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INSTALLATION DE POMPAGE DE CHALEUR, NOTAMMENT A FONCTION
FRIGORIFIQUE
La présente invention concerne une installation
de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique,
du type à cycle frigorigène de compression-détente,
comprenant une zone de vaporisation avant compression et
une zone de condensation aprës cette dernière, dans
laquelle le fluide thermodynamique utilisé dans ledit
cycle ainsi que le fluide utilisé dans les cycles
frigoporteur et caloporteur est de l'eau, les échanges
thermiques de vaporisation et respectivement de
condensation entre ces deux derniers cycles et ledit cycle
frigorigène s'effectuant directement, sans l'intermédiaire
de surfaces d'échange, et le froid produit par cette
installation étant habituellement à une température
supérieure à 0°C (froid "positif") ou à une température
négative pour la production de glace; il est bien entendu
cependant que la fonction première d'une telle
installation pourrait être au contraire la production de
chaleur.
De telles installations ont déjà été utilisées
pour leur production de froid, et servir ainsi aussi bien
au refroidissement dans des processus industriels (moulage
de matières plastiques, fabrication de composants
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électroniques ...) et tertiaires ;commercialisation de
produits alimentaires, climatisation d'ordinateurs ...)
qu'au confort des personnes (rafraichissement ou
climatisation de locaux).
Elles présentent l'avantage d'éviter
l'utilisation, dans le cycle de compression-détente ou
frigorigène, de fluides thermodynamiques organiques tels
que ceux de la famille des CFC (chlorofluorocarbones) qui
ont un impact défavorable sur l'effet de serre, ou encore
des HCFC (hydrochlorofluorocarbones) ou HFC
(hydrofluorocarbones) dont l'impact sur l'effet de serre
est moindre mais encore non négligeable.
Par contre, elles présentent l'inconvénient que
leur réalisation se heurte à la nécessité qu'elles
traitent de très importants volumes de vapeur, en
particulier au niveau du compresseur, ceci constituant une
des raisons pour lesquelles les installations avec cycles
à vapeur d'eau n'ont connu jusqu'à présent qu'un
développement très limité.
Des prototypes de telles installations utilisant
l'eau comme fluide thermodynamique ainsi que dans les
cycles frigoporteur et caloporteur, ont cependant déjà été
construits à échelle industrielle. L'une, d'une puissance
calorifique de l'ordre de 2000 kW, utilisée pour le
refroidissement de machines d'extrusion, met en ceuvre un
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cycle ouvert de production de froid par évaporation,
compression, condensation et rejet d'eau à l'atmosphère,
ce qui constitue un premier inconvénient. Elle fait appel
à deux compresseurs de vapeur indépendants disposés face à
face aux extrémités d'une enceinte étanche à basse
pression, leurs entrées d'aspiration étant en regard l'une
de l'autre, de part et d'autre de l'évaporateur, et ces
compresseurs, du type centrifuge à ailettes souples, ce
qui leur confère une "géométrie variable", étant entrainés
respectivement par deux moteurs électriques à vitesse
également variable, extérieurs à l'enceinte. Un autre
inconvénient de ce type d'installati_on réside par suite
dans un encombrement très important, avec risques
d'entrées d'air aux traversées d'arbres, ainsi que de
pertes thermiques, de l'air dissous étant par ailleurs
introduit dans l'installation par le circuit ouvert du
condenseur, ce qui complique le problème du dégazage: il
est à noter à ce sujet que les incondensables sont ici
prélevés à la pression d'évaporation, c'est-à-dire à basse
pression. On observe en outre des "pincements" (écarts
entre les tempëratures d'échange) relativement importants
au niveau de l'évaporateur et du condenseur.
Un autre prototype, plus compact, d'une puissance
frigorifique de l'ordre de 800 kW, fonctionne globalement
selon le même cycle thermodynamique à eau et met également
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en ouvre deux compresseurs séparés disposés, avec leurs
deux moteurs respectifs, à l'intérieur de l'enceinte
hermétique; cela résout certes le problème de l'étanchéité
aux traversées d'arbres, mais la grande vitesse
périphérique des roues de compresseurs, lesquelles doivent
comprimer des volumes de vapeur très importants, a conduit
leur concepteur à utiliser ici une structure d'ailettes en
fibres de carbone, qui leur donne la résistance mécanique
voulue vis-à-vis des forces centrifuges mais hypothèque
leur durée de vie, ces roues étant très sensibles à
l'érosion due à l'impact des gouttelettes d'eau qui
risquent d'être entraînées à grande vitesse à
l'aspiration des compresseurs.
Le but de la présente invention est donc, tout en
conservant les avantages inhérents à l'utilisation de
l'eau comme fluide thermodynamique, d'éviter les
inconvénients des techniques antérieures dans une
installation de pompage de chaleur à êchelle industrielle,
notamment dans le but premier de produire du froid mais
sans exclure la production de chaleur.
A cet effet, une installation conforme à la
présente invention, du type général rappelé au début, est
caractérisée en ce que le cycle frigorigëne met en oeuvre
une compression dynamique à deux sections de compression
séparées, reliées l'une à l'autre par au moins une zone
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d'échange thermique (désurchauffe et/ou économiseur) et
encloses dans une enceinte de confinement de la vapeur
hermétique et thermiquement isolée, et en ce que les roues
de ces deux sections sont montées directement sur les
5 extrémités opposées de l'arbre d'un moteur électrique
étanche commun à vitesse variable disposé dans ladite
enceinte, entre ces sections.
L'adoption d'un tel ensemble motocompresseur
complètement "intégré" permet d'une part d'atteindre une
grande compacité, d'autre part de résoudre le probléme
d'étanchéité d'arbre et, avec une meilleure économie de
moyens, de résoudre aussi le problème difficile posé par
la conception d'un compresseur capable de performances
aérodynamiques et mécaniques poussées, tout en limitant le
prix de revient de l'installation. En particulier,
l'adoption d'un moteur électrique unique pour
l'entraînement des deux sections de compression, chacune
comprenant un (par exemple en cas de compression
centrifuge) ou plusieurs (en cas de compression axiale)
étages de roues de compression, et ceci sans obligation de
mettre en ouvre des étages multiplicateurs de vitesse,
correspond à une simplification constructive déterminante.
De plus, une telle conception du confinement de
l'installation autorise un fonctionnement du compresseur
sans huile, d'où une simplification des opérations
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d'exploitation et de maintenance, tout en garantissant
l'absence de pollution du fluide frigorigène. Il est à
noter ici que les sections de compression dite
"centrifuge", qui seront utilisées de préférence aux
sections de compression dite axiale, comprendront, de
façon classique, pour chaque étage les constituant (en
principe un ou deux), une roue mobile précédée d'un
convergent d'aspiration et suivie d'un diffuseur statique
lisse ou à ailettes.
I1 est à noter par ailleurs que l'utilisation d'au
moins une désurchauffe de la vapeur entre les deux
sections de compression évitera d'atteindre des
températures excessives, présentera l'avantage de réduire
le travail de compression de la deuxième section et
contribuera à l'amélioration de l'efficacité du cycle, à
savoir à l'augmentation du rapport de la puissance
frigorifique ou calorifique délivrée à l'énergie
ëlectrique nécessaire au fonctionnement de l'installation,
cette efficacité pouvant atteindre une valeur de 7 à 8, ce
qui est très satisfaisant. Cette désurchauffe après la
première section de compression pourra s'effectuer
partiellement par détente-flash de l'eau issue du
condenseur et retournée à l'évaporateur, détente-flash
assurant, sans surface d'échange intermédiaire, un
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refroidissement partiel de cette eau et constituant ainsi
un économiseur.
De préférence, ledit moteur électrique sera un
moteur synchrone à rotor à aimants permanents associé à un
variateur de fréquence qui permettra d'en faire varier la
vitesse et donc d'adapter la vitesse de rotation des roues
de compresseur aux débits de vapeur traités, et de
fonctionner à charge partielle dans les limites de
stabilité aérodynamique du compresseur. L'adoption d'un
tel moteur permettra d'assurer un minimum de pertes
thermiques au niveau du rotor, ce qui est important compte
tenu des mauvais échanges thermiques dans une enceinte où
règnera, dans le cas d'une production de froid, une très
faible pression de vapeur. Cependant on pourrait envisager
d'autres types de moteurs moins coûteux, par exemple des
moteurs asynchrones, avec dispositif d'élimination des
pertes thermiques.
Les paliers d'arbre dudit moteur électrique
peuvent être de tout type approprié à leur fonction, par
exemple du type à roulements à billes en céramique, ou
encore du type fluide ou lisse, à eau avec dispositif
anticavitation, ou même à huile avec dispositif
d'étanchéité, ou du type magnétique, dès lors que toute
contamination du fluide frigorigène par un moyen de
lubrification est rendue impossible.
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Q
'J
Selon une disposition de l'invention, on peut
prévoir que les paliers d'arbre dudit moteur sont disposés
du côté de ce dernier, les roues du compresseur étant de
la sorte en porte-à-faux sur les extrémités dudit arbre,
mais la disposition inverse est également possible . roues
du compresseur disposées entre le moteur et les paliers,
sans porte-à-faux.
Une autre caractéristique structurelle importante
de l'installation réside dans le fait que les deux
sections de compression sont disposées en opposition de
part et d'autre du moteur d'entraînement électrique
commun, avec leurs entrées respectives (aspirations)
dirigées vers les extrémités de l'enceinte de confinement
(contrairement à l'art antérieur mentionné en premier plus
haut), des zones de vaporisation et de désurchauffe étant
ainsi ménagées entre ces extrémités de l'enceinte et,
respectivement, l'entrée de la première et l'entrée de la
seconde section de compression.
Cette disposition permet de compenser les
réactions axiales dues aux roues, contribue à l'obtention
d'une grande compacité, notamment en longueur, et facilite
la connexion des circuits d'eau extérieurs.
Dans le cas où cela serait nécessaire, notamment
dans certaines conditions climatiques pour augmenter le
taux de compression (en cas de température extérieure trop
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élevée ou d'écart de température évaporation/condensation
trop important), on peut encore prëvoir que les deux
sections de compression sont associées à une troisième
section de compressïon disposée dans l'enceinte de
confinement - ou mise en communication avec elle - et
constituée par un booster, lequel est disposé en amont ou
en aval du compresseur ou encore entre ses deux sections.
Avantageusement, ce booster sera entraîné par une
turbine hydraulique fonctionnant avec de l'eau, en
particulier empruntée au circuit interne, au niveau de la
vaporisation ou de la condensation, mais il pourrait être
également entraîné par une turbine de détente de vapeur ou
par un moteur électrique indépendant, éventuellement à une
vitesse différente de celle du compresseur, pouvant même
être mis à l'arrêt en cas de retour à des conditions
climatiques normales.
Avantageusement encore et dans un but de
diminution du prix de revient et d'allègement des masses
tournantes, on pourra prévoir que ledit booster ou les
sections de compression sont constitués d'une ou plusieurs
roues de compression comprenant un rotor à flasque
tournant pourvu d'ailettes plates radiales et
éventuellement associé à des aubages statiques de mise en
prérotation du fluide.
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1n
Selon que l'installation comprendra ou non un
booster, son organisation générale pourra être légèrement
différente . elle pourra alors se caractériser,
respectivement, en ce que la zone de condensation est
située à l'extrémité de l'enceinte de confinement qui est
du côté de l'entrée d'aspiration de la seconde section de
compression, ou en ce que cette zone de condensation est
située entre la zone à désurchauffe et cette entrée
d'aspiration de la seconde section de compression.
Ces dispositions de l'invention ainsi que des
dispositions complémentaires touchant à la structure de
l'installation et â son fonctionnement thermodynamïque
vont être mieux comprises à la lecture des exemples de
réalisation qui suivent, donnés à titre nullement
limitatif avec référence aux figures du dessin ci-annexé
dans lequel .
- la figure 1 est une vue schëmatique montrant
une organisation générale possible de
l'installation, supposée ne comporter que deux
sections de compression, la figure l' montrant
une variante à deux sections de compression en
parallèle;
- la figure 2 est une vue schématique montrant
une organisation générale de l'installation
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~i
1 1
lorsau'elle est pourvue d'un troisième étage de
compression ou booster;
- la figure 3 est une vue a_n coupe axiale plus
détaillée d'une installation semblable à celle
de la figure 1;
- la figure 4 est une vue en coupe axiale
partielle montrant la séparation liquide/vapeur
dans un convergent d'aspiration placé à
l'entrée de chaque sectian de compression et
associé à une gouttière de séparation
inertielle;
- la figure 5 est une vue en perspective d'une
roue semi-ouverte et frettée de section de
compression;
- les figures 6 et 7 sont des vues en coupe
partielle développée de deux variantes
possibles d'un aubage de rotor du compresseur;
- la figure 8 est une vue en coupe partielle
développée d'un rotor de compresseur simplifié
comprenant un flasque tournant pourvu
d'ailettes plates radiales et associé à des
aubages statiques de mise en prérotation du
fluide;
- la figure 9 représente schématiquement une zone
de condensation à garnissage;
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1~
- la figure 10 représente un condenseur de
"reflux" disposé à la sortie de la zone de
condensation;
- la figure 11 est une vue schématique de
l'ensemble de l'installation;
- la figure 12a est un schéma thermodynamique de
l'installation;
- la figure 12b est un exemple de diagramme
enthalpique P=f(H) d'une installation conforme
à l'invention;
- la figure 13 est une vue schématique partielle
de l'installation, montrant l'implantation d'un
booster aval; et
- la figure 14 montre un palier à eau pour
l'arbre du moteur.
Sur la figure 1 on a référencé en 1 et 2 les deux
sections de compression de l'installation, dont les
entrées d'aspiration 3 et 4 sont disposées à l'opposé
l'une de l'autre, la sortie de la section 1 étant reliée
par des conduits 5 à l'entrée 4 de la section 2. Les roues
mobiles des deux sections sont calées sur les extrémités
de l'arbre 18 d'un moteur électrique commun à vitesse
variable 6.
Sur la figure l' on a montré une variante selon
laquelle on met en ouvre deux sections de compression l'
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13
et 2' montées en parallèle, avec une entrée commune 3' et
entraînées par un moteur commun 6', pour obtenir des
puissances frigorifiques plus élevées. Ces sections
peuvent être suivies d'une section de compression, cette
dernière pouvant aussi être constituée de deux sections en
parallèle et/ou d'un booster.
La figure 2 représente aussi schématiquement une
installation qui comporte une troisïème section de
compression (ou booster) 7 entraînée par un moteur
électrique indépendant 8, dont l'entrée d'aspiration 9
communique avec la sortie de la seconde section de
compression 2 et dont le refoulement 10 communique avec
une zone de condensation; l'implantation de ce booster
dans l'installation sera mieux vue dans la figure 13, dans
laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la
figure 3 pour désigner les parties communes.
Sur la figure 3, qui représente une installation
sans booster, on a désigné en 11 et 12 les roues
centrifuges de compression de vapeur d'eau (qui sur ce
dessin sont supposées semi-ouvertes) appartenant
respectivement aux deux sections de compression précitées
1 et 2, par exemple chacune à un étage de compression,
constituant ensemble le compresseur du cycle
thermodynamique, lequel prend place dans une enceinte
hermétique 13 de confinement sous très basse press~pn, ces
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deux sections étant comme indiqué plus haut situées en
opposition . leurs entrées d'aspiration 3 et 4, pourvues
chacune respectivement d'un séparateur liquide/vapeur ou
dévésiculeur 14, 15, sont dirigées vers les deux
extrémités opposées de l'enceinte, référencées
respectivement en 16 et 17. Les roues mobiles 11 et 12 de
ces deux sections de compression 1 et 2 sont calées en
porte-à-faux sur les extrémités opposées de l'arbre 18 du
moteur électrique commun 6 précité, qui est de type
synchrone et étanche, et dont le rotor est avantageusement
à aimants permanents. Les paliers de l'arbre 18 étant
lubrifiés sans huile, comme ceci sera décrït plus bas, la
maintenance est facilitée, et on élimine le risque de
pollution du fluide frigorigène.
L'enceinte 13, dans le but de simplifier les
opérations de maintenance pouvant faire intervenir des
corps de mé-fier différents (frigoristes, mécaniciens,
thermodynamiciens, électriciens.), est constituée de trois
modules distincts relis l'un au.suivant par des brides 19
et 20 dont l'a~s~l~ge est assuré par des moyens connus
(boulôns, "-selles" etc). Ces trois modules
comprennent un module d'ëvaporation-flash 21 contenant une
zone de vaporisation 22, un module de compression 23
contenant les deux sections de compressïon 1 et 2, et un
2~ modu-le de condensation 24 contenant une zone à
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désurchauffe 25 et éventuellement à économiseur, et la
zone de condensation 26.
La zone de vaporisation 22 est établie sous la
forme d'un évaporateur flash dans lequel l'énergie interne
5 du fluide reste constante (détente isenthalpique), la
diminution de celle du liquide étant exactement compensée
par l'augmentation de celle du liquide vaporisë. Pour ce
faire, l'eau glacée de retour à l'installation par une
conduite 27, qui a été réchauffée, par exemple jusqu'à
10 environ 12°C, par son passage dans le circuit
d'utilisation U que l'installation a pour but de
refroidir, est injectée sous forme de gouttelettes dans la
zone 22 par une rampe de pulvérisation 28 et se vaporise
instantanément du fait de la très basse pression absolue,
15 qui peut être de l'ordre de 10 mbars, régnant dans cette
zone 22. En d'autres termes, l'énergie nécessaire à la
vaporisation du liquide provient du liquide lui-même,
selon un processus adiabatique. L'eau, ainsi refroidie à
une température qui peut être de L'ordre de 7°C, est
récupérée à la partie inférieure de l'enceinte et en est
évacuée par une conduite d'eau glacée référencée en 29.
Les échanges thermiques dans ce cycle frigorigène sont
directs (échanges par contact et non par l'intermédiaire
de surfaces), et il y a très peu d'irréversibilités; on a
supprimé le "pincement" présent dans les installations à
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échangeurs tubulaires ou à plaques, ce qui permet
d'obtenir un coefficient de performance pratique supérieur
à 7 pour des températures d'évaporation et de condensation
respectivement de 7 et de 30°C. L'absence de surfaces
d'échange pour l'évaporateur et le condenseur présente de
plus l'avantage de ne nécessiter aucun dégagement
longitudinal pour détubage ou nettoyage des surfaces, d'où
une diminution de l'espace qui doit être réservé à
l'installation.
La présence de gouttelette s d'eau dans la vapeur
ainsi créée est bénéfique car elle favorise la
désurchauffe de la vapeur lors de la phase suivante de
compression, d'où un débit volumique moindre, permettant
de réduire les sections de passage, donc l'encombrement de
l'installation et le coüt. En outre, la masse volumique
est plus élevée, ce qui permet d'obtenir un taux de
compression plus important et contribue à augmenter le
coefficient de performance global.
Pour éviter cependant une érosion des aubages des
roues de compresseur par les gouttelettes d'eau à grande
vitesse, le séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur 14,
15 placé à l'entrée d'aspiration 3, 4 de chaque section de
compression peut étre, comme détaillé sur la figure 4,
suivi ou remplacé par un pavillon de convergent fixe 30
spécial sur la paroi duquel l' eau peut s' écouler et dont
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le bord de fuite aboutit dans un collecteur d'eau
circulaire ou gouttière 31, pourvue d'une sortie
d'évacuation d'eau inférieure 32 et assurant une
séparation inertielle efficace entre l'eau et la vapeur.
I1 est à noter que l'eau s'écoule en quantité assez
significative sur cette paroi 30 du convergent, du fait de
la séparation provoquée par la mise en vitesse axiale de
la vapeur, associée à la coalescence des gouttes d'eau, ce
qui souligne l'intérét de cette disposition. Par contre,
on ne cherche pas à éliminer le brouillard passant dans la
section de sortie du convergent, car sa présence est
favorable à la désurchauffe, et ses effets mécaniques sont
réduits.
Pour éviter par ailleurs l'érosion dite "en
croissant" des aubages de la roue 11, 12 de compression
sous l'impact des fines gouttelettes restant en suspension
dans la vapeur, ces aubages sont avantageusement cerclés,
dans leur portion axiale, par une frette, référencée 33
sur la vue en perspective de la figure 5. Cette frette,
qui a également un effet antivibratoire, peut ainsi
canaliser l'eau aspirée jusqu'à ce qu'elle quitte la zone
axiale.
La vue en coupe développée partielle de la figure
6 montre par ailleurs la possibilité de conférer aux
ailettes 34 des aubages de rotor un angle aigu par rapport
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au plan du flasque arrière 35, ce qui favorise
l'entraînement de l'eau dans le sens de la rotation. I1
serait également possible de conférer à ces ailettes 34
une légère concavité, avec le même effet (figure 7).
La figure 8 représente une variante de
compresseur simplifié utilisable si l'on souhaite abaisser
le prix de revient ou réduire les masses tournantes pour
le booster 8 ou pour les roues de compression, variante
qui au surplus permettra d'éliminer 1a frette 33
mentionnée plus haut . le compresseur comporte un rotor à
flasque tournant 37 pourvu d'ailettes plates radiales 38
et éventuellement associé à des aubages statiques 36 de
mise en prérotation du fluide.
La vapeur comprimée dans la première section 1 du
compresseur est dirigée vers la seconde section 2 par les
conduits de circulation 5 déjà mentionnés et référencés
également à la figure 3. Ces conduits peuvent comporter en
sortie de section un diffuseur radial lisse ou à ailettes
39, 39a et/ou axial 40, 40a à ailettes (cas de la partie
haute du dessin), destiné à élever la pression de vapeur
en diminuant sa vitesse. I1 peut être nécessaire de
prévoir une injection additionnelle d'eau dans le
diffuseur, en aval de la roue afin de désurchauffer la
vapeur. En cas de diffuseur radial et/ou axial, il peut
être judicieux de réaliser cette injection à proximité du
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changement de direction, dans le coude entre les
diffuseurs 39 et 40 et/ou dans le bord de fuite des
ailettes 39, 39a de la partie haute du dessin.
Avant d'être aspirée dans l'entrée de la seconde
section de compression 2, la vapeur issue des conduits 5
subit une désurchauffe dans la zone de désurchauffe
intermédiaire 25 mentionnée plus haut, située dans cet
exemple à proximité de l'extrémité 17 de l'enceinte de
confinement 13, ceci pour éviter d'atteindre des
températures excessives en sortie de compresseur. Cette
désurchauffe peut être assurée par "détente-flash" du
débit d'eau issu du condenseur et retourné à
l'évaporateur, ce qui constitue un économiseur assurant un
refroidissement partiel de cette eau. En effet, l'eau
ayant une chaleur latente très élevée, la vaporisation
d'un faible volume de liquide est suffisante pour
désurchauffer la vapeur.
La vapeur issue de la seconde section de
compression 2 à une température proche de la condensation
sous la pression correspondante passe ensuite dans la zone
de condensation 26 par d'autres conduits statiques 41. La
condensation est effectuée par mélange, l'échange
thermique se produisant entre la phase vapeur issue du
compresseur et des gouttelettes liquides dispersées par
une rampe 42 de pulvérisation alimentée par une conduite
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~n
43 de reto,ar de l'eau refroidie l:à environ 25°C) de
l'aéroréfrigérant tA). s'agissant d'un aéroréfrigérant
classique à serpentin et ventilation mécanique, empéchant
tout contact entre l'eau et l'air extérieur, ceci pour
éviter toute contamination biologique ou chimique ainsi
que la présence de gaz dissous dans l'eau. L'eau
rëchauffée par la condensation de la vapeur est recueillie
en bas de l'enceinte et retourne à l'aéroréfrigérant par
une conduite 44 (figure 3).
Il est à noter que la principale résistance au
phénomène de condensation n'est pas liée à la convection
dans la vapeur, mais plutôt à la conduction dans le
liquide, ce pour quoi il conviendra éventuellement
d'assurer un temps de séjour du liquide dans le condenseur
le plus long possible, en augmentant les surfaces de
contact et avec un brassage avec la vapeur circulant à
contre-courant, créé par un garnissage du condenseur tel
que des anneaux Raschig. Un tel garnissage a été
représenté schématiquement en 45 à la figure 9 et est
surmonté d'un répartiteur 46 alimenté en eau refroidie par
la rampe 42, une grille 47 étant prévue à la base du
garnissage pour sa retenue à l'intérieur d'un casier 48.
En 49 on a référencé à la figure 3 une pompe de
mise sous vide, laquelle s'effectue à la pression de
condensation. Au démarrage de l'installation, l'enceinte
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L 1
13 étant remplie d'air sous pression, la pompe devra
évacuer cet air pour amener la pression interne absolue à
une valeur voisine de 40 mbars. Pour réduire le temps
nécessaire à cette évacuation, on pourra prévoir un groupe
de démarrage, par exemple du type à éjecteur, avec de
l'eau comme fluide moteur, puisque l'on dispose de l'eau
de refroidissement du condenseur.
Pour réduire le débit de vapeur extrait avec les
incondensables, essentiellement de l'air, il sera
avantageux de disposer un condenseur de "reflux" à la
sortie de la zone de condensation 26. Un tel condenseur de
"reflux", représenté à la figure 10, pourrait être
constitué d'une colonne 50 à la base de laquelle la vapeur
résiduelle provenant de la zone de condensation 26 est
injectée à travers des chicanes 51, les incondensables
saturés d'humidité étant évacués par son extrémité
supérieure 52 vers la pompe à vide 49. Cette colonne peut
comprendre successivement deux zones à contre-courant
d'une part une zone 53 dans laquelle une partie de la
vapeur se condense grâce à un échangeur de surface à
serpentin 54 dans lequel l'apport frigorifique est. assuré
par le retour d'eau de l'aéroréfrigérant avant sa
pulvérisation dans la rampe 42 du condenseur, d'autre part
une zone 55 dans laquelle une autre partie de la vapeur se
condense grâce à un échangeur à surface 56 à tubes et
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chicanes de circulation d'eau, l'apport frigorifique étant
ici assuré par un faible débit d'eau glacée 57 provenant
de la zone de vaporisation 22. On peut indiquer que le
condenseur de "reflux" pourrait ne comprendre que l'une ou
l'autre des deux parties décrites ci-dessus, ou encore les
deux types de surfaces d'échange permutées.
Pour le fonctionnement à charge partielle de
l'installation, on peut faire varier la fréquence
d'alimentation du moteur synchrone 6, ou l'on peut prévoir
un circuit de recyclage thermique d'un certain débit de
liquide de la zone de condensation 26 vers la zone de
vaporisation 22.
Sur la vue schématique de la figure 11, dans
laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la
figure 3, on voit que la différence des pressions entre
les deux zones 22 et 26 peut être très simplement
compensée par une conduite 58 reliant les pieds des
colonnes d'eau de hauteurs différentes prévues à
l'évacuation 29 et 44 de ces deux zones. Il est à noter
que la désurchauffe intermédiaire entre les sections de
compression peut être associée à une "détente-flash" du
faible débit d'eau issu du condenseur 26 et retournée par
la conduite 58 à la zone de vaporisation 22, ce qui
constitue un économiseur assurant un refroidissement
partiel de cette eau.
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On peut aussi envisager de produire un excéS de
froid pendant la nuït et de le stocker sous forme d'eau
glacée ou de glace, ce froid étant alors récupéré dans la
j ournée .
Sur un diagramme T - f (E) , E étant l' énergie
échangée, la figure 12a montre le schéma thermodynamique
de l'installation I. QF représente la chaleur prise à la
source froide, à savoir le circuit utilisateur U; W
représente le travail reçu dans l'installation I, et Qc la
chaleur cédée à la source chaude, à savoir
l'aéroréfrigérant A (voir aussi figure 12b), la relation
qui lie ces valeurs étant ~Qç~ _ ~ Qc~ + ~ W ~.
Le diagramme enthalpique de la figure 12b
représente un fonctionnement classique de l'installation
I. L'eau est Vaporisée à une température T~ d'environ 7°C
dans la zone d'évaporation 22, puis comprimée dans la
première section de compression 1, désurchauffée jusqu'à
une température TD d'environ 18°C, comprimée dans la
seconde section de compression 2 pour atteindre une
température Tc d'environ 30°C, et condensée dans la zone
de condensation 26. L'eau de condensation est pompée par
une pompe P~ vers l'aéroréfrigérant A en 44, et en revient
à une température d'environ 25°C, en 43 (cycle
caloporteur). Dans le cycle frigoporteur 27, 22, 29, l'eau
est refroidie par vaporisation, entre environ 12 et 7°C,
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et est pompée dans 1e circuit utilisateur U par une pompe
P~.
Quoique la description ait été faite en
privilégiant la valorisation de l'effet frigorifique,
l'installation pourrait aussi avoir pour fonction première
la production de chaleur, auquel cas la pression à
1"intérieur de l'enceinte pourrait être supérieure à la
pressïon atmosphérique afin d'atteindre des températures
de condensation supérieures à 100°C.
Enfin on a représenté à la figure 14 une
structure possible de palier à eau pour l'arbre I8 du
moteur électrique 6. Ce palier, référencé en 59, comporte
une arrivée de liquide sous pression 60, lequel subit par
effet dynamique une détente partielle dans l'intervalle 61
entre l'alésage du palier et la surface de l'arbre 18,
avant de subir une détente complémentaire et une
vaporisation partielle à sa sortie de cet intervalle, en
62. La vapeur et le liquide résiduel sont alors dirigés
dans une chambre de tranquillisation 63 par un déflecteur
64.
