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, H _D =(H _E -k ^* H _F )/(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- H _F ).

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.