Le froid solaire Part 2

Le froid solaire Part 2
1
Laboratoire d’ Informatique pour la Mécanique et les Sciences de l’Ingénieur
LE FROID SOLAIRE
Partie 2
M. Pons
CNRS-LIMSI , Rue J. von Neumann,
BP133, 91403 Orsay Cedex
http://perso.limsi.fr/mpons/
Master 2 OMEBA
1
Plan du deuxième cours
• RAPPELS RAPIDES
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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2
Description du cycle à absorption liquide
ABDFA :
Cycle de la
solution saline.
Qh
C
D
B
Frigorigène
E
A
Qr
F
Solution
saline
absorbante
[BD]CE[AF]AB :
Cycle du
frigorigène
ABD : Chauffage (Qh) de la solution LiBr+H2O,
d’abord pour la pressuriser (isostère AB)
puis pour désorber la vapeur (BD); condensation en C.
DFA : Refroidissement (QA) de la solution,
d’abord pour la dépressuriser (isostère DF)
puis pour absorber la vapeur (FA); évaporation en E.
AB :
solution LiBr+H2O
riche en eau,
pauvre en sel
DF :
solution LiBr+H2O
pauvre en eau,
riche en sel
Pompe de
circulation
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3
1
Schéma machine Yazaki 35-100 kWfd
•
•
•
•
•
•
GE : Générateur
A : Absorbeur
CO : Condenseur
E : Évaporateur
SP : Pompe de solution
H : Échangeur de chaleur
•
•
RV : vanne de réfrigérant
SV : vanne électromagnétique
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4
Une technologie aux aspects multiples
1. Analyse des transferts
internes
Efficacité
énergétique
2. Intégration dans un
bâtiment
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5
2
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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6
•
•
PRINCIPES GÉNÉRAUX DE LA RÉFRIGÉRATION, RAPPELS
RÉFRIGÉRATION SOLAIRE : PRINCIPES GÉNÉRAUX, CAPTEURS SOLAIRES
• CYCLES ET MACHINES À SORPTION

Deux équilibres liquide-vapeur - Cycle à absorption liquide
 Performances et intégration au bâtiment :
calcul, dépendances, exercices
•
SUITE EN JANVIER
•
ANNEXES
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7
3
Le cycle à absorption liquide :
bilan de masse 2
C
D
Conséquence : Le débit de
LiBr traversant est le même
en chaque point du cycle
ABDF.
B
E
F
A
Le LiBr seul ne
s’accumule
nulle part.
P.ex. débit LiBr en A = débit LiBr en D.
C’est la masse de LiBr(seul) qui est prise comme référence :
Les quantités d’eau sont rapportées à la masse unitaire de LiBr,
d’où la définition de la concentration via la Masse d’eau par unité de masse
de sel (LiBr), notée w [en kg_H2O par kg_LiBr] :
w  (1  x) / x
Avec x = Concentration en LiBr (masse LiBr / masse solution),
D’où la masse d’eau cyclée [par kg de LiBr circulant]
dans le condenseur C et l’évaporateur E : ……………
w  wA  wD
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8
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
1. Froid produit (flux de chaleur extrait par l’évaporateur)
LnP
C
D
B
E
A
F
-1/T
Connaissant le débit d’eau aux
condenseur & évaporateur, m s .w ,
calcul de la puissance frigorifique
produite à l’évaporateur
Réfrigérant : Quel état initial à sortie du condenseur = ?
Quel état final à sortie de l’évaporateur = ?
Quelle méthode pour le calcul énergétique ??
{enthalpie = fonction d’état},
donc
deux étapes :
1. Refroidissement de l’eau liquide
q  m s .w. c plw .Te  Tc  ;  0
de Tc à Te (chaleur sensible) : … ce
2. Évaporation à Te : …………………… qe  m s .w .Levap (Te ) ;  0
Total = q E  qce  qe ;  0
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9
4
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
2. Chaleur fournie par la source chaude (1)
B
C
LnP
Connaissant le débit de solution sortant
de l’absorbeur et les points A, D, C, E,
calcul de la puissance thermique
fournie par la source chaude
(reçue par la solution entre ? et ?)
D
E
A
F
-1/T
m sol ,_  m s / x_  m s .(1  w_ )
Deux étapes :
? -> ? et
? -> ?
1. Phase isostérique
-> compositions x et w constantes,
pas de changement de phase,
débit de solution constant.
La chaleur reçue se transforme uniquement en chaleur sensible
(augmentation de température).
_
_
_
_
qh1   m sol .dh  m s .(1  wA ). c psol ( wA ,T ) .dT  m s .(1  wA ).c psolAB .(TB  TA )
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10
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
2. Chaleur fournie par la source chaude (2)
B
C
LnP
D
Connaissant le débit de solution sortant de
l’absorbeur et les points A, D, C, E, calcul de la
puissance thermique fournie par la source
chaude (reçue par la solution entre ? et ?)
E
A
1.
2. Phase isobare
F
-1/T
Étape 2
-> Augmentation de température,
Compositions : x croît, w décroît, de l’eau est désorbée ; le débit de
solution décroît : chaleur sensible ET chaleur latente (cf. pl 44).
_


_
_
_
_
qh 2   m sol .c psol ( w,T ) .dT  H .dm sol   m s .(1  w).c psolBD .dT   H .d[m s .(1  w)]
_
qh 2  m s .(1  wBD ).c psolBD .(TD  TB )  H .m s .( wD  wB )
3. -> Addition :
q H  qh1  qh 2
H .( wD  wB )  0
q
COP  E 
qH
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11
5
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
3. Chaleur échangée par le condenseur
LnP
C
D
B
qC
E
A
F
Connaissant le débit de solution sortant de
l’absorbeur et les points A, D, C, E, calcul
de la puissance thermique échangée
au condenseur.
-1/T
4. Chaleur rejetée par l’absorbeur
LnP
B
C
D
E
A
F
Connaissant le débit de solution sortant
de l’absorbeur et les points A, D, C, E,
calcul de la puissance thermique
rejetée par l’absorbeur à la source à
température intermédiaire
q A
-1/T
• Voir les équations en annexe.
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12
Bilan d’énergie
en régime stationnaire
• Bilan premier principe
en tenant compte de l’énergie mécanique
apportée par le circulateur de solution :
q E  q H  qC  q A  w p  0
• wp (consommation du circulateur de solution)
est nettement plus faible que les différents flux de chaleur qj,
en particulier quand le réfrigérant est de l’eau.
COP  q E / q H
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13
6
Quelques exemples de COP
Sources de chaleur à 85, 35 et 5°C
• COP cycle simple-effet sans récupération : 0,67
• COP cycle simple-effet avec récupération : 0,8
Sources de chaleur à 60, 25 et 5°C
• COP cycle simple effet avec récupération : 0,87
Sources de chaleur à 100, 30 et 5°C
• COP cycle simple effet avec récupération : 0,86
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14
Intégration dans un bâtiment
• Apport de chaleur par
capteurs solaires
• Refroidissement par air
extérieur via une tour de
refroidissement, sèche ou
humide
• Froid distribué via un
circuit d’eau froide
- dans des ventiloconvecteurs
- ou dans une gaine de
ventilation (HX eau-air)
• Possibilité de stockages,
chaud ou froid
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15
7
Variations autour du fonctionnement nominal
(données constructeur).
90°C en
entrée
générateur
11°C en
SORTIE
évaporateur
• Températures
de référence :
11, 30 et 90°C.
• Puissance frigorifique
nominale : 30 kW.
30°C en
entrée
absorbeur
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16
Cycle nominal [11out, 30in, 90in°C, 30 kW]
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17
8
Effet de la température évaporateur
• Cycle nominal : 11°C, 30°C, 90°C.
• Puissance de refroidissement en fonction de
température sortie échangeur évaporateur.
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18
Représentation dans diagramme de Clapeyron
Effet d’une
augmentation de la
température évaporateur
sur le débit d’eau cyclée
et donc sur
la puissance de
refroidissement
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19
9
Effet de la température de source chaude
• Cycle nominal : 11°C, 30°C, 90°C.
• Puissance de refroidissement en fonction de
température entrée échangeur générateur.
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20
Représentation dans diagramme de Clapeyron
Effet d’une
augmentation de la
température générateur
sur le débit d’eau cyclée
et donc sur
la puissance de
refroidissement
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21
10
Effet de la température des rejets de chaleur
• Cycle nominal : 11°C, 30°C, 90°C.
• Puissance de refroidissement en fonction de
température entrée échangeur absorbeur.
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22
Représentation dans diagramme de Clapeyron
Effet d’une
augmentation de la
température évaporateur
sur le débit d’eau cyclée
et donc sur
la puissance de
refroidissement
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23
11
Exercice
• À partir du fonctionnement nominal, comment compenser une
augmentation de +4°C de la température extérieure en gardant
la même puissance de refroidissement …
1. … en variant la température de l’évaporateur :
quelle nouvelle valeur ?
2. … ou bien en variant la température du générateur :
quelle nouvelle valeur ?
3. … ou encore en variant ces deux températures de la même
quantité : quelles nouvelles valeurs ?
• Avec ce que vous savez de l’énergétique des capteurs solaire et
de l’énergétique des bâtiments, la compensation du cas No 3
est-elle cohérente ? Pourquoi ?
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24
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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25
12
L’air non-saturé
•
•
•
•
Qu’est-ce que “l’air non-saturé” ?
Combien de degrés de liberté (règle des phases) ? Lesquels ?
Y a-t-il des limites aux choix possibles ?
Pression partielle vapeur d’eau
pw
xw

ptot xw  0.622
• Taux d’humidité relative
pw
w% 
Psat (T )
• Enthalpie
h  2502  xw  (1.005  1.90  xw )  (T  273.15)
v  c  2 
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26
Mise en présence d’air non-saturé
et d’eau liquide à la même temperature
• Que se passe-t-il ? Masse ? Énergie ?
• Variation d’enthalpie ?
dxw  2502  (1.9  4.185)(T  273.15)   1.005  1.9 xw  dT  0
dxw  2502  1.9(T  273.15)   1.005  1.9 xw  dT  4.185(T  273.15) dxw
dh  4.185(T  273.15)dxw  0
v  c  2 
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27
13
Le diagramme psychrométrique
(de l’air humide, de Carrier )
Humidité absolue
[g_H2O/g_air_sec]
1 graduation = 0,001 g/g
-> Pression partielle
Humidité relative
[%] + courbe
saturation
Enthalpie [kJ/kg]
Température
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28
Zone de confort dans diagramme air humide
Entre
18 et 26°C
Entre
30% et 52%
d’humidité
relative
(à 26°C)
5
(5) = Point de
confort cible en
climatisation :
T = 26°C
xw = 0,0113 g/g
h = 55,0 kJ
T
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29
14
Rafraîchissement par évaporation directe
Air extérieur (3),
pas trop chaud
ou assez sec,
4
humidifié pour que
l’air soufflé (4) soit
plus frais que le point
cible (5) sans
contenir plus d’eau.
5
3
T4 < T5 ; xw4 <= xw5
Pourquoi ces
conditions ?
T
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30
Humidificateurs
.
• Humidificateur : Enceinte où de l’eau
liquide (en film, en gouttelettes, en
brouillard) se vaporise dans le flux d’air
traversant.
• Il faut un système de
distribution /
brumisation de l’eau
liquide.
• Il y a de fortes
contraintes
sanitaires.
Air non saturé
Air rafraîchi et humidifié,
éventuellement saturé
VAPORISATION
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31
15
Avec l’exemple du diagramme planche 30
• Comment s’exprime le froid produit ?
• Pour avoir 30 kW de froid :
 Quel débit d’air ?
h5  h4
[5 kJ par kg d’air sec]
Q f / ( h5  h4 )
[6 kg.s-1 d’air sec]
1m.s-1,
 Si vitesse =
quelle section de conduit ?
 Quelle consommation d’eau ?
( xw4  xw3 )Q f / (h5  h4 )
[0,03 kg.s-1
= 2,6 t/jr]
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32
Rafraîchissement par évaporation indirecte
Deux étapes,
deux appareils :
6
4
a : Humidification
de l’air extrait
jusqu’à saturation
(5 ->6).
7
5
3
b : Échange de
chaleur sensible
entre air extrait et
air soufflé :
(6->7) <-> (3->4).
Conditions sur
humidité extérieure
xw3 <= xw5,
T Température T
3
moins contrainte.
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33
16
Échangeur rotatif inerte
.
• Échangeur rotatif « régénérateur »
(échange de chaleur sensible).
• Matériau poreux, perméable
dans une direction et inerte
(typiquement en aluminium),
plus deux « balais » qui définissent deux
secteurs.
Air humide
réchauffé
CHAUFFAGE
Air froid saturé
Air refroidi
Air extérieur, pas trop
humide, assez chaud
REFROIDISSEMENT
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34
Avec l’exemple du diagramme planche 33
• Comment s’exprime le froid produit ?
• Pour avoir 30 kW de froid :
 Quel débit d’air ?
h5  h4
[6 kJ par kg d’air sec]
Q f / ( h5  h4 )
[5 kg.s-1 d’air sec]
 vitesse = 1m.s-1, section de conduit ?
2 conduits
 Quelle consommation d’eau ?
( xw6  xw5 )Q f / (h5  h4 )
[0,015 kg.s-1
= 1,3 t/jr]
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35
17
Combinaison vaporisation directe + indirecte
Trois étapes :
a : Humidification de
l’air extrait jusqu’à
saturation (5 ->6).
6
7
b : Échange de
chaleur sensible entre
air extrait et air soufflé
(6->7) <-> (2->3).
5
4
2
3
c : Humidification
de l’air soufflé
jusqu’à xw5
(3 ->4).
Condition air ext. :
xw2 < xw5.
Température
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Air extérieur
Air intérieur à
climatiser
Assemblage en centrale de traitement d’air
Ventilateurs
Humidificateurs
sur les deux flux d’air
(= production de froid)
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37
18
Avec l’exemple du diagramme planche 36
h5  h4
[10,5 kJ par kg d’air sec]
• Comment s’exprime le froid produit ?
• Pour avoir 30 kW de froid :
 Quel débit d’air ?
Q f / ( h5  h4 )
[2,86 kg.s-1 d’air sec]
 vitesse =
1m.s-1,
section de conduit ?
 Quelle consommation d’eau ?
2 conduits
 xw6  xw5  

 Q f / (h5  h4 )
  xw4  xw3 
[0,0146 kg.s-1
= 1,26 t/jr]
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38
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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39
19
Intérêt de disposer d’un air sec à l’entrée
6
Assécher l’air au
point (2)
augmente les
performances du
système,
surtout si l’air
soufflé (4) doit
être plus sec que
l’air intérieur (5).
7
5
4
3
2
Notion de charge
latente, afin
d’extraire la
vapeur d’eau
Température
émise
par les
occupants.
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40
Rafraîchissement par cycle dessiccant
• Recommandé pour extraire de la charge latente,
ou quand l’air extérieur est trop humide pour pouvoir être
suffisamment refroidi par vaporisation.
• L’air extérieur est « asséché » en étant mis au contact d’un
ad/ab-sorbant (solide ou liquide) :
l’humidité de l’air est ad/ab-sorbée.
• Mais :
• 1. La chaleur dégagée par l’adsorption chauffe l’air ainsi traité.
• 2. Il faut régénérer le sorbant = désorber cette eau fixée
= chauffer le sorbant.
Il faut alors apporter de la chaleur au procédé : consommation
énergétique.
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41
20
Air extérieur
Air intérieur à
climatiser
La roue dessiccante : son rôle
Ventilateurs
Déshumidifier
l’air extérieur soufflé
en amont de
l’échangeur rotatif.
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42
La roue dessiccante : description
.
• C’est le composant principal
• Matrice poreuse (perméable) inerte dont les parois sont
recouvertes d’un sorbant,
plus deux « balais », qui définissent deux secteurs.
• Gel de silice = adsorbant le plus couramment utilisé
(parfois le sel LiCl)
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43
21
les gels de silice
• Polymère d'acide silicique
Si(OH)4 obtenu à partir de
silicate de sodium.
• La taille des pores dépend du
procédé de fabrication, elle va
des micropores aux macropores.
• Poudre ou grains millimétriques
sans liant.
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44
L’ action de la roue dessiccante.
• Elle transfère l’humidité depuis
l’air soufflé (traité) vers
l’air repris, extrait, et rejeté plus
humide.
Air relativement
chaud et humide
DÉSORPTION
Air chaud
relativement sec
Air soufflé extérieur
tiède et humide
Air sec, chauffé par la
chaleur d’adsorption
ADSORPTION
Plus l’air extérieur
est déshumidifié,
plus la « charge
frigorifique » peut
être importante.
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45
22
Circuit de l’air soufflé
• 1-2 : Passage dans la roue dessiccante :
Diminution de l’humidité contenue,
et augmentation de température.
• 2-3 : Prérefroidissement par passage
dans l’échangeur rotatif inerte.
• 3-4 : refroidissement par vaporisation-humidification.
• On obtient un air nettement plus frais que conditions de confort
(extraction de chaleur de l’ambiance intérieure)
éventuellement un peu moins humide (ou plus)
que l’ambiance intérieure.
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46
Circuit de l’air extrait
• 5-6 : refroidissement + humidification
par vaporisation.
• 6-7 : Préchauffage dans échangeur
rotatif inerte (récupération interne de
chaleur).
• Utilisation de cet air préchauffé pour régénérer la roue
dessiccante (en extraire l’eau fixée dans la phase 1-2).
• Mais cet air, assez humide, doit être suffisamment chauffé pour
pouvoir extraire la même quantité d’eau (8-9).
• D’où la nécessité du chauffage (7-8) :
apport de chaleur à température modérée (80-90°C).
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47
23
Air extérieur
Air intérieur à
climatiser
L’apport de chaleur
Échangeur de
chauffage
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48
Fonctionnement du cycle
7
8
9
1
2
6
3
5
4
Données expérimentales mesurées à Kumamoto
Univ. (Japon) par A. Kodama.
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49
24
Performances
7
8
9
1
2
6
3
• COP thermodynamique =
5
•
4
h5  h4
h8  h7
COP de l’ordre de 0,3 - 0,6
(selon les conditions extérieures).
• Fonctionne avec chaleur à assez
basse température
• Pas de chaleur à évacuer
(rejet d’air humide et chaud)
• Noter que le système refroidit aussi le débit d’air entrant
(de 1 à 4), ce qui est utile à la ventilation :
une partie de la diminution d’enthalpie (h1-h4) est aussi
un effet utile de ces systèmes.
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Master 2 OMEBA
50
Les cycles à dessiccant …
• … travaillent directement sur l’air et son contenu en humidité
(ce qui est parfaitement adapté à la climatisation
et diminue le nombre d’échangeurs) ;
• … ne nécessitent pas de tour de refroidissement
(rejets à l’ambiante via le débit d’air chaud et humide) ;
• … mais consomment de l’énergie mécanique
pour soufflage et rotation des roues,
idem centrale de traitement d’air
mais avec débit beaucoup plus important.
et de l’eau liquide
rejetée à l’air extérieur
sous forme vapeur.
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Master 2 OMEBA
51
25
État de l’art
• Assez développées industriellement et commercialisées
aux USA, en Scandinavie, et au Japon (Munters),
mais développement freiné en France par
législation sur légionellose.
• Possibles avec adsorption solide (gel de silice),
avec thermochimie (sel + H2O),
et aussi avec absorption liquide (solution de LiBr)
(pas de roue, mais échangeurs liquide / air-humide
p.ex. par films ruisselants).
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Master 2 OMEBA
52
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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Master 2 OMEBA
53
26
HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• Le premier bloc de glace solaire (1878)
et les premiers essais (avant 1960)
• Les pionniers (années 60 et 70)
• Du laboratoire à l’industriel (années 80)
• Le grand creux (années 90)
• Le retour (années 2000) :
autres techniques, autres objectifs
îlots de chaleur urbains
• La climatisation solaire (2010)
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54
Du premier bloc de glace solaire
• Exposition universelle de Paris, 1878 :
l’association du four solaire de Augustin
Mouchot (1825-1912) et d’une machine à
H2O+NH3 (« de Carré ») permet
d’obtenir un bloc de glace.
… aux tout premiers essais (avant 1960)
• 1936 : première réalisation, par Green à Univ. Florida
(cylindro-paraboliques + cycle à éjection de vapeur).
•
1937 : essai par des chercheurs brésiliens (réussi ??)
(paraboliques + cycle à absorption).
• 1954 : succès, par Kirpichev et Baum, Russia
(concentrateurs ? + machine Rankine + cycle à compression).
• Concentrateurs
• très faibles rendements.
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55
27
Les pionniers (années 60-70) - 1
1962 : Chinnappa
Univ. Colombo, Ceylan
capteurs plans
Cycle à absorption liquide
H2O + NH3 ; cycle
intermittent jour-nuit
Jour : solution H2O+NH3
dans les capteurs solaires ->
séparation de vapeur de NH3 (après
rectification) -> condensation (refroidi
par eau).
Nuit : évaporation de NH3 et
réabsorption dans la solution
[1,4 kg glace / (j.m2)].
(refroidie par eau).
COPsol  0.02
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56
Les pionniers (années 60-70) - 2
1964 : Trombe & Foex,
CNRS-Odeillo, France ; H2O + NH3 ;
capteurs cylindro-paraboliques
[4 kg glace / (j.m2)].
1971 : Swartman & Swaminathan,
Univ. Western Ontario, USA ;
H2O + NH3 ; capteurs plans
1979 : Worsøe-Schmidt
Tech. Univ. Lyngby, DK ; CaCl2+NH3 ;
capteurs plans [6 kg glace / (j.m2) ;
COPsol = 0.1].
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57
28
Du laboratoire à l’industriel (années 80) - 1
• Cycles à adsorption solide-gaz
(zéolite + eau [Z+E]; charbon-actif + méthanol [CA+M])
intermittents jour-nuit
(production de froid pendant la nuit seulement)
• Usages bien définis :
réfrigérateurs / entrepôts frigorifiques / machines à glace.
• Avec capteurs plans et plutôt autonomes
(quasiment sans énergie électrique).
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58
Du laboratoire à l’industriel (années 80) – 2
du CNRS-Orsay (F. Meunier) …
1981 : réfrigérateur 0.8m2 ; Z+E
COPsol = 0.1
(Meunier & Guilleminot).
1983 : entrepôt 20m2 ; Z+E
COPsol = 0.1 (Guilleminot, Meunier & al.
Ph.G., A.C., I.I., M.P.).
1986 : machine à glace 6m2 ; CA+M
[5-6 kg glace / (j.m2)]
(Pons, Meunier & al. J.J.G., Ph.G., A.B.).
COP = 0.12
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59
29
Du laboratoire à l’industriel (années 80) – 3
… à Brissoneau et Lotz Marine (BLM)
1990 : réfrigérateur ou machine à
glace de 1 ou 2 m2 ; Z+E ou AC+M
[4-5 kg glace / (j.m2)]
(BLM & CNRS-Orsay, A.B. Univ. Agadir, J.J.G., M.P.
& F.M.).
Mode d’emploi : Tourner vers le soleil ;
nettoyer la vitre quand nécessaire.
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60
Le grand creux (années 90)
• Nombre de publications sur le froid solaire ?
Prix du baril en $
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61
30
Froid solaire, le retour ! (années 2000) - 1
• Réfrigérateurs solaires à adsorption
• HEIG-Vd (Yverdon-les-Bains CH, Ph. Dind,
C. Hildbrand, S. Citherlet) + CEAS Ouagadougou
+ LIMSI (Orsay, M.P.) +
SOLAREF Le Bourget du Lac
* Prototype expérimental : COPsol=0.18 !
* Tentative de développement industriel.
• Institute Refrigeration Cryogenics
(Shanghai, R.Z. Wang)
- Machine à glace (COPsol=0.12)
- Refroidissement silo à grains
(Gel Silice + H2O, COPsol=0.1).
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62
Froid solaire, le retour ! (années 2000) - 2
• Congélateur solaire à thermochimie
• PROMES (N. Le Pierrès, N. Mazet,
D. Stitou, 2008)
 BaCl2 + NH3, double étage
intermittent,
T_evap -> -20°C.
•
Aussi ITW Univ. Stuttgart (Erhard, 1998) :
 Capteur à concentration +
SrCl2 + NH3, intermittent
(COPsol=0.07).
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63
31
Froid solaire, le retour ! (années 2000) – 3
D’autres objectifs, d’autres techniques
• Jusque 2000, machines conçues pour refrigération
(conservation aliments ou vaccins en l’absence de fourniture électrique
fiable) et qui forment un tout (p.ex. sorbant -liquide ou solidechauffé directement dans capteur solaire).
• Après 2000, machines pour la climatisation solaire, afin de
diminuer l’effet « îlot de chaleur urbain » et de substituer, au
moins partiellement, une source renouvelable à l’électricité.
Ces machines vont pouvoir utiliser des composants existants
par ailleurs.
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Master 2 OMEBA
64
Les îlots de chaleur urbains
• Entre un centre-ville et sa périphérie, il existe une
différence systématique de quelques degrés Celsius.
• Cause : l’énergie dégagée par l’activité humaine.
• En été, le phénomène « d’îlot de chaleur urbain »,
a une très forte interaction avec l’usage croissant de la
climatisation (cf. USA, Athènes, …).
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65
32
Le cercle vicieux de la climatisation (1)
• En centre-ville, il fait chaud
(30-35°C, voire plus).
• De plus en plus de climatiseurs
sont donc installés ;
ces climatiseurs consomment de
l’électricité …
… qui finalement se transforme
en chaleur rejetée dans l’air
ambiant.
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Master 2 OMEBA
66
Le cercle vicieux de la climatisation (2)
Deux conséquences :
• (1) La température en
centre-ville augmente,
la puissance des
climatiseurs augmente,
ce qui augmente la
consommation électrique.
• (2) L’écart de température entre
espaces climatisés et air extérieur augmente,
l’efficacité des climatiseurs diminue,
ce qui augmente d’autant plus leur consommation électrique.
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Master 2 OMEBA
67
33
Solutions
• Diminuer les besoins en climatisation active
(ventilation nocturne, toitures vertes, etc.)
• Faire fonctionner les climatiseurs
avec de l’énergie déjà présente en ville :
rejets thermiques si possible
ou énergie solaire.
Substituer le soleil à l’électricité
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Master 2 OMEBA
68
Froid solaire, le retour ! (années 2000) - 4
• Sorption solide - Thermochimie
• PROMES (G. Tanguy, N. Mazet & D. Stitou)
BaCl2-NH3, intermittent,
Stock froid (PCM à 5°C),
COPsol = 0.085 ; 0.43 kWh.m-2.j-1.
• Capteurs solaires du commerce +
machine frigorifique expérimentale
• Adsorption (cycle dessiccant ou fermé)
 LEPTIAB Univ. La Rochelle (P. Bourdoukan,
E. Wurtz, P. Joubert)
COPel = 3.6
COPsol = 0.13 (= 0.5 x 0.4)
Consommation d’eau = 4.5 l/kWh_fd
 Et encore : TECSOL (A. Le Denn) Gel de silice-eau,
intermittent, COPsol = 0.09 ; 0.50 kWh.m-2.j-1.
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69
34
Froid solaire, le retour ! (années 2000) - 5
• Sorption liquide
• PIMENT (F. Lucas, O. Marc)
LiBr-H2O, continu,
Stock froid (Eau),
COPsol = 0.17 ; 0.77 kWh.m-2.j-1.
• CEA-INES (F. Boudehenn, G. Tanguy)
LiBr-H2O, continu,
COPsol = 0.11 ; 0.55 kWh.m-2.j-1.
•
Note : Valeurs données pour Climsol, Tecsol, Leptiab, Rafsol et Solera =
moyennes expérimentales réalisées sur de longues périodes (> 1 mois).
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70
Froid solaire, le retour ! (années 2000) - 6
• À l’étranger
• ZAE-Bayern (C. Schweigler et al.)
LiBr-H2O, continu,
Stock PCM entre rejets et air
extérieur pour améliorer le COP et
diminuer consommation électrique,
pas de COPsol donné.
• Mais aussi à T.U.Berlin ou Fraunhofer en Allemagne,
et aussi en Espagne (Séville), en Chine, à Taiwan, en Autriche,
en Italie …
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71
35
Un marché émergent
Nb Unités Clim Solaires dans le Monde
700
600
500
400
Nb Unités Clim
Solaires dans le Monde
300
Données Tecsol
200
100
0
2004
2006
2007
2008
2009
2010
Combien
?
120 millions
de climatiseurs
installés dans
le monde
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72
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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Master 2 OMEBA
73
36
Ne pas négliger la consommation électrique
Qsol
Qamb
Rapport Froid
Qfroid
produit sur
Consommation
électrique totale
(auxiliaires)
W
aux
• Critère No 2 :
COPel 
Q froid
Waux
Intégration sur un temps suffisant.
(<0)
Expériences ‘ORASOL’, deux climatisations solaires :
- PIMENT, 90 m2 capteurs plans 2-Vitr ; LiBr+H2O,
- COPel = 2.5 ;
- PROMES, 22 m2 capteurs plans 1-Vitr ; BaCl2+NH3,
COPel = 7 ;
(autres valeurs : 4, 5, et … 2)
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Master 2 OMEBA
74
Le froid solaire n’annule pas
la consommation d’électricité
• Une climatisation à compression
a un COPel d’environ 3.
• Une valeur de 7 pour le COPel
représente une économie d’électricité correcte (env. 50 %)
mais pas totale.
• Des contre-performances sont possibles :
certaines expérimentations solaires consomment
plus d’électricité qu’un climatiseur à compression.
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Master 2 OMEBA
75
37
La cause première de consommation électrique
le rejet de chaleur à l’air extérieur
• Tour de refroidissement
sur le toit du bâtiment,
sèche ou humide,
avec ou sans ventilateur,
…
•
Rejets de chaleur
condenseur et absorbeur.
Pour réduire les T et
augmenter le COP de l’unité :
1/ faire circuler un fort débit de
fluide caloporteur (eau) entre unité de froid et la tour ;
2/ actionner un ventilateur pour assurer une convection forcée d’air
extérieur.
• Peut s’avérer une cause de forte consommation des auxiliaires.
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Master 2 OMEBA
76
Autre cause de consommation par les auxiliaires
la circulation du fluide caloporteur dans les capteurs
PIMENT (La Réunion) ---------------------- PROMES (Perpignan)
Capteurs solaires sur le toit ;
Local technique au RdC ;
La circulation du fluide caloporteur
consomme de l’énergie (pompe).
• Limiter la taille du champ de capteurs
et sa distance à l’unité de froid.
• Limiter l’utilisation de la pompe au nécessaire.
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Master 2 OMEBA
77
38
Influence de l’efficacité de l’unité de froid
Générateur
absorbeur
Condenseur
Evaporateur
• COPunit : Qevap / Qchauf . Aux dissipations près on a :


1
Qrej  (Qcond  Qabs )  Qevap  Qchauf  Qevap 1 

 COPunit 
• Machine à compression : COPunit  3 ->
Qrej  1.3  Qevap
• Machine à absorption simple-effet :
Qrej  2.4  Qevap
COPunit  0.7 ->
• Machine à absorption double-effet :
Qrej  1.8  Qevap
COPunit  1.2 ->
• Le COPunit a une influence directe sur le flux à rejeter,
et donc sur débit de fluide caloporteur et écarts de température et
surface d’échange, et donc sur consommation des auxiliaires.
• Diminuer les T augmente le COPunit.
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Master 2 OMEBA
78
Influence des technologies sur le COPel
• Une bonne technologie de tour de refroidissement
et une bonne stratégie de contrôle pour augmenter
le COPel.
• Autres pistes :
rejets nocturnes
ou
transferts directs
ou
rejets vers le sol
(quand possible)
Source :
Ursula Eicker
ZAFHNET
Laboratoire d’ Informatique pour la Mécanique et les Sciences de l’Ingénieur
Master 2 OMEBA
79
39
Autres éléments de réflexion
pour diminuer la consommation électrique
• Utiliser le refroidissement par échangeur enterré.
• Utiliser les différences entre cycles intermittents et cycle continus
 Cycles Intermittents : Condensation le jour et ab/ad-sorption
la nuit = rejets de chaleur sur période plus longue.
 Cycles continus : Condensation ET sorption le jour
= rejets de chaleur sur période plus courte.
• Réduire le nombre de boucles de transferts (favoriser les
transferts directs), voire utiliser des caloducs,
• …
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Master 2 OMEBA
80
Cycle à double-effet
Condenseur
HP
Générateur
HP
Générateur
HP
Condenseur
HP
Condenseur
Condenseur
MP
Condenseur
MP
Générateur
Générateur
MP
Générateur MP
Absorbeur
Absorbeur
Évaporateur
Evaporateur
En ajoutant un générateur et un condenseur haute pression (HP), la
chaleur dégagée par ce dernier fait fonctionner « gratuitement » le
Laboratoire d’ Informatique
pour
la Mécanique
et les (MP).
Sciences de l’Ingénieur
générateur
moyenne
pression
Master 2 OMEBA
81
40
Cycle à double-effet avec
récupération chaleur interne
Condenseur
HP
Générateur
HP
Échangeur
de chaleur
Condenseur
MP
Générateur
HP
Échangeur
Condenseur
HP
Condenseur
MP
Échangeur
de chaleur
Générateur
MP
Échangeur
Générateur MP
Absorbeur
Absorbeur
Évaporateur
Evaporateur
En plus du double-effet, toutes les récupérations
internes de chaleur sensibles peuvent aussi être faites
Laboratoire d’ Informatique pour la Mécanique et les Sciences de l’Ingénieur
(ici deux échangeurs solution / solution)
Master 2 OMEBA
82
Quelques exemples de COP
Sources de chaleur à 85, 35 et 5°C
• COP cycle simple effet sans récupération : 0,67
• COP cycle simple effet avec récupération : 0,8
Sources de chaleur à 60, 25 et 5°C
• COP cycle simple effet avec récupération : 0,87
Sources de chaleur à 100, 30 et 5°C
• COP cycle simple effet avec récupération : 0,86
Combinaison des deux derniers
• COP cycle double effet avec récupération : 1,52
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Master 2 OMEBA
83
41
• RAPPELS
• BILANS D’ÉNERGIE, SUITE DU COURS No 1
• LE RAFRAICHISSEMENT PAR ÉVAPORATION,
DIRECTE OU INDIRECTE
• LE RAFRAÎCHISSEMENT PAR CYCLE DESSICCANT
• HISTORIQUE ET RÉALITÉ DU FROID SOLAIRE
• SUBSTITUTION DU SOLAIRE À L’ÉLECTRICITÉ
• TENDANCES ACTUELLES
• CONCLUSIONS
• Annexes
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Master 2 OMEBA
84
Croître
• Augmenter la taille, augmenter la puissance
• Augmenter la température du fluide à la sortie de capteurs
• Augmenter la concentration optique (Fresnel, Parabolique)
• Augmenter la puissance des unités de froid
• Augmenter leur nombre d’effets
• Augmenter leur COPunit.
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Master 2 OMEBA
85
42
Des projets de plus en plus grands
• Associant capteurs à concentration et unités de froid à haut COP
Source :
Daniel Mugnier
TECSOL
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Master 2 OMEBA
86
Voire pharaoniques
• Mais en soignant la consommation énergétique :
800 kW « seulement » de puissance froid.
Source :
Ursula Eicker
ZAFHNET
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Master 2 OMEBA
87
43
Autres tendances des réalisations actuelles
• Le fonctionnement hybride (soleil + …) est préféré
à un fonctionnement autonome en solaire seul :
fraction solaire de l’ordre de 0,5.
• Investissement
entre 5000 € / kW froid (pour les petites unités)
et 2500 € / kW froid (pour les grandes) ;
autres estimations : avec un facteur 1,5-2.
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Master 2 OMEBA
88
Conclusions
• Le froid solaire, en particulier la climatisation, va très
probablement se développer, d’abord dans le tertiaire.
• Il faut encore améliorer l’efficacité des systèmes,
p.ex. en utilisant augmentant la puissance.
• Il faut peut-être aussi améliorer les procédures opératoires.
• Il faut surtout veiller à la consommation
électrique effective de ces systèmes.
• Le problème est plus complexe qu’à première vue,
et reste encore du ressort de la recherche,
en thermique-énergétique comme
en mathématiques appliquées.
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Master 2 OMEBA
89
44
• Merci de votre attention
et de vos questions
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90
Annexes
Quelques autres procédés de réfrigération solaire
Expressions des énergies mises en jeu
Un peu de bibliographie
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91
45
Éjection - 1
Générateur
de
vapeur
Condenseur
Source : EERE Information Center
– US DOE (Energy Efficiency &
Renewable Energy)
www.eere.energy.gov
Évaporateur
Système de
distribution du froid
• La détente de vapeur motrice (de 300 à 5 kPa)
permet d’aspirer de la vapeur (de 1 à 5 kPa).
• L’évaporation de vapeur à basse pression produit du froid.
• Fonctionnement en continu.
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92
Éjection - 2
• Capteurs cylindroparaboliques (140°C) :
production de vapeur
(3 bars).
• Quel COP de cycle ?
• Quel COP solaire
intégré sur la
journée ?
1 : capteur, 2 : éjecteur, 3 : évaporateur, 4 : ballon
de vapeur, 5 : condenseur, 6 : aéro-réfrigérant.
Pollerberg et al., Apllied Thermal Engng (Elsevier), 2009.
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93
46
Thermo-acoustique
• Un gradient de température dans un stack
génère une onde acoustique
(énergie mécanique générée
par source chaude solaire) ;
• Une onde acoustique dans un stack génère
un gradient de température :
pompage de chaleur = réfrigération.
• Rendement ?
Wheatley,
Swift, & al.:
Beer cooler
• Thermo-électrique, ou encore d’autres ?
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Master 2 OMEBA
94
Le cycle à absorption liquide :
bilan de masse 2
Le LiBr seul
ne s’accumule nulle part.
Conséquence :
Le débit de LiBr traversant est le
même en chaque point du cycle
ABDF.
C
D
B
E
A
F
P.ex. débit LiBr en A = débit LiBr en D.
C’est la masse de LiBr(seul) qui est prise comme référence :
Les quantités d’eau sont rapportées à la masse unitaire de LiBr,
d’où la définition de la concentration via la Masse d’eau par unité de
masse de sel (LiBr), notée w [en kg_H2O par kg_LiBr] :
1 x 
Avec x = Concentration en LiBr (masse LiBr / masse solution),
w
 x


Dans l’exemple ci-dessus, w=0.92-0.61=0.31 [kg_H2O.(kg_LiBr)-1]
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95
47
Le cycle à absorption liquide :
bilan de masse 4
Calcul de la masse d’eau cyclée [par
C
kg D
de LiBr circulant] dans le
condenseur C et l’évaporateur E :
B
w  wA  wD
Dans le fonctionnement d’une
machine à absorption,
c’est le débit de solution extrait de
 sol , A
l’absorbeur A qui est fixé. m
E
F
A
m sol , A
wA 
1  x 
Attention : débit de solution (indice
wsol) wA  wD
 w
wD  ≠ débit de LiBr
x (indice s).
xA
m s  m sol , A .x A
xD
Débit d’eau à l’évaporateur et …… :
m w, E  m s .w
Débit de solution extrait du générateur :
m sol , D  m s / xD  m sol , A  m w, E
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96
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
1. Froid produit (flux de chaleur extrait par l’évaporateur)
LnP
C
D
B
E
A
F
-1/T
Débit d’eau aux condenseur &
m s .w
évaporateur :
calcul de la puissance frigorifique
produite à l’évaporateur
Utilisant l’enthalpie et sa propriété de fonction d’état.
Décomposition en deux étapes :
1. Refroidissement de l’eau liquide
de Tc à Te (chaleur sensible) : … qce  m s .w. c plw .Te  Tc  ;  0
2. Évaporation à Te : …………………… qe  m s .w .Levap (Te ) ;  0
Total = q E  qce  qe ;  0
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97
48
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
2. Chaleur fournie par la source chaude (1)
B
C
LnP
D
constantes, pas de changement de phase,
débit de solution constant. La chaleur reçue
se transforme
en chaleur sensible.
_
E
F
A
-1/T
_
Calcul de la puissance thermique
fournie par la source chaude
Phase isostérique AB : compositions x et w
qh1   m sol .dh  m s .(1  wA ). c psol ( wA ,T ) .dT  m s .(1  wA ).c psolAB .(TB  TA )
_
_
Phase isobare BD : Augmentation de température. Pour les compositions :
x croît, w décroît, de l’eau est désorbée ; le débit de solution décroît :
chaleur sensible ET chaleur latente (cf. pl 44).
_


_
_
_
_
qh 2   m sol .c psol ( w,T ) .dT  H .dm sol   m s .(1  w).c psolBD .dT   H .d[m s .(1  w)]
_
qh 2  m s .(1  wBD ).c psolBD .(TD  TB )  H .m s .( wD  wB )
H .( wD  wB )  0
Total = q H  qh1  qh 2
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Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
3. Chaleur échangée par le condenseur (1)
LnP
C
D
B
E
A
•
•
F
-1/T
Connaissant le débit de solution sortant
de l’absorbeur et les points A, D, C, E,
calcul de la puissance thermique
échangée au condenseur.
Reçue ou rejetée ?
Lorsque la température de la solution passe de Tdes à Tdes+dTdes
Débit élémentaire de vapeur désorbé :
(TB<Tdes<TD)
 w 
dm vap  dm sol  d [m s .(1  w)]   m s .dw   m s . 
 .dTdes
 T  P
Quelle(s) transformation(s) entre désorption à Tdes, et sortie condenseur ?
 Tc






 dh  dmvap .   c pvap .dT   H cond 
Tdes

 Tdes

dqC  dm vap .c pvap . Tc  Tdes  +dm vap .H cond
dqC  dm vap .
Tc
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49
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
3. Chaleur échangée par le condenseur (2)
C
LnP
D
B
E
F
A
•
•
•
-1/T
Connaissant le débit de solution sortant de
l’absorbeur et les points A, D, C, E, calcul de la
puissance thermique échangée au condenseur.
Désurchauffe de la vapeur depuis sa
température de désorption, Tdes, jusqu’à Tc,
puis condensation à Tc .
TD
Intégration sur toute la désorption, de TB à TD :

 vap  m s .w
Masse de vapeur cyclée (avec notation Pl. 60) : mvap  dm
Chaleur échangée au condenseur :
qC 
TD
qC 
TB
 dqC
TB


TD

 w 
 m s . T  P c p . Tc  Tdes  +H cond  .dTdes 
vap
TB
T
T
D
D
 w 

 w 


qC  m s .c pvap .  
T
T
T
m
H
.
.d
.
.






c
des
des
s
cond  

 dTdes 
T  P
T  P


TB 
TB 
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Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
3. Chaleur échangée par le condenseur (3)
LnP
C
D
B
E
A
F
-1/T
Connaissant le débit de solution sortant de
l’absorbeur et les points A, D, C, E, calcul de la
puissance thermique échangée au condenseur.
Désurchauffe de la vapeur depuis sa température de
désorption, Tdes, jusqu’à Tc, puis condensation à Tc .
m vap  m s .w  m s .( wA  wD )
•
T
T
D
D
 w 

 w 

qC  m s .c pvap .  
 . Tc  Tdes  .dTdes   m s .H cond .  
 dTdes 


T
T
P
P


T 
T 
B
qC  m s .c pvap . Tc  Tdes  .(w)  m s .[ L(Tc ) ].(w)
B
qC  m s .w. c pvap . Tdes  Tc   L(Tc ) 


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50
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
4. Chaleur rejetée par l’absorbeur (1)
D
B
C
LnP
E
A
F
Connaissant le débit de solution sortant
de l’absorbeur et les points A, D, C, E,
calcul de la par l’absorbeur à la
source à température intermédiaire
Deux étapes :
-1/T
D -> F et
F -> A
1. Phase isostérique DF -> compositions x et w constantes,
pas de changement de phase,
débit de solution constant.
F
_
D
_
qa1   m sol .dh  m s .(1  wD ). c psol .dT  m s .(1  wD ).c psolDF .(TF  TD )
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102
Le cycle à absorption liquide : bilans de chaleur
4. Chaleur rejetée par l’absorbeur (2)
D
B
C
LnP
E
A
A
F
-1/T
2. Phase isobare :
idem désorption sauf que la vapeur
venant de l’évaporateur doit être
chauffée. A m .c
 sol psol ( w,T ) .dT  H .dm sol 

qa 2   
 c pvap . T  Te  .dm sol

F

A
A
 w 
qa 2   m s .(1  w).c psolFA .dT   H .d[m s .(1  w)]   c pvap . T  Te  .m s . 
 .dT
T  P

F
F
F


qa 2  m s .(1  wFA ).c psolFA .(TA  TF )  H .m s .( wA  wF )  c pvap . Tabs  Te .m s .( wA  wF )


qa 2  m s .(1  wFA ).c psolFA .(TA  TF )  m s .( wA  wF ).[H .  c pvap . Tabs  Te ]
Total = q A  qa1  qa 2
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103
51
Schéma machine
Yazaki
35-100 kWfd
• -
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104
Performances d’une machine réelle
Puissance froid de la machine Yazaki WFC-SC (10)
en fonction de la température d’entrée eau chaude.
Expliquer le
comportement,
par exemple
quand la
température
chaude passe de
88 à 93 °C.
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105
52
Pression partielle d’eau
et humidité relative
•
•
•
•
•
H = humidité absolue [kg_H2O / kg_air_sec]
Ma = Masse molaire de l’air = 28,97 g / mole.
Mw = Masse molaire de l’eau = 18,02 g / mole.
Air humide à pression atmosphérique patm.
Pression partielle H2O pw tel que
 Pw/patm = Nb moles H2O / Nb moles total (air + H2O)
pw
H / Mw
H
H



patm H / M w  1/ M a H  M w / M a H  0.622
• Humidité relative w :
w  pw / psat (T )  1
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106
Le diagramme psychrométrique
(de l’air humide, de Carrier )
Humidité absolue
[g_H2O/g_air_sec]
-> Pression partielle
Humidité relative
[%] + courbe
saturation
Enthalpie [kJ/kg]
Température
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107
53
Enthalpie de l’air humide
• État de référence T0 = 0°C (arbitraire en fait), et …
 1. Air sec à T0,
 2. Eau liquide à T0,
• et pour masse de référence : 1 kg d’air sec.
h(T , H )  c pa .(T  T0 )  H .  Levap (T0 )  c pv .(T  T0 ) 
• cpa = 1.005 kJ.kg-1.K-1 ; chaleur massique de l'air sec
Levap = 2502 kJ.kg-1 ; chaleur latente évaporation de l’eau
cpv = 1.90 kJ.kg-1.K-1 ; chaleur massique de la vapeur d’eau
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108
Quelques références, historiques, et récentes
Exell, www.appropedia.org (?) [cite de
nombreux articles H2O+NH3].
Bourdoukan & al., Solar Energy 2009,
2010.
Chinnappa, Solar Energy, 1962.
Lucas & al., Eurosun Conf., 2008.
Trombe & Foex, New Courses of Energy, 1964.
Wang R.Z. et al., Appl. Therm. Engng.,
2004, 2006.
Swartman & Swaminathan, Mechanical Engng, 1971.
Farber, ISES Conf. Melbourne Australia, 1970.
Erhard et al., Int. J. Refrig. 1998.
Worsøe-Schmidt, Int. J. Refrig., 1979 Int. J. Ambient Energy, 1983.
Helm, Schweigler et al., Int. J. Refrig.
2009.
Guilleminot & Meunier, Rev. Gén.
Thermique, 1981.
Pons & al., J. Solar Energy Engng ASME,
1986, 1987.
Grenier & al., J. Solar Energy Eng.
ASME, 1988.
Le Pierrès & al., Int. J. Refrig. 2007,
Energy 2007, Chem. Engng Proc.
2008.
Les TASKS No 38 et 48 de l’Agence Int.
Énergie (Int. Energy Agency – Solar
Heating and Cooling)
Boubakri & al., Renewable Energy,
1992a,b.
Kodama & al., Int. J. Energy Res.,
2000a,b. Adsorption 2005.
Intersolar Europe Conf. 2012, Munich
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109
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