d'autre part à redéfinir les zones relatives du condenseur dédiées à la désurchauffe et à la condensation. Lorsqu'un fluide frigorigène à température critique modérée est utilisé, comme le R410A, cet effet est amplifié par la réduction de la chaleur latente de condensation disponible aux températures élevées. Des condenseurs spécifiques pourvus d'une zone dédiée à la désurchauffe sont alors nécessaires afin d'assurer un transfert de chaleur satisfaisant vers le circuit d'eau chaude, entraînant un surcoût pour l'installation.
Un autre inconvénient inhérent aux pompes à chaleur air/eau est la diminution de la capacité de chauffage de l'unité lors du fonctionnement aux basses températures ambiantes décrit plus haut, ce qu i condu it soit à sélectionner des tailles de compresseur supérieures pour satisfaire le besoin sur une durée de fonctionnement réduite de l'année, soit à utiliser une résistance électrique auxiliaire. Le document JP 2006 234 363 décrit un système de réfrigération, comprenant :
- un circuit principal de circulation d'un fluide frigorigène comportant successivement un condenseur, un détendeur, un évaporateur et un compresseur reliés en série,
- un circuit d'injection de fluide frigorigène ayant une première portion reliée au circuit principal en aval du condenseur et une seconde portion reliée au compresseur de manière à permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur,
- des moyens de mesure de température et de pression conçus pour mesurer la température et la pression du fluide frigorigène au refoulement du compresseur, et
- des moyens de régulation couplés au circuit d'injection et conçus pour réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur, les moyens de régulation comprenant des moyens d'obturation mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection, et des moyens de commande conçus pour commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les moyens de mesure.
La régulation de l'ouverture et la fermeture des moyens d'obturation en fonction des températures et pressions de refoulement mesurées par les moyens de mesure permet de réguler l'injection de fluide frigorigène dans le compresseur en fonction de propriétés thermodynamiques du fluide frigorigène au refoulement du compresseur, ce qui permet de maîtriser les caractéristiq ues d u fl u ide frigorigène pénétrant dans le condenseur, donc d'améliorer l'efficacité de ce dernier.
Bien que le système de réfrigération décrit dans le document JP 2006 234 363 améliore les performances du condenseur, il présente toutefois des inconvénients.
Le système de réfrigération décrit dans le document JP 2006 234 363 comprend un compresseur à vis et des moyens de commande conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement soit inférieure à 10°C, et plus particulièrement proche de 0°C. Il convient de noter que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement du compresseur est également appelée « surchauffe au refoulement du compresseur ».
Lorsque le fluide frigorigène destiné à traverser le compresseur à vis est de type R1 34A, une telle valeur de surchauffe peut être aisément obtenue avec un débit injecté d'environ 20% du débit masse aspiré par le compresseur.
Cependant, pour un fluide frigorigène tel que le R410A, une telle surchauffe au refoulement du compresseur ne peut être obtenue qu'avec un débit injecté d'environ 70% ou plus du débit masse aspiré par le compresseur.
Or, pour assurer un tel débit, il est connu de réaliser le circuit d'injection à l'aide de canalisations de dimensions importantes.
De telles canalisations compliquent l'implantation du système de réfrigération sur site, et augmentent considérablement l'impact du volume mort constitué par les canalisations formant le circuit d'injection lorsque l'injection est désactivée, ce qui nuit aux performances du compresseur.
La présente invention vise à remédier à tout ou partie de ces inconvénients.
Le problème technique à la base de l'invention consiste avantageusement à fournir un système de réfrigération qui soit de structure simple et économique, adapté pour fonctionner avec des écarts de température élevés entre l'évaporation et la condensation, et performant quel que soit le fluide frigorigène utilisé, tout en conservant des condenseurs standards.
A cet effet, l'invention concerne un système de réfrigération du type précité dans lequel le circuit d'injection comporte un ou plusieurs orifices d'injection débouchant dans une ou plusieurs chambres de compression du compresseur, chaque orifice d'injection étant configuré de telle sorte que le fluide frigorigène du circuit d'injection soit mélangé avec le fluide frigorigène partiellement comprimé dans la chambre de compression correspondante avant que le fluide frigorigène partiellement comprimé ne subisse une réduction de volume d'un facteur sensiblement égal à 2,5.
Une telle configuration des orifices d'injection permet d'obtenir une différence de pression élevée entre la pression du fluide frigorigène injecté et la pression moyenne régnant dans la chambre de compression correspondante, ce qui permet de maximiser le débit maximum pouvant être potentiellement injecté dans ladite chambre pour une pression de condensation donnée, tout en réalisant le circuit d'injection à l'aide de canalisations de faibles dimensions. Il en résulte une minimisation de l'impact du volume mort constitué par les canalisations formant le circuit d'injection lorsque l'injection est désactivée, ce qui améliore les performances du compresseur, et donc du système de réfrigération.
En outre, une telle régulation de l'ouverture et la fermeture des moyens d'obturation associée à une telle configuration des orifices d'injection permet, si cela est souhaité, de réguler l'injection de fluide frigorigène de manière à obtenir des débits injectés pouvant aller jusqu'à 60 à 80% ou plus du débit masse aspiré par le compresseur sur les points de fonctionnement extrêmes, sans que cela ne nuise aux performances du compresseur lorsque l'injection est désactivée. De telles valeurs de débits au refoulement du compresseur se traduisent par une augmentation de la puissance absorbée (débit masse aug menté de 60 à 80% su r la majorité du processus de compression). Cette puissance additionnelle se retrouvant au condenseur, un surcroît de capacité de chauffage, typiquement de l'ordre de 10%, est envisageable par rapport aux solutions conventionnelles, ce qui est particulièrement bénéfique aux points de fonctionnements envisagés car le besoin de chauffage y est maximal. De ce fait, pour un débit masse à l'évaporateur de 100, le condenseur sera traversé par un débit masse de 160 à 180.
Avantageusement, le circuit d'injection est conçu de telle sorte que l'injection de fluide frigorigène dans une chambre de compression du compresseur débute juste après la fin du processus d'aspiration relatif à ladite chambre.
Selon un mode de réalisation, les moyens de commande sont conçus pour commander les moyens d'obturation en fonction de la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement du compresseur. La température de refoulement du compresseur et la pression de refoulement du compresseur correspondent respectivement aux valeurs mesurées par les moyens de mesure, tandis que la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement du compresseur est avantageusement déduite à partir d'abaques mémorisés dans les moyens de commande.
Ainsi, le mode de réalisation évoqué ci-dessus permet d'injecter, en cours de compression, une quantité variable de fluide frigorigène prélevée en aval du condenseur, et à réguler la quantité injectée sur un critère de surchauffe au refoulement du compresseur. Ces dispositions permettent de contrôler la surchauffe au refoulement du compresseur et de maintenir cette dernière dans des plages de valeurs souhaitées. Il est de ce fait possible de maîtriser la proportion de chaleur échangée par condensation au sein du condenseur, donc d'améliorer l'efficacité du condenseur. Il est de ce fait possible d'obtenir un système de réfrigération autorisant une température de condensation élevée, tout en conservant un condenseur standard.
Avantageusement, le circuit d'injection est conçu de telle sorte que le fluide frigorigène prélevé en aval du condenseur est acheminé de manière sensiblement adiabatique au compresseur. Avec cet arrangement, l'enthalpie du fluide frigorigène injecté est minimale et, in fine, la surchauffe au refoulement du compresseur est minimisée pour un débit injecté donné. Il en résulte une amélioration de l'efficacité du condenseur.
Selon une variante de réalisation, les moyens de commande sont conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement soit sensiblement constante ou inférieure à une valeur prédéterminée. Ces dispositions permettent de s'assurer que la proportion de chaleur échangée par condensation au sein du condenseur soit maintenue supérieure à une valeur prédéterminée quelles que soient les conditions de fonctionnement du système.
Selon un premier mode de réalisation, les moyens de commande sont conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que le rapport de la chaleur échangée par convection dans le condenseur sur la chaleur totale échangée dans le condenseur n'excède pas 35% quel que soit le point de fonctionnement du système. La plage de fonctionnement d'un système util isant le fl u ide frigorigène R41 0A comprend avantageusement une température d'évaporation comprise entre -30 et +20°C, et une température de condensation comprise entre +20 et +70°C. Cette régulation a l'avantage de faire fonctionner le condenseur avec des zones physiques où s'effectuent la désurchauffe et la condensation qui restent inchangées quelles que soient les évolutions de l'évaporation et de la condensation, ce qui permet donc l'utilisation de condenseurs standards pour le système selon l'invention. Avantageusement, le fluide frigorigène circulant dans le circuit principal est du R410A.
Selon un deuxième mode de réalisation, le système de réfrigération comprend un échangeur économiseur conçu pour permettre un transfert de chaleur entre le fluide frigorigène circulant dans le circuit principal en un point situé en aval du condenseur et le fluide frigorigène circulant dans le circuit d'injection en un point situé en aval des moyens de régulation.
La présence d'un tel échangeur économiseur permet d'augmenter l'enthalpie du fluide frigorigène avant son injection dans le compresseur, ce qui a pour conséquence d'augmenter la capacité du système, ainsi que son efficacité. En outre, du fait que la régulation de la quantité de fluide frigorigène injectée soit réalisée à partir de paramètres thermodynamiques au refoulement du compresseur, il est possible de commander l'ouverture des moyens d'obturation de telle sorte que le fluide frigorigène en sortie de l'échangeur économiseur soit de la vapeur sèche ou de la vapeur humide. Les moyens de commande peuvent avantageusement être conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement soit maintenue à une valeur prédéterm iné ou inférieure à une valeur prédéterminée, la valeur prédéterminée étant définie de manière à ce que le fluide frigorigène en sortie de l'échangeur économiseur soit à l'état de vapeur humide, par exemple ayant un titre de vapeur de 95% ou moins.
Selon un mode de réalisation de l'invention, le compresseur est un compresseur à spirales.
Préférentiellement, les moyens de régulation comportent une électrovanne et un contrôleur électronique agencé pour commander l'électrovanne de préférence par impulsions électriques. Ces dispositions permettent de réguler une plage étendue de débits injectés par simple modulation des durées d'impulsion. De préférence, la vanne de régulation est du type normalement fermée. Ces dispositions permettent de se passer d'une vanne d'isolement additionnelle positionnée en amont de la vanne de régulation, donc de limiter les coûts du système. Une autre solution consiste à utiliser une vanne de régulation à ouverture progressive et un contrôleur électronique agencé pour commander la vanne de régulation à ouverture progressive. Avantageusement, la vanne de régulation est motorisée et permet un contrôle progressif du débit.
Selon un mode de réalisation de l'invention, le système de réfrigération peut être réversible dans le but de fonctionner à la demande, soit en production de chaud (pompe à chaleur), soit en production de froid (climatiseur ou cycle de dégivrage en mode pompe à chaleur), et de ce fait comprendre une vanne 4 voies disposée entre le compresseur et le circuit principal. Dans ce cas, le circuit d'injection comporte avantageusement une vanne 3 voies agencée pour permettre son alimentation en fluide frigorigène indifféremment dans les deux configurations, et en particulier d'assurer la fonction d'injection lors des cycles de dégivrage. Une réalisation alternative à la vanne trois voies consisterait à utiliser des clapets anti-retour disposés sur les branches d'alimentation en amont de la vanne de régulation.
La présente invention concerne également une unité de pompe à chaleur, notamment pour la production d'eau chaude, comprenant un système de réfrigération selon l'invention. Les unités de pompe à chaleur air/eau utilisant le fluide frigorigène R410A bénéficient particulièrement de la mise en œuvre d'un système de réfrigération selon l'invention.
La présente invention concerne également un procédé de contrôle d'un système de réfrigération, comprenant les étapes consistant à :
- prévoir un circuit principal de circulation d'un fluide frigorigène comportant successivement un condenseur, un détendeur, un évaporateur et un compresseur reliés en série,
- prévoir un circuit d'injection de fluide frigorigène ayant une première portion reliée au circuit principal en aval du condenseur et une seconde portion reliée au compresseur de manière à permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur,
- prévoir des moyens de mesure de température et de pression conçus pour mesurer la température et la pression du fluide frigorigène au refoulement du compresseur, et
- prévoir des moyens de régulation couplés au circuit d'injection, les moyens de régulation comprenant des moyens d'obturation mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection, et
- commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les moyens de mesure de man ière à réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur,
caractérisé en ce que l'injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans une chambre de compression du compresseur est réalisée avant que le fluide frigorigène préalablement comprimé dans la chambre de compression ne subisse une réduction de volume d'un facteur sensiblement égal à 2,5.
Avantageusement, l'étape de commande consiste à commander les moyens d'obturation de telle sorte que le rapport de la chaleur échangée par convection dans le condenseur sur la chaleur totale échangée dans le condenseur n'excède pas 35% quel que soit le point de fonctionnement du système.
Selon un mode de mise en œuvre du procédé selon l'invention, ce dernier comprend en outre les étapes consistant à prévoir un échangeur économiseur conçu pour permettre un transfert de chaleur entre le fluide frigorigène circulant dans le circuit principal en un point situé en aval du condenseur et le fluide frigorigène circulant dans le circuit d'injection en un point situé en aval des moyens de régulation, et à commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement soit maintenue à une valeur prédéterminé ou inférieure à une valeur prédéterminée, la valeur prédéterminée étant définie de manière à ce que le fluide frigorigène en sortie de l'échangeur économiseur soit à l'état de vapeur humide, par exemple ayant un titre de vapeur de 95% ou moins.
De toute façon, l'invention sera bien comprise à l'aide de la description qui suit en référence au dessin schématique annexé représentant, à titre d'exemple non limitatif, une forme d'exécution de ce système.
Figure 1 est une vue schématique d'une unité de pompe à chaleur selon un premier mode de réalisation de l'invention.
Figure 2 est un diagramme illustrant plusieurs cycles frigorifiques, dont le cycle frigorifique de l'unité de pompe à chaleur selon la figure 1 , et la courbe de saturation du fluide frigorigène.
Figure 3 est un diagramme illustrant les profils de températures du fluide frigorigène dans le condenseur de l'unité de la figure 1 . Figure 4 est une vue schématique d'une unité de pompe à chaleur selon un deuxième mode de réalisation de l'invention.
Figure 5 est un diagramme illustrant plusieurs cycles frigorifiques, dont le cycle frigorifique de l'unité de pompe à chaleur selon la figure 4, et la courbe de saturation du fluide frigorigène.
Figure 6 est une vue schématique d'une unité de pompe à chaleur selon un troisième mode de réalisation de l'invention.
La figure 1 représente schématiquement les composants principaux d'une unité de pompe à chaleur 1 .
L'unité de pompe à chaleur 1 comprend un circuit principal 2 de circulation de fluide frigorigène comportant un compresseur 3, un condenseur 4, un détendeur 5, et un évaporateur 6 connectés en série.
L'u n ité de pom pe à cha leu r 1 comprend en outre un circuit d'injection de fluide frigorigène 7 ayant une première portion reliée au circuit principal 2 en ava l d u condenseur 4 et une seconde portion reliée au compresseur 3 de manière à permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur. La première portion du circuit d'injection 7 est de préférence connectée à la tubulure de sortie du condenseur 4.
Bien que non représenté sur la figure 1 , l'unité de pompe à chaleur
1 peut additionnellement comprendre un réservoir de liquide inséré entre le cond en seu r et l e d étend eu r, d a n s ce cas l e circuit d'injection 7 aura avantageusement une première portion reliée au circuit principal en aval du réservoir de liquide.
L'unité de pompe à chaleur 1 comprend également un capteur de température 8 et u n capteu r d e pression 9 conçus respectivement pour mesurer la température et la pression du fluide frigorigène au refoulement du compresseur 3.
L'un ité de pompe à chaleur 1 comprend de plus une vanne de régulation de débit 1 1 couplée au circuit d'injection 7 et conçue pour réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur 3. La vanne de régulation 1 1 comporte des moyens d'obturation (non représentés sur les figures) mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection 7, et un contrôleur électronique 1 2 conçu pour commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les capteurs de température et de pression 8, 9.
Avantageusement, la vanne de régulation 1 1 est une électrovanne à impulsions et est du type normalement fermée. Alternativement, la vanne de régulation 1 1 peut être équipée d'un actionneur à ouverture progressive, pouvant être avantageusement de type normalement fermé.
Le circuit d'injection 7 est conçu de telle sorte que le fluide frigorigène prélevé en aval du condenseur soit acheminé de manière sensiblement adiabatique au compresseur.
La régulation de l'ouverture et la fermeture des moyens d'obturation en fonction des températures et pressions de refoulement mesurées par les moyens de mesure peut être réalisée de différentes manières.
Selon un premier mode de pilotage de la vanne de régulation 1 1 , le contrôleur électronique 12 est conçu pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement Tr du compresseur et la température de saturation Td du fluide frigorigène à la pression de refoulement du compresseur soit sensiblement constante, c'est-à- dire de telle sorte que la surchauffe au refoulement du compresseur (ATs) soit constante.
L'on peut par exemple choisir un critère de régulation ATs=30K environ lorsque le fluide frigorigène est le R410A. Une telle valeur de ATs permet de limiter la proportion de puissance échangée par convection au condenseur à 40% de la puissance totale échangée au condenseur. La température de saturation du fluide à la pression de refoulement étant connue, la quantité de fluide frigorigène injectée peut alors être ajustée jusqu'à obtenir une valeur Tr-Td = ATs.
Pour une optimisation plus fine du condenseur 4, un mode de pilotage de la vanne de régulation 1 1 plus élaboré peut être utilisé, il consiste à réguler l'ouverture de cette dernière non plus de manière à maintenir constante la surchauffe au refoulement du compresseur (ou surchauffe à l'entrée du condenseur), mais de manière à maintenir constant le rapport de la puissance échangée par convection dans le condenseur sur la puissance totale échangée dans le condenseur. Pour cela, la connaissance de l'enthalpie des courbes de bulle (Hb(P)) et de rosée (Hd(P)) en fonction de la pression est nécessaire, de même que l'enthalpie (Hv(P,T)) de vapeur en fonction de la pression et de la température. On choisit alors par exemple un rapport fixe k=0,20 à 0,25 (20 à 25% de pu issance échangée par convection), typique des valeurs de dimensionnement des condenseurs standards, et la quantité de fluide frigorigène injectée peut alors être ajustée jusqu'à obtenir une valeur
Hv=(Hd-k*Hb)/(1 -k)
(ou, en référence aux points de la figure 2 mentionnés ci-après, HD=(HE-k*HF)/(1 -k) s i l 'o n n ég l i g e l a p u i ssa n ce éch a n g ée pa r so u s refroidissement du liquide Hb- HF).
On peut remarquer que, en fonction du compromis choisi sur le dimensionnement du condenseur 4, on peut avoir intérêt ponctuellement à injecter du fluide frigorigène en grande quantité, ou inversement à limiter la quantité injectée autant que possible, ce cas correspond à un besoin de chauffage maximal.
Ainsi, un troisième mode de pilotage de la vanne de régulation 1 1 consiste à augmenter le débit de fluide injecté jusque, à la limite, atteindre la saturation au refoulement du compresseur. Le critère de régulation Tr-Td = ATs reste alors valable, mais avec une valeur de ATs de l'ordre de 5K. La puissance délivrée au condenseur est ainsi maximale (résultat obtenu au détriment de l'efficacité énergétique, mais celle-ci n'est pas significative au vu de la faible durée de fonctionnement cumulée aux basses températures ambiantes).
A l'opposé, on peut avoir intérêt à limiter la quantité de fluide frigorigène injectée autant que possible (cas correspondant à un besoin ponctuel de température maximal d'eau chaude), par exemple pour effectuer les montées en température périodiques requises des circuits d'eau chaude sanitaire afin d'éviter la prolifération de bactéries. Ce mode de pilotage, associé à un compresseur capable de fonctionner avec des températures de refoulement élevées (typiquement supérieures à 140°C) permet de s'affranchir d'une résistance électrique auxiliaire, et ainsi de réduire le coût de l'unité. Ainsi un quatrième mode de pilotage de la vanne de régulation 1 1 consiste à diminuer le débit de fluide injecté jusqu'à obtenir une surchauffe au refoulement cible ATo, préalablement déterminée par caractérisation de l'unité pour permettre d'atteindre le niveau de température d'eau requis.
Certains points physiques particuliers du circuit principal 2 sont référencés sur la figure 1 : le point A à l'aspiration du compresseur 3 (ou sortie de l'évaporateur 6), le point D au refoulement du compresseur 3 (ou entrée du condenseur 4) , le point F à la sortie du condenseur 4 (ou entrée du détendeur 5), le point G à la sortie de la vanne de régulation 1 1 , le point H à la sortie du détendeur 5 (ou entrée de l'évaporateur 6).
La figure 2 représente plusieurs cycles frigorifiques, où le logarithmique de la pression absolue du fluide frigorigène est représenté en fonction de son enthalpie. La courbe S, illustrée sur la figure 2, représente la courbe de saturation du fluide frigorigène. Le point Cr, point critique, sépare la courbe de saturation en deux portions : la première portion, ayant la plus faible enthalpie, matérialise la transition entre le liquide et la vapeur humide (située sous la courbe de bulle), tandis que la seconde portion correspond à la transition entre la vapeur sèche et la vapeur humide (située sous la courbe de rosée). Les points A, D, F, G et H du cycle décrit par le fluide frigorigène correspondent aux points physiques mentionnés à la figure 1 , les points B, C et E correspondent à des états particuliers du fluide frigorigène obtenus au sein des composants de l'unité de pompe à chaleur 2, ils ne peuvent donc pas être représentés explicitement sur la figure 1 .
Dans ce qui suit, on trouvera une brève description comparative des transformations subies par le fluide frigorigène au cours du cycle frigorifique 20 relatif au premier mode de réalisation décrit, par rapport aux cycles conventionnels à injection liquide (c'est-à-dire aux cycles obtenus à l'aide d'une unité comprenant un circuit d'injection comportant une vanne de régulation pilotée en fonction de la température de refoulement du compresseur uniquement), et sans injection.
Selon le premier mode de réalisation, le fluide frigorigène à l'état A est admis dans le compresseur 3, il constitue le débit principal. Une première partie de la compression est effectuée jusqu'à l'état B, où l'injection de fluide frigorigène débute. Pour cela du liquide sous-refroidi par le condenseur 4 (état F) est détendu au travers de la vanne de régulation 1 1 (état G), puis est mélangé au débit principal du compresseur 3. Le fluide frigorigène résultant du processus de mélange est à l'état C, dont la pression et l'enthalpie dépendent de la quantité de fluide frigorigène effectivement injectée (dans l'exemple représenté sur la figure 2, le débit massique de réfrigérant injecté correspond à environ 30 à 40% du débit massique principal, le point de mélange C se situe alors sous la courbe de saturation, c'est-à-dire qu'il est constitué de vapeur humide ayant un titre de 90% environ ; mais la valeur du débit injecté par rapport au débit principal peut être ajustée sur une large plage à l'aide de la vanne de régulation 1 1 , et ainsi l'état C peut être librement choisi en fonction des objectifs visés). Le fluide frigorigène est ensuite comprimé depuis l'état C jusqu'à l'état D, correspondant au refoulement du compresseur 3, situé sensiblement à la pression de condensation dans le cas représenté à la figure 2. Le fluide frigorigène quitte alors le compresseur 3 pour le condenseur 4, où il subit une première phase de désurchauffe de D à E, puis de condensation de E jusqu'à la courbe de bulle, et enfin un sous refroidissement jusqu'à l'état F. Le débit principal est enfin détendu par le détendeur 5 du circuit principal 2 jusqu'à la pression d'évaporation (point H), admis dans l'évaporateur 6, puis vaporisé jusqu'à la courbe rosée et enfin surchauffé jusqu'à revenir à l'état A, où il est admis de nouveau au compresseur 3.
Su perposé a u cycl e d écrit pl u s h a ut, u n cycl e frigorifique conventionnel sans injection 21 est représenté, faisant apparaître un point de refoulement compresseur identifié D', au lieu du point D. On peut remarquer que le fluide frigorigène à l'entrée du condenseur est à l'état D', qui diffère de l'état D par une enthalpie fortement augmentée, liée à une température de refoulement supérieure. En conséquence, la portion de désurchauffe (identifiée DS') effectuée par le condenseur est plus importante dans le cas conventionnel que pour le premier mode de réalisation de l'invention (identifié DS).
Superposé aux cycles décrits plus haut, un cycle frigorifique avec injection liquide conventionnelle 22 est également représenté. En termes de surchauffe au refoulement du compresseur, le cycle avec injection liquide conventionnelle est intermédiaire, avec un fluide frigorigène à l'entrée du condenseur à l'état D". Selon la plupart des réalisations (non représentées sur le schéma), le cycle à injection liquide conventionnelle diffère du premier mode de réalisation de l'invention en ce que l'injection s'effectue plus tard dans le processus de compression, et donc à un niveau de pression plus élevé. De plus, la quantité de fluide frigorigène injectée étant plus faible, le point de mélange C reste généralement en phase vapeur surchauffée comme représenté sur la figure 2, alors qu'une des particularités de l'invention est de permettre d'obtenir des points de mélange situés sous la courbe de saturation.
La figure 3 représente les profils de température du fluide frigorigène et d e l'eau du circu it d'eau chaude, par exemple dans un condenseur à plaques brasées fonctionnant à contre-courant, ce type de composant étant conventionnellement utilisé dans les unités de pompe à chaleur air/eau au R410A. Les profils de température du fluide frigorigène sont représentés en fonction de la puissance calorifique cumulée reçue par l'eau lors de sa traversée du condenseur. La comparaison du cas conventionnel sans injection (1 ) et du cas avec injection liqu ide selon le premier mode de réalisation de l'invention (2) est effectuée pour un régime d'eau constant (débit, niveau et gradient de température identiques), à un point de fonctionnement correspondant à une température ambiante extérieure d'environ -15°C. Il est à noter que la courbe 3 représente le profil de température de l'eau traversant le condenseur.
Dans le cas conventionnel, la température de refoulement est supérieure à 140°C, et il existe un écart de température ΔΤ1 >80Κ entre le fluide en entrée de condenseur et l'eau en sortie de condenseur. De plus, la chaleur échangée par convection (de 1 a à 1 b, désurchauffe du fluide frigorigène) est prépondérante devant celle échangée par condensation (de 1 b à 1 c) . Dans le cas de l'injection de réfrigérant selon le premier mode de réal isation de l'invention, la température d'entrée du fluide frigorigène est fortement diminuée, et simultanément, le débit masse de fluide frigorigène au condenseur est augmenté. Les conséquences sont un écart de température fluide frigorigène/eau fortement d im inué ΔΤ2<30Κ et une proportion de puissance échangée par condensation (de 2b à 2c) qui redevient majoritaire. Les irréversibilités thermodynamiques dues aux forts écarts de températures étant fortement diminuées, l'efficacité du condenseur est améliorée grâce à la présente invention. De plus, l'augmentation des vitesses d'écoulement du fluide frigorigène, couplé aux meilleurs coefficients d'échange par condensation par rapport à la convection, permettent d'optimiser la surface d'échange du condenseur par rapport à un condenseur conventionnel.
La figure 4 représente une unité de pompe à chaleur selon un deuxième mode de réalisation de l'invention qui diffère de celui représenté sur la figure 1 essentiellement en ce que le circuit d'injection comprend une vanne d'isolement 13 située en amont de la vanne de régulation 1 1 et un échangeur économiseur 14 situ é e n ava l d e l a va n n e d e rég u l at ion , l 'échangeur économiseur 14 étant conçu pour permettre un transfert de chaleur entre le fluide frigorigène circulant dans le circuit principal en un point situé en aval du condenseur 4 et le fluide frigorigène circulant dans le circuit d'injection 7 en un point situé en aval de la vanne de régulation 1 1 (c'est-à-dire entre le liquide sous refroidi du circuit principal et le mélange liquide-vapeur soutiré et détendu du circuit d'injection). La figure 5 représente, de manière similaire à la figure 2, le cycle frigorifique 20 se l o n l e d e u x i è m e m od e d e réa l i sation de l ' i nvention (correspondant à l'injection de vapeur humide issue de l'échangeur économiseur 14), le cycle sans injection 21 , et le cycle conventionnel comparatif à injection de vapeur surchauffée 22 (cycle obtenu à l'aide d'une unité comprenant un circuit d'injection comportant un échangeur économiseur et une vanne de régulation pilotée en fonction de la surchauffe en sortie de l'échangeur économiseur uniquement). Les points A, D, F, G, G', H et I du cycle décrit par le fluide correspondent aux points physiques mentionnés sur la figure 4, les points B, C et E correspondent à des états particuliers du fluide obtenus au sein des composants, donc non identifiés sur la figure 4.
La figure 6 représente schématiquement les composants principaux d'un exemple de réalisation d'unité de pompe à chaleur 1 bis, différente de l'unité de pompe à chaleur 1 en ce qu'elle comporte des composants additionnels la rendant apte à un fonctionnement réversible.
L'unité de pompe à chaleur 1 bis comprend un circuit principal 2 de circulation de fluide frigorigène comportant un compresseur 3, un condenseur à eau 4, un détendeur bidirectionnel 5, et un évaporateur à air 6, une vanne quatre voies 16 et une vanne trois voies 17. Les vannes quatre voies 16 et trois voies 17 permettent de reconfigurer le circu it d'un mode « chaud » tel que représenté en traits pleins, à un mode « froid » (en production de froid ou pour effectuer les cycles de dégivrage de l'évaporateur) représenté en traits pointillés. Dans le mode « froid », le compresseur 3 refoule dans l'évaporateur à air 6 et non plus dans le condenseur à eau 4, celui-ci étant alimenté par le détendeur bidirectionnel 5 ; ce mode de fonctionnement correspond à un refroidisseur d'eau avec condenseur à air, ou à une période de dégivrage par inversion de cycle lors d'un fonctionnement pompe à chaleur. La vanne trois voies 17 permet d'alimenter en fluide frigorigène liquide la vanne de régulation 1 1 quel que soit le mode de fonctionnement. Alternativement à une vanne trois voies, des clapets anti-retour (non représentés sur la figure 6) disposés sur les branches d'alimentation de la vanne de régulation apporterait la même fonction.
Dans le cas du premier mode de réalisation, le circuit d'injection 7 devra avantageusement être désactivé lors des phases de fonctionnement transitoires, telles que les démarrages, les arrêts, ainsi qu'au cours des inversions de cycle précédant et faisant suite à un dégivrage. La désactivation consistera à rédu ire progressivement les périodes d'ouverture jusqu'à fermeture permanente, puis à mettre hors tension la vanne unique de régulation.
Dans le cas du deuxième mode de réalisation, le circuit d'injection sera désactivé lors des mêmes phases transitoires, ainsi que durant toutes les phases de dégivrage pour les unités réversibles, la procédure consistera à fermer la vanne d'isolement 13 après une réduction progressive du débit injecté à l'aide de la vanne de régulation 1 1 .
Da n s l e ca s d'unités réversibles selon le premier mode de réalisation, le circuit d'injection sera avantageusement désactivé en mode de production de froid, afin de ne pas handicaper l'efficacité énergétique.
Pour ces mêmes un ités, lors des dég ivrages (en dehors des phases transitoires décrites plus haut), le troisième mode de pilotage décrit ci- dessus pourra être utilisé pour limiter la durée du cycle de dégivrage (surcroît de puissance disponible grâce à l'injection, allié à une meilleure distribution dans les canaux de l'évaporateur du fait du débit masse augmenté) et ainsi améliorer l'efficacité énergétique et le confort de l'utilisateur.
Comme il va de soi, l'invention ne se limite pas aux seules formes d'exécution de ce système de réfrigération, décrites ci-dessus à titre d'exemples, elle en embrasse au contraire toutes les variantes de réalisation.

Claims

REVENDICATIONS
1 . Système de réfrigération, comprenant :
- un circu it principal (2) de circulation d'un fluide frigorigène comportant successivement un condenseur (4), u n d étendeu r (5), un évaporateur (6) et un compresseur (3) reliés en série,
- un circuit d'injection (7) de fluide frigorigène ayant une première portion reliée au circuit principal (2) en aval du condenseur et une seconde portion reliée au compresseur (3) de manière à permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur,
- des moyens de mesure de température et de pression (8, 9) conçus pour mesurer la température et la pression du fluide frigorigène au refoulement du compresseur, et
- des moyens de régulation (1 1 ) couplés au circuit d'injection et conçus pour réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur, les moyens de régulation comprenant des moyens d'obturation mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection, et des moyens de commande (12) conçus pour commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les moyens de mesure, caractérisé en ce que le circuit d'injection (7) comporte un ou plusieurs orifices d'injection débouchant dans une ou plusieurs chambres de compression du compresseur, chaque orifice d'injection étant configuré de telle sorte que le fluide frigorigène du circuit d'injection (7) soit mélangé avec le fluide frigorigène partiellement comprimé dans la chambre de compression respective avant que le fluide frigorigène partiellement comprimé ne subisse une réduction de volume d'un facteur sensiblement égal à 2,5.
2. Système de réfrigération selon la revendication 1 , caractérisé en ce que les moyens de commande (12) sont conçus pour commander les moyens d'obturation en fonction de la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refoulement du compresseur.
3. Système de réfrigération selon la revendication 2, caractérisé en ce que les moyens de commande (12) sont conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que la différence entre la température de refoulement du compresseur et la température de saturation du fluide frigorigène à la pression de refou lement soit sensiblement constante ou inférieure à une valeur prédéterminée.
4. Système de réfrigération selon la revendication 1 , caractérisé en ce que les moyens de commande (12) sont conçus pour commander les moyens d'obturation de telle sorte que le rapport de la chaleur échangée par convection dans le condenseur (4) sur la chaleur totale échangée dans le condenseur n'excède pas 35% quelle que soit la plage de fonctionnement du système.
5. Système de réfrigération selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce qu'il comprend un échangeur économiseur (14) conçu pour permettre un transfert de chaleur entre le fluide frigorigène circulant dans le circuit principal (2) en un point situé en aval du condenseur (4) et le fluide frigorigène circulant dans le circuit d'injection (7) en un point situé en aval des moyens de régulation (1 1 ).
6. Système de réfrigération selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que le compresseur est un compresseur à spirales.
7. Système de réfrigération selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisé en ce que les moyens de régulation comportent une électrovanne ou une vanne de régulation à ouverture progressive (1 1 ) et un contrôleur électron ique (1 2) agencé pour commander l'électrovanne ou la vanne de régulation à ouverture progressive.
8. Unité de pompe à chaleur, notamment pour la production d'eau chaude, comprenant un système de réfrigération selon l'une des revendications 1 à 7.
9. Procédé de contrôle d'un système de réfrigération, comprenant les étapes consistant à :
- prévoir un circuit principal (2) de circulation d'un fluide frigorigène comportant successivement un condenseur (4), u n d étendeu r (5), un évaporateur (6) et un compresseur (3) reliés en série,
- prévoir un circuit d'injection (7) de fluide frigorigène ayant une première portion reliée au circuit principal (2) en aval du condenseur (4) et une seconde portion reliée au compresseur (3) de manière à permettre une injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans au moins une chambre de compression du compresseur,
- prévoir des moyens de mesure de température et de pression (8, 9) conçus pour mesurer la température et la pression du fluide frigorigène au refoulement du compresseur,
- prévoir des moyens de rég ulation (1 1 ) couplés au circuit d'injection (7), les moyens de régulation comprenant des moyens d'obturation mobiles entre des positions d'ouverture et de fermeture du circuit d'injection, et
- commander les déplacements des moyens d'obturation entre leurs positions d'ouverture et de fermeture en fonction des températures et pressions mesurées par les moyens de mesure de manière à réguler la quantité de fluide frigorigène injectée dans le compresseur (3),
caractérisé en ce que l'injection de fluide frigorigène prélevé dans le circuit principal dans une chambre de compression du compresseur est réalisée avant que le fluide frigorigène préalablement comprimé dans la chambre de compression ne subisse une réduction de volume d'un facteur sensiblement égal à 2,5.
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