Développement d’une pompe à chaleur à adsorption en vue de

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Développement d’une pompe à chaleur à adsorption envue de l’utilisation des rejets thermiques d’une pile à

combustible embarquéeJulien Leprieur

To cite this version:Julien Leprieur. Développement d’une pompe à chaleur à adsorption en vue de l’utilisation desrejets thermiques d’une pile à combustible embarquée. Thermique [physics.class-ph]. 2014. �dumas-01700869�

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CONSERVATOIRE NATIONAL DES ARTS ET METIERS

PARIS

MEMOIRE

Présenté en vue d'obtenir

Le DIPLOME d'INGENIEUR CNAM

Spécialité : ENERGETIQUE

Option : FROID ET CLIMATISATION

par

Julien LEPRIEUR

DEVELOPPEMENT D’UNE POMPE A CHALEUR A ADSORPTION

EN VUE DE L’UTILISATION DES REJETS THERMIQUES D’UNE

PILE A COMBUSTIBLE EMBARQUEE

Soutenu le 09/09/2014

JURY

PRESIDENT :

Christophe Marvillet, Professeur CNAM

MEMBRES :

Cyril Toublanc, Maître de conférences CNAM

Brice Tréméac, Maître de conférences CNAM

Sylvain Noël, Responsable pôle énergies CLAUGER

Nicolas Vivenzio, Responsable pôle froid CLAUGER

REMERCIEMENTS

Je tiens tout d’abord à remercier Monsieur Francis Meunier, Professeur Emérite au

Conservatoire National des Arts et Métiers, et qui était à l'époque de mes travaux Directeur

de l’Institut Français du Froid Industriel, pour m’avoir permis de réaliser ce mémoire au

laboratoire LGP2ES. L’opportunité de travailler sur ce sujet de recherche appliquée a été

pour moi l’élément déclencheur de ma poursuite d’étude vers le cycle d'ingénieur.

Ensuite, mes remerciements vont à Monsieur Marc Clausse, Maître de conférences

au CNAM, pour l’encadrement qu’il m'a prodigué durant mes deux années au laboratoire. Sa

disponibilité et ses nombreux conseils ont été essentiels à l’aboutissement de mon travail, et

ont fait de cette expérience une période riche d’enseignements.

Je tiens également à remercier toute l’équipe du laboratoire pour leur sympathie et

leur bonne humeur qui m’ont permis d’évoluer dans un cadre convivial. Merci à Brice, Cyril,

Jean-Pierre, Marie-France, Patrick et tout particulièrement à Fatma, François, Medhi et

Pierre pour leur aide et leur gentillesse.

Je voudrais enfin remercier Fanny, pour son précieux soutien et ses encouragements

qui m'ont aidé à finaliser ce mémoire.

Table des matières

REMERCIEMENTS ............................................................................................................................ 3

NOMENCLATURE ............................................................................................................................. 7

INTRODUCTION ............................................................................................................................. 10

1. Systèmes de production de froid par sorption ...................................................................... 13

1.1 Généralité sur la compression thermique ...................................................................... 13

1.2 Les machines à absorption ............................................................................................. 14

1.2.1 Principe de fonctionnement.................................................................................... 14

1.2.1.1 Cycle à simple effet .......................................................................................... 14

1.2.1.2 Cycle à double effet ......................................................................................... 16

1.2.2 Couples absorbat/absorbant ................................................................................... 17

1.3 Les machines à adsorption ............................................................................................. 19

1.3.1 Principe de fonctionnement.................................................................................... 19

1.3.1.1 Cycle continu .................................................................................................... 19

1.3.1.1 Cycle à récupération de chaleur ...................................................................... 21

1.3.1.2 Cycle à propagation de front de chaleur ......................................................... 22

1.3.1.3 Cycle à récupération de masse ........................................................................ 23

1.3.2 Couples adsorbant/adsorbat ................................................................................... 23

1.3.2.1 Méthanol / Charbon actif ................................................................................ 25

1.3.2.2 Ammoniac / Charbon actif ............................................................................... 25

1.3.2.3 Eau / Zéolite ..................................................................................................... 25

1.3.2.4 Eau / Gel de silice ............................................................................................. 26

1.3.3 Amélioration du transfert de masse et de chaleur ................................................. 26

1.3.3.1 Amélioration de l’adsorbant ............................................................................ 27

1.3.3.2 Amélioration de la géométrie du lit ................................................................. 27

1.3.4 Systèmes à adsorption pour les applications mobiles ............................................ 27

2. Conception de la pompe à chaleur à adsorption ................................................................... 32

2.1 Principe de fonctionnement du système global GAPPAC® ............................................ 32

2.1.1 Le reformeur ............................................................................................................ 33

2.1.2 La pile à combustible à hydrogène.......................................................................... 34

2.1.3 Le système de climatisation du prototype .............................................................. 35

2.2 Cahier des charges pour le module de climatisation ..................................................... 35

2.3 Exploitation du pré-dimensionnement par simulation numérique ............................... 36

2.3.1 Solutions envisagées ............................................................................................... 37

2.3.2 Architecture retenue ............................................................................................... 39

2.4 Dimensionnement .......................................................................................................... 42

2.4.1 Réseau primaire en fluide frigorigène ..................................................................... 42

2.4.1.1 Adsorbeurs ....................................................................................................... 42

2.4.1.2 Condenseur ...................................................................................................... 46

2.4.1.3 Evaporateur ...................................................................................................... 47

2.4.1.4 Réseau fluidique ............................................................................................... 52

2.4.1.5 Vanne de laminage .......................................................................................... 53

2.1.1. Réseaux secondaires ............................................................................................... 54

3. Réalisation du prototype ....................................................................................................... 59

3.1 Adsorbeurs ...................................................................................................................... 59

3.1.1 Conception des adsorbeurs ..................................................................................... 59

3.1.2 Instrumentation des adsorbeurs ............................................................................. 61

3.1.3 Régulation des adsorbeurs ...................................................................................... 62

3.2 Evaporateur .................................................................................................................... 63

3.2.1 Conception de l'évaporateur ................................................................................... 63

3.2.2 Instrumentation de l'évaporateur ........................................................................... 63

3.2.3 Régulation de l'évaporateur .................................................................................... 64

3.3 Condenseur ..................................................................................................................... 64

3.3.1 Conception du condenseur ..................................................................................... 64

3.3.2 Instrumentation du condenseur ............................................................................. 64

3.4 Armoire électrique et supervision .................................................................................. 65

3.5 Procédures de mise en service ....................................................................................... 67

3.5.1 Régénération des adsorbeurs ................................................................................. 67

3.5.2 Tests de tenue au vide ............................................................................................ 68

3.5.3 Charge en réfrigérant .............................................................................................. 70

4. Résultats et analyses .............................................................................................................. 72

4.1 Caractérisation de l’évaporateur à plaques ................................................................... 72

4.1.1 Protocole opératoire ............................................................................................... 72

4.1.2 Influence de la source froide et du remplissage en liquide .................................... 78

4.1.3 Influence du circuitage ............................................................................................ 80

4.1.4 Influence du remplissage ........................................................................................ 82

4.2 Cycles continus ............................................................................................................... 82


4.2.2 Diagnostics des problèmes rencontrés ................................................................... 82

4.3 Cycles intermittents ........................................................................................................ 89


4.3.2 Influence des régimes de fonctionnement ............................................................. 89

4.3.3 Caractérisation des UA et comparaison à la simulation ......................................... 92

5. Conclusion et perspectives .................................................................................................... 95

ANNEXES ........................................................................................................................................ 97

BIBLIOGRAPHIE ............................................................................................................................ 108

LISTE FIGURES .............................................................................................................................. 110

LISTE TABLEAUX ........................................................................................................................... 113

NOMENCLATURE

7

NOMENCLATURE

Acronymes

ANR Agence Nationale de Recherche

CFC Chlorofluorocarbure

HFC Hydrofluorocarbure

HCFC Hydrochlorofluorocarbure

GAPPAC Groupe Auxiliaire de Puissance à Pile à Combustible

GWP Global Warning Potential (Potentiel de réchauffement global)

ODP Ozone Depletion Potential (Potentiel de destruction d’ozone)

PAN-H Plan d’Action National sur l’Hydrogène et les piles à combustible

PEMFC Proton Exchange Membrane Fuel Cells

TOPMACS Thermally Operated Mobile Air Conditioning Systems

Notations latines

Cp chaleur spécifique à pression constante J.kg-1.K-1

FC Flux critique (crise d’ébullition) W/cm²

COP coefficient de performance -

dh diamètre hydraulique m

e épaisseur m

f fréquence Hz

h enthalpie J.kg-1

h coefficient d’échange thermique convectif W.m-2.K-1

h hauteur mm

L longueur m

Lv chaleur latente de changement de phase J.kg-1

m masse kg

m� débit massique kg.s-1

q quantité à l’équilibre kg.kgads-1

q quantité de chaleur (indice spécifié) J

Q� puissance W

PFS puissance frigorifique spécifique W.kgads-1

r coefficient de régénération -

8

S surface m²

t temps s T température °C

U coefficient d’échange thermique W.m-2.K-1

V volume m3

V� débit volumique m3.s-1

Notations grecques

∆ variation -

∆� chaleur d’adsorption massique J.kgads-1

� porosité -

conductivité thermique W.m-².K-1

masse volumique kg.m-3

� tension superficielle N.m-1

�S constante de Stefan Boltzmann W.m-2.K-4

� viscosité dynamique Pa.s

viscosité cinématique m².s-1

vitesse m.s-1

Nombres adimensionnels

Nu nombre de Nusselt � . ��

�

NUT nombre d’unité de transfert � . �

�� .��

Pr nombre de Prandtl � . ��

�

Re nombre de Reynolds � � . �

�

Indices et exposants

abs absorption

ads adsorbant

b bulle

cond condensation

c carnot

cyc cycle

9

dés désorption

evap évaporation

ext extérieur

fl fluide frigorifique

int intérieur

liq liquide

LDR laine de roche

p paroi

rej réjection

sat saturation

sc source chaude

sf source froide

vap vapeur

,e entrée

,s sortie

INTRODUCTION

10

INTRODUCTION

Le secteur de la climatisation est, à l'échelle mondiale, en pleine expansion. En effet, les

besoins de climatisation sont en constante augmentation, en particulier dans le domaine du

tertiaire, du résidentiel, et du transport. Afin de pouvoir répondre aux enjeux énergétiques et

environnementaux du XXIème siècle, des solutions alternatives de climatisation doivent être

développées.

En raison de son intérêt économique provenant de coefficients de performance élevés, les

systèmes frigorifiques à compression mécanique se sont imposés comme le standard des

climatiseurs et pompes à chaleur. Cependant, ces machines utilisent essentiellement des

fluides frigorigènes ayant un fort impact d’effet de serre et, pour certains, un potentiel de

destruction de la couche d’ozone. De plus, la consommation croissante d’énergie électrique

nécessaire au fonctionnement de ces systèmes contribue indirectement au réchauffement de la

planète.

La convention de Vienne pour la protection de la couche d'ozone (1985) et le protocole de

Montréal (1987) ont permis de définir un calendrier pour réduire et, à terme, éliminer les

substances qui appauvrissent la couche d’ozone stratosphérique (ODP), comme les

chlorofluorocarbures (CFC) et les hydrofluorocarbures (HCFC). Le protocole de Kyoto entré en

vigueur en 2005 vise à la réduction des émissions de gaz à effet de serre, parmi lesquels les

HFC, fluides de substitutions. La pérennité de ces fluides de synthèse n’est donc pas assurée, et

son utilisation sera à l’avenir de plus en plus réglementée. En Europe par exemple, le projet de

modification de la directive F-GAS sera défini dans le courant de l'année 2013 et portera sur la

réduction de l’utilisation des fluides HFC à fort GWP. Il concernera également les applications

de climatisation mobile pour les transports. Cette évolution confirme la volonté des instances

européennes d’agir de manière forte et rapide contre l’utilisation des HFC, et notamment ceux

à fort potentiel de réchauffement.

Les machines frigorifiques à adsorption fonctionnent avec des fluides frigorigènes naturels sans

effet néfaste sur l’environnement comme l’eau, l’ammoniac et le méthanol. Elles se

positionnent dès lors comme une alternative durable et respectueuse de l’environnement.

INTRODUCTION

11

La crise énergétique mondiale de 1970 a provoqué une prise de conscience sur l’importance de

l’efficacité énergétique en raison de l’augmentation du coût de l’énergie primaire. Malgré cela,

les cycles thermodynamiques des machines thermiques ont de faibles rendements, et dégagent

une chaleur résiduelle représentant environ 50 à 70 % du carburant consommé pour les

centrales thermiques, et environ 50 à 60 % pour les moteurs à combustion interne (Wang, et

al., 2010). Cette quantité de chaleur inutilisée diminue inévitablement le rendement du

système et dégage de surcroît une pollution inutile.

Les machines à adsorption fonctionnent par compression thermique avec une source de

chaleur similaire à cette énergie fatale. En effet, les adsorbeurs sont alternativement chauffés

et refroidis pour engendrer une adsorption et une désorption cyclique permettant de mettre en

circulation le fluide frigorigène et de produire l’effet frigorifique. L’intégration à ces systèmes

d’une pompe à chaleur à adsorption permet alors d’éviter les consommations électriques d’une

production frigorifique classique, et s’inscrit donc dans une volonté de sobriété énergétique.

Néanmoins, les machines à adsorption souffrent encore d’un manque de compétitivité et d’un

encombrement élevé. C’est pourquoi de nombreux travaux de recherches ont été entrepris ces

dernières années afin d’améliorer leur efficacité et leur compacité.

Les systèmes de cogénération, production simultanée de chaleur et d’électricité, se

développent de plus en plus dans le résidentiel. L’installation dans l’habitat de piles à

combustible, par exemple, s’intensifie au Japon et arrive progressivement en Europe. Un

couplage avec une pompe à chaleur à adsorption permet alors d’obtenir un système de

trigénération en employant l’excès de chaleur inutilisé en été pour la climatisation.

Ce mémoire traite du développement d’une pompe à chaleur à adsorption dans le cadre du

projet GAPPAC© (Groupe Auxiliaire de Puissance à Pile A Combustible), programmé et financé

par l’Agence National de la Recherche sur le Programme d’Action sur l’Hydrogène (ANR PAN-H,

2006). La possibilité de produire du froid à partir des sources chaudes de la pile à combustible

permet d’envisager une application vers la trigénération, et ainsi d'améliorer les performances

globales du système. Ce module de froid par adsorption est entièrement développé au CNAM à

l’IFFI et testé au sein du laboratoire. L’objectif est d’évaluer les possibilités ainsi que les limites

de la valorisation des rejets thermiques d’une pile à combustible embarquée sous contrainte de

volume et de masse limités. Ce prototype a également permis le développement d’un outil de

INTRODUCTION

12

simulation 2D-3D pour l’amélioration de la conception des adsorbeurs dédiés aux systèmes de

climatisation (Makni, 2012).

Le premier chapitre est consacré à l’étude générale des systèmes frigorifiques à sorption pour

la climatisation.

Le deuxième chapitre décrit la conception de la pompe à chaleur retenue. Le cahier des

charges, l’exploitation de la simulation numérique et le dimensionnement y sont développés.

Les étapes de réalisation du prototype sont présentées dans le troisième chapitre. Celui-ci

comporte la description des composants et la procédure de mise en service.

L’exploitation des essais et l’analyse des résultats seront présentés dans le dernier chapitre. Un

travail d’analyse sera entrepris en particulier pour le comportement de l’évaporateur à plaques

qui se trouve être l’originalité du prototype.

Chapitre 1 : Systèmes de production de froid par sorption

13

1. Systèmes de production de froid par sorption

1.1 Généralité sur la compression thermique

L’énoncé de Clausius postule « qu’il ne peut pas s’effectuer, sans compensation, un passage

de chaleur d’un corps froid à un corps plus chaud ». Ainsi, pour produire du froid, il est

nécessaire d’utiliser un système thermodynamique particulier auquel il faut fournir de l’énergie.

Ce système permet alors d’extraire de la chaleur d’un milieu (source froide) pour abaisser ou

maintenir sa température. Ces transformations thermodynamiques sont effectuées par

l’intermédiaire d’un fluide frigorigène qui prélève la chaleur à la source froide, en rejette à la

source chaude et reçoit de l’énergie en compensation.

Dans le cas des systèmes à sorption, l’énergie thermique se substitue à l’énergie mécanique pour

réaliser la compression des vapeurs. Ces machines utilisent une source chaude, nous sommes

ainsi en présence d’un cycle tritherme dont le schéma principe est présenté ci-dessous :

Figure 1.1 : Schéma d’une machine tritherme

Le COP de Carnot d’une machine tritherme s’exprime selon la formule suivante :

�� ! = #$%#&� = '()*+,

)$-)*+,)$% ('


14

1.2 Les machines à absorption

1.2.1 Principe de fonctionnement

L’absorption est le processus qui repose sur l’équilibre physique qui existe lorsqu’on met en

contact une phase gazeuse contenant une substance donnée (l’absorbat) et une phase liquide

(l’absorbant) dans laquelle cette substance est soluble. Ce phénomène est parfaitement

réversible. La solubilité de cette vapeur dans ce liquide dépend des conditions de température

et de pression. L’absorption est un processus exothermique qui se produit donc avec un

dégagement de chaleur. Le phénomène inverse, par lequel l’absorbat quitte l’absorbant, se

nomme la désorption. La désorption est un processus endothermique et se produit donc avec un

refroidissement. Les machines frigorifiques à absorption fonctionnent en cycle fermé en

exploitant les facultés de cette absorbant à absorber ou désorber une vapeur. La première

machine à absorption fut mise au point par l’inventeur Français Ferdinand Carré en 1859.

1.2.1.1 Cycle à simple effet

Le schéma ci-dessous représente un cycle standard à récupération interne d’une machine à

absorption :

Figure 1.2 : Schéma d’une machine à absorption à simple effet

Du point de vue fluidique, cette machine est divisée en deux sous-ensembles interconnectés.

Une partie est composée d’un système classique (condenseur, détendeur et évaporateur)

fonctionnant avec du fluide frigorigène pur. L’autre partie est constituée de l’absorbeur et du


15

désorbeur fonctionnant avec la solution binaire (absorbant et absorbat) qui permet d’assurer la

compression du fluide frigorigène et ainsi de réaliser le cycle frigorifique.

Le condenseur est refroidi par un fluide caloporteur afin d’extraire la puissance de condensation

Qcond nécessaire pour liquéfier le fluide frigorigène. C’est la température du fluide caloporteur,

égale à Trej, qui fixe la pression du couple condenseur/désorbeur, et par conséquent la

température de condensation. Le liquide subit une détente du point 1 au point 2 (haute pression

à la basse pression) à travers une vanne de laminage afin d’alimenter l’évaporateur. L’ébullition

du liquide permet de produire la puissance frigorifique Qevap souhaitée. Les vapeurs de fluide

frigorigène produites (point 3) dans l’évaporateur sont aspirées par l’absorbeur rempli d’une

solution absorbante concentrée. C’est la température du fluide frigoporteur, égale à Tsf, qui fixe

la température d’évaporation, et par conséquent la pression du couple évaporateur/absorbeur.

L’absorption est un phénomène exothermique, il en résulte un dégagement de chaleur Qabs à Trej.

La solution riche en fluide frigorigène (point 4) est envoyée vers le désorbeur (point 5), où se

produit le processus inverse. Une quantité de chaleur Qdes à Tsc permet de chauffer la solution et

provoque la désorption d’une partie du fluide frigorigène. La désorption est un phénomène

endothermique, il est donc nécessaire de chauffer le désorbeur. Les vapeurs sont transmises vers

le condenseur (point 6) pour finaliser le cycle frigorifique, et la solution appauvrie est renvoyée à

l’absorbeur (point 7) pour un fonctionnement continu de la machine. Un échangeur de

récupération interne permet de préchauffer la solution riche qui transite vers le désorbeur en

sous-refroidissant la solution pauvre circulant vers l’absorbeur. Cet équipement permet de

réduire les quantités de chaleur à transmettre à l’absorbeur et au désorbeur. Un gain de COP

d’environ 16% est obtenu en utilisant un échangeur à récupération interne d’une efficacité de

80% (Castaing-Lasvignottes, 2001).

Le diagramme d’Oldham est le plus utilisé pour représenter le cycle de la solution. Il permet de

donner la concentration de la solution représentée par l’isotitre x en fonction de la pression

(isobare horizontale) et de la température (isotherme verticale). L’eau pure à l’équilibre

liquide/vapeur (à saturation) est représentée par l’isotitre 0%. Le diagramme de Merkel est

également utilisé en particulier pour les calculs précis car il présente l’avantage de renseigner sur

l’enthalpie de l’absorbat et de l’absorbant.


16

Figure 1.3 : Représentation d’un cycle simple effet sur le diagramme d’Oldham

1.2.1.2 Cycle à double effet

Le cycle à double effet consiste à superposer deux cycles simple effet afin d’améliorer les

performances énergétiques de la machine. Le schéma en figure 1.4 présente son

fonctionnement.

Figure 1.4 : Schéma d’une machine à absorption à double effet


17

Ce cycle consiste à optimiser la chaleur consommée provenant de la source chaude en

l’exploitant une deuxième fois à travers un régénérateur intermédiaire. En effet, la chaleur de

condensation de l’étage haute pression (condenseur 1) est utilisée pour effectuer la désorption

du désorbeur 2.

Figure 1.5 : Représentation d’un cycle double effet sur le diagramme d’Oldham

1.2.2 Couples absorbat/absorbant

On retrouve deux principaux couples absorbat/absorbant :

• Ammoniac / Eau

Ce couple utilise l’ammoniac comme fluide frigorigène. Il présente l’avantage de fonctionner

à des pressions supérieures à la pression atmosphérique. Cependant, le cuivre ne peut pas être

utilisé, et ce système nécessite un rectifieur afin d’éliminer les traces d’eau contenues dans les

vapeurs d’ammoniac en sortie de désorbeur. Ce couple est principalement utilisé pour des

applications négatives, mais il est également présent pour les applications de climatisation.

• Eau / Bromure de lithium

Ce couple utilise l’eau comme fluide frigorigène, ce qui présente l’avantage d’une chaleur de

vaporisation très élevée. Cependant, les pressions de fonctionnement avec l’eau nécessitent une

machine conçue pour assurer l’étanchéité en dépression avec l’atmosphère. De plus, il convient

de maîtriser la température de rejection, afin d’éviter la cristallisation du sel et

l'endommagement de la machine. Ce couple est essentiellement utilisé pour des applications de

climatisation en raison de l’utilisation de l’eau (point triple de l’eau à 0°C). La température de

source froide est alors supérieure ou égale à 5°C. La température de source chaude est comprise


18

entre 80°C et 110°C et peut provenir d’eau chaude surchauffée ou de vapeur. Le rejet de chaleur

s’effectue à température ambiante entre 20°C et 35°C. En cycle simple effet avec récupération

interne, le COP est d’environ de 0.7. Au-delà d’une température de source chaude de 120°C, un

cycle double effet peut être entrepris, et le COP peut atteindre 1.2 (Srikhirin, et al., 2001).

Néanmoins, les systèmes à absorption présentent l’inconvénient d’être limités à une

température de source chaude de 200°C car, au delà de cette température, un risque important

de corrosion menace la pérennité de la machine. Ferdinand Carré avait certes, déjà en 1876,

équipé le navire marchand le Paraguay avec son réfrigérateur à absorption, ce système n’est

désormais plus recommandé pour une application mobile. En effet, Wang ne préconise pas

l’utilisation des machines à absorption pour les applications de climatisation mobiles sujettes à

d’importantes vibrations telles que le transport ferroviaire ou les navires de pêche (Wang, et al.,

2009). Il y aurait, d'après lui un risque de déplacement incontrôlé de l’absorbant dans

l’évaporateur ou le condenseur, qui polluerait le fluide frigorigène et provoquerait un

dysfonctionnement.

De nos jours, les machines à absorption commercialisées couvrent des gammes de

puissances allant de 15 kW à 5 MW pour des applications industrielles, tertiaires et

résidentielles. De nombreux constructeurs se sont imposés sur les marchés américains, chinois et

japonais tels que les sociétés THERMAX, CARRIER, YAZAKI, ROBUR… Un fort développement sur

le secteur européen est en train de s’opérer pour les machines de petites puissances de

climatisation. Les solutions comprises entre 5 et 15 kW sont en plein développement.

Cependant, ces machines de faible puissance souffrent encore d’un encombrement élevé,

d’environ 7 kW/m3, et leur coût est encore bien supérieur à celui des systèmes à compression

mécanique (Makni, 2012).


19

1.3 Les machines à adsorption

1.3.1 Principe de fonctionnement

L’adsorption est le processus au cours duquel des molécules d’un fluide (gaz ou liquide),

appelé adsorbat, viennent se fixer sur la surface d’un solide, appelé un adsorbant. On sous-

entend ici par surface du solide les surfaces externes et internes engendrées par le réseau de

pores et de cavités à l’intérieur de l’adsorbant. L’adsorption est un processus exothermique qui

se produit donc avec un dégagement de chaleur. Le phénomène inverse, par lequel les molécules

adsorbées sur une surface s’en détachent, notamment sous l’action de l’élévation de la

température, ou de la baisse de pression, se nomme la désorption (processus endothermique).

C’est l’adsorption physique soumise aux forces de Van der Waals qui est essentiellement utilisée

en réfrigération. Cette adsorption se produit par interaction électromagnétique entre les atomes

et les molécules sans modification de la structure moléculaire et est parfaitement réversible.

1.3.1.1 Cycle continu

Les machines à adsorption utilisent un adsorbant solide, c’est pourquoi il est nécessaire

d’utiliser au minimum deux adsorbeurs pour obtenir une production frigorifique continue. Dans

cette configuration, deux adsorbeurs sont chauffés et refroidis alternativement afin de créer la

compression thermique. L’évaporateur et le condenseur assument les mêmes fonctions que dans

un cycle classique : condensation des vapeurs, puis détente du liquide obtenu, et, enfin,

évaporation qui permet la production frigorifique.

Figure 1.6 : Schéma et cycle d’une machine à adsorption en cycle continu


20

En opération, les adsorbeurs effectuent les quatre étapes décrites sur la figure 1.6 et détaillées

ci-dessous, chacun étant en opposition de phase par rapport à l’autre :

1. Phase de préchauffage : L’adsorbeur est isolé et chauffé à l’aide de la source chaude. Sa

température s’élève à quantité à l’équilibre constante (q1 sur la figure 1.6), car les échanges de

matières ne sont pas possibles. On parle de préchauffage isostérique. Lorsque la pression à

l’intérieur de l’adsorbeur atteint la pression de condensation, on passe à la phase de désorption.

C’est la température du fluide caloporteur, égale à Trej, qui fixe la pression du couple

condenseur/désorbeur et, par conséquent la température de condensation. En considérant un

échange adiabatique, le bilan s’écrit de la forme suivante :

.' = / 012�&3�42�& + 6'. 7489: + 1�é<29. �4�é<29=!>

!2. ?@

2. Phase de désorption : Le chauffage de l’adsorbeur est maintenu, car la phase de

désorption est endothermique. A cette étape, il est connecté au condenseur pour que les

échanges de matière deviennent possibles, si bien que la quantité d’adsorbat diminue puisqu’il y

a une augmentation de la température. Le condenseur reçoit alors la vapeur désorbée et la

liquéfie à la haute pression. La phase de désorption cesse lorsque la température maximale de

chauffage est atteinte. Cette température est théoriquement égale à la température de la source

chaude. Dans la pratique, on fixe une durée de phase qui influence alors les performances de la

machine. La somme de la durée de la phase de préchauffage et de celle de désorption est

appelée temps de demi-cycle. Le bilan de la phase de désorption s’écrit ainsi :

.A = / 012�&3�42�& + 6. 7489: + 1�é<29 . �4�é<29=!�

!>. ?@ + / 12�&. ∆�. ?6

�

>

.�� = 12�&. ∆6. BC89 3. Phase de pré-refroidissement : La phase de désorption étant terminée, l’adsorbeur est

déconnecté du condenseur. Il est ensuite refroidi grâce à la source intermédiaire, ce qui permet

de baisser sa pression en gardant constante la quantité d’adsorbat (q2) en phase désorbée. C’est

la phase de pré-refroidissement isostérique. Lorsque la pression devient égale à la pression

d’évaporation (fixé par la température de source froide), on passe à la phase d’adsorption.

. = / 012�&3�42�& + 6A. 7489: + 1�é<29. �4�é<29=!�

!�. ?@


21

4. Phase d’adsorption : Le refroidissement de l’adsorbeur se poursuit puisque le

phénomène d’adsorption est une réaction exothermique. A cette étape, l’adsorbeur est

connecté à l’évaporateur. La température diminuant sa capacité d’adsorption augmente, si bien

que l’adsorbeur aspire les vapeurs provenant de l’évaporateur. La phase d’adsorption cesse

théoriquement lorsque la température de l’adsorbeur est égale à la température de la source de

rejection.

.D = / 012�&3�42�& + 6. 7489: + 1�é<29 . �4�é<29=!2

!�. ?@ + / 12�&. ∆�. ?6

2

�

.E�2� = 12�& . ∆6. BC89 + / 12�&. ∆6. �489. ?@E�2�

�FG�

Deux principaux paramètres sont utilisés pour étudier la performance des cycles à adsorption :

- Le coefficient de performance : �� = #�H#�$-

- La puissance frigorifique spécifique, exprimée en W/kg : �IJ = #�K�LM$K*NLOP

1.3.1.1 Cycle à récupération de chaleur

Après un cycle, les besoins sont complémentaires entre les adsorbeurs : l’un doit être refroidi et

l’autre chauffé. Par l’intermédiaire d’un fluide caloporteur circulant en boucle fermée, il est alors

possible d’effectuer une récupération de chaleur (figure 1.7) entre les adsorbeurs pour réaliser la

phase de pré-refroidissement isostérique (D à E) et la phase de pré-chauffage isostérique (A à B).

Le processus continue jusqu’à l’équilibre thermique à Tint (C et F), où les adsorbeurs sont entrés

en phase d’adsorption et de désorption sans apport de chaleur additionnelle. Après cette

récupération de chaleur, l’adsorbeur en phase de désorption continue d’être chauffé par la

source chaude, tandis que l’autre adsorbeur en phase d’adsorption est refroidi par la source

intermédiaire, comme dans un cycle classique. Ce cycle de récupération de chaleur permet de

réduire la quantité d’énergie provenant de la source chaude, et engendre alors une

augmentation du coefficient de performance d’environ 25% (Wang, et al., 2010). Le coefficient

de régénération permet de représenter l’efficacité de ce procédé par rapport à un système

classique (Meunier, 1998). QQR∗ représente la quantité de chaleur nécessaire pour un cycle

classique.

T = #$-(#$-∗#$- ��U = �VW∗'(U


22

Figure 1.7 : Cycle d’une machine à adsorption avec récupération de chaleur

1.3.1.2 Cycle à propagation de front de chaleur

Le cycle à propagation de front de chaleur est présenté en figure 1.8. Le système consiste à

utiliser un fluide caloporteur pour transférer en série la chaleur présente dans les adsorbeurs.

Les besoins sont concomitants, l’adsorbeur 1 est refroidi pour la phase d’adsorption, et

l’adsorbeur 2 est chauffé pour la phase de désorption. Le fluide caloporteur récupère la chaleur

de l’adsorbeur 1, puis est chauffé par la source chaude jusqu’à atteindre la température de

désorption nécessaire pour l’adsorbeur 2. Après son passage dans l’adsorbeur 2 où le fluide

transmet la chaleur de désorption, il subit un refroidissement additionnel pour atteindre la

température d’adsorption nécessaire de l’adsorbeur 1. Le fluide caloporteur est véhiculé par une

pompe réversible afin d’inverser la circulation du fluide et d'alterner le travail des adsorbeurs.

Les échangeurs 1 et 2 sont également alternés pour assurer le complément thermique.

Figure 1.8 : Cycle d’une machine à adsorption avec propagation de front de chaleur


23

1.3.1.3 Cycle à récupération de masse

Le système est représenté en figure 1.9. L’objectif de la récupération de masse est de

profiter de la différence de pression entre les deux adsorbeurs à la fin d’un demi-cycle pour

transférer la vapeur d’absorbat de l’un vers l’autre en les mettant en connexion directe. En

raison de la différence de pression dans les adsorbeurs, le processus de désorption/adsorption

s’effectue automatiquement sans chauffage ni refroidissement. En effet, l’adsorbeur en phase de

fin de désorption au point D subit une diminution de sa pression jusqu’à la pression d’équilibre

Pint en E. Ce phénomène provoque une désorption supplémentaire du réfrigérant (isostére D à

E), et augmente la quantité de masse cyclée. L’adsorbeur en opposition de phase subit le

phénomène inverse. Ce processus permet d’améliorer le transfert de masse, et augmente la

puissance frigorifique d’environ 10% par rapport à un cycle classique, à COP égal (Qu, et al.,

2002).

Figure 1.9 : Schéma et cycle d’une machine à adsorption avec récupération de masse

1.3.2 Couples adsorbant/adsorbat

Le choix du couple utilisé est primordial pour le système de réfrigération. Les pompes à

chaleur à adsorption utilisent le plus communément les couples : Méthanol/Charbon actif,

Ammoniac/Charbon actif, Eau/Zéolite et Eau/Gel de silice. Les critères de sélection sont les

suivants:


24

Les critères pour l’absorbat (le réfrigérant):

- Forte chaleur de vaporisation

- Respectueux de l’environnement

- Non corrosif

- Non toxique

- Bonnes propriétés thermochimiques aux conditions de fonctionnement (pression,

température, point triple…)

Tableau 1.1 : Quelques propriétés des réfrigérants

Fluides - Méthanol Ammoniac Eau

Formule chimique - CH3OH NH3 H2O

Tev / Tcd °C 10 / 40

Pev / Pcond bar,a 0.0073 / 0.35 6.15 / 15.54 0.0123 / 0.0738

Lv ev kJ/kg 1 217 1224 2478

Toxicité - Oui Oui Non

Corrosion - Aluminium Cuivre Non

Les critères pour l’adsorbant:

- Importante capacité d’adsorption

- Forte sensibilité de la capacité d’adsorption en fonction de la variation de température

- Forte conductivité thermique

- Coût d’achat faible

- Stabilité thermique

Tableau 1.2 : Quelques propriétés des couples en adsorption (Demir, et al., 2008)

Couples - MeOH / AC NH3 / AC H2O / Zéolites H2O / Gel de

silices

S spécifique m²/g adsorbant 400 à 2 000 500 à 800 600 à 800

q ads max kg/kg adsorbant 0.45 0.29 0.2 à 0.3 0.2

dH ads kJ/kg adsorbat 1 800 à 2 000 NC 3 300 à 4 200 2 500

T sc °C 50 à 120 50 à 200 50 à 350 50 à 150


25

1.3.2.1 Méthanol / Charbon actif

Le couple Méthanol / Charbon actif est fréquemment employé en raison d’une forte capacité

d’adsorption et d’une faible chaleur d’adsorption bénéfique au COP. La faible température de

désorption d’environ 100°C permet d’exploiter une source d’énergie alternative comme l’énergie

solaire.

Néanmoins, ce fluide est hautement toxique, et la pression de fonctionnement est inférieure à la

pression atmosphérique. Le système devra alors être résistant à la dépression afin d’assurer

l’étanchéité du circuit. En effet, la présence d’incondensable détériorerait les performances de la

machine. Pour finir, le choix de la source chaude est limité à une température d’utilisation de

120°C en raison du risque de dégradation du méthanol pour des températures supérieures

(Wang, et al., 2010).

1.3.2.2 Ammoniac / Charbon actif

Le couple Ammoniac / Charbon actif présente l’avantage de fonctionner à des pressions

élevées, au-dessus de la pression atmosphérique. Pour une température de condensation à 40°C,

la pression est alors de 15.54 bar,a, il n’y a donc pas de risque d’introduction d’air. De plus, la

haute pression de fonctionnement améliore le transfert de masse et réduit les temps de cycle,

car la masse volumique est élevée et la différence de pression importante entre les adsorbeurs.

La puissance frigorifique spécifique est alors meilleure.

L’inconvénient de l’utilisation de l’ammoniac est sa forte toxicité et son incompatibilité avec les

alliages cuivreux. L’amélioration de l’étanchéité des machines tend à faciliter son

développement. Pour finir, ce couple présente une capacité d’adsorption moindre que le

méthanol d’environ 36% (Wang, et al., 2009).

1.3.2.3 Eau / Zéolite

Le couple eau / zéolite présente l’avantage d’utiliser l’eau comme réfrigérant, élément qui

possède la meilleure chaleur de vaporisation (65% supérieur à l’ammoniac). Un autre avantage

de ce couple est de pouvoir utiliser une source de chaleur à haute température. C’est d’ailleurs à

partir d’une température de source chaude supérieure à 200°C que le COP et la PFS deviennent

compétitifs au couple Méthanol/charbon actif (Wang, et al., 2009).


26

Ce couple est uniquement utilisé pour des applications de climatisation car le point triple de l’eau

se situe à 0°C. En raison de sa forte chaleur d’adsorption et de sa faible pression de

fonctionnement, le transfert de masse est médiocre, et les temps de cycles sont plus longs

qu'avec les autres couples. L'équation de Langmuir trois termes est utilisée pour le calcul des

isothermes (tracé isostérique, quantité à l'équilibre...) (BEN, 1993):

6 = 6X,'. Z'. �1 + Z'� + 6X,A. ZA. �1 + ZA� + 6X, . Z . �1 + Z �

Avec :

6X,' =\]^@ ^_'

6X,A =\7^@ ^_'

6X, = 0.374 − 6X,' − 6X,AZ^ = ZX,êf4 gh^@ i

Nous utiliserons les nouveaux coefficients d'isothermes présentés sur le tableau 1.3 (Makni,

2012) :

Tableau 1.3 : Nouveaux coefficients de l'équation de Langmuir trois termes

I ai ci B0,i Ei

0 0,152 -0,896 - -

1 -155,36 843,85 1,508.10-10 7726,58

2 6,37.104 -2,54.105 5,42.10-10 6074,71

3 -8,45.106 2,78.107 1,71.10-10 5392,17

1.3.2.4 Eau / Gel de silice

Ce couple est très intéressant pour récupérer l’énergie solaire à faible température car la

température de désorption peut être très basse, de l’ordre de 50°C.

Toutefois, la capacité d’adsorption est faible pour ce couple, et la température de désorption

doit être inférieure à 120°C.

1.3.3 Amélioration du transfert de masse et de chaleur

L’intensification du transfert de masse et de chaleur dans l’adsorbeur est un paramètre

crucial pour améliorer les performances des machines à adsorption. En effet, la conductivité

thermique de l’adsorbant est généralement faible, ce qui ralentit le transfert de chaleur dans le

lit et augmente la durée des cycles. De plus, le transfert de masse dépend de la géométrie du lit

et influe sur la durée des cycles. C’est pourquoi de nombreux travaux de recherche sont

entrepris à ce sujet. Différents leviers d’améliorations sont envisageables.


27

1.3.3.1 Amélioration de l’adsorbant

L’objectif est d’améliorer la conductivité thermique de l’adsorbant. L’ajout de matériaux

avec une bonne conductivité thermique (comme le cuivre) dans l'adsorbant est une des

méthodes les plus couramment utilisées. Une autre méthode consiste à consolider l’adsorbant.

Le tableau 1.4 suivant permet de quantifier les améliorations obtenues :

Tableau 1.4 : Exemple d’amélioration de la zéolite. (Demir, et al., 2008)

Adsorbant λ (W/m.K) U (W/m².K)

Zéolite 0.09 20

Zéolite améliorée (cuivre) 0.17 35

Zéolite consolidée 0.36 45

Zéolite améliorée et consolidée 8.3 180

Il a également été remarqué que l’utilisation d’un mélange de grains de différentes tailles

d’adsorbant permettait de renforcer le transfert de chaleur. Avec cette méthode simple, la

conductivité thermique augmente de 35% pour le charbon actif, et de 22% pour la zéolite (Wang,

et al., 2010). Cependant, ces techniques d’amélioration du transfert de chaleur pénalisent le

transfert de masse dans l’adsorbant, il y a donc un compromis à déterminer. L’épaisseur de la

couche d’adsorbant peut être limitée afin de ne pas pénaliser le transfert de masse.

1.3.3.2 Amélioration de la géométrie du lit

L’augmentation de la surface d’échange entre le lit et le fluide caloporteur secondaire en

utilisant des ailettes permet d’améliorer le coefficient d’échange thermique de l’adsorbeur et de

réduire le temps de cycle. La puissance frigorifique spécifique est alors meilleure. Cette méthode

est couramment utilisée, mais présente généralement l’inconvénient d’augmenter l’inertie du

système du fait de la présence d’une masse de métal supplémentaire. L’énergie de chauffage

nécessaire est alors plus élevée, et le COP en est détérioré. Un compromis est également à

déterminer en fonction des objectifs de compacité (PFS), de l'efficacité énergétique (COP), de la

légèreté, etc.

1.3.4 Systèmes à adsorption pour les applications mobiles

Le secteur du transport routier, ferroviaire et maritime possède un important potentiel de

développement pour la climatisation par adsorption. En effet, contrairement aux systèmes à

compression de vapeur type R134a actuels, la machine à adsorption utilise un réfrigérant naturel

et, de surcroît, valorise la chaleur inutilisée provenant du moteur ou des gaz d’échappement sans


28

perte d’énergie mécanique. Les instances européennes estiment la surconsommation de

carburant due à la climatisation automobile classique entre 4 et 8 % (Cristoph, et al., 2008). Le

développement des machines à adsorption s’inscrit alors comme une alternative efficace aux

systèmes classiques pour réduire la consommation d’énergie fossile et les émissions de gaz à

effet de serre directes et indirectes. De plus, ces systèmes ne requièrent aucune pièce

mécanique en mouvement, ce qui garantie une meilleure fiabilité et un fonctionnement

silencieux (Zhang, et al., 1997). Les systèmes à adsorption seraient plus compétitifs que les

machines à absorption en raison des niveaux de températures de sources chaudes élevées et des

vibrations importantes rencontrées avec ces applications (Wang, et al., 2010).

Naturellement, la compacité et la légèreté des systèmes à adsorption pour la climatisation

mobile sont deux paramètres essentiels pour assurer leur développement commercial. Le

volume occupé par le système doit être faible pour faciliter son intégration. La masse a une

influence directe sur la consommation de carburant du véhicule, et doit donc être minimisée.

Ainsi, l’amélioration de la puissance frigorifique spécifique est au cœur des sujets de recherche

pour ces applications. L’optimisation du COP n’est pas primordiale, car l’énergie fatale est

généralement présente en quantité suffisante.

Le projet européen TOPMACS (Thermally Operated Mobile Air Conditioning Systems) a

récemment permis de réaliser trois démonstrateurs novateurs dans ce domaine (Magnetto,

2005) :

- Prototype CRN couple Eau/Zéolite amélioré pour équiper un camion

- Prototype ECN couple Eau/Gel de silice destiné à équiper une voiture

- Prototype UW couple NH3/Charbon actif consolidé en vue d’une intégration à une voiture

La récupération d’énergie est effectuée sur la boucle de refroidissement du moteur à une

température de 90 à 95°C pour une voiture, et de 80 à 85°C pour un camion. La récupération sur

les gaz d’échappement est également possible et présente l’avantage d’être disponible à une

température plus élevée. Cependant, cette solution unique est jugée moins intéressante (Verde,

et al., 2010), en raison du potentiel énergétique moindre, du surinvestissement, et de

l’encombrement plus important d’un échangeur gaz/liquide. La variation des conditions de

fonctionnement (phases d’arrêt et démarrage du moteur, conditions climatiques…) influence

fortement les performances.


29

Les essais en laboratoire du prototype CRN TOPMACS destiné à un camion (figure 1.10) se sont

révélés prometteurs. En effet, la puissance frigorifique spécifique obtenue est élevée, entre 300

et 600 W/kg. La machine utilise deux adsorbeurs (composés d’échangeurs en aluminium à

ailettes) sans récupération de masse de 1.9 kg de zéolite chacun, pour un volume global de 170

dm3, et une masse de 60 kg. Aux conditions de fonctionnement de 90°C, 28 à 33°C et 7 à 10°C

correspondant respectivement aux températures de source chaude, de condensation et

d’évaporation, la puissance obtenue est comprise entre 1 et 2.3 kW, et un COP de 0,25 à 0.45.

Figure 1.10 : Prototype CRN Zéolite amélioré /Eau. (Magnetto, 2005)

Les essais concernant le prototype ECN TOPMACS Eau / Gel de silice destiné à une voiture (figure

1.11) ont mis en évidence des performances encore meilleures. La récupération de chaleur est

effectuée sur le système de refroidissement du moteur via une boucle d’eau. Une récupération

partielle sur les gaz d’échappement est également entreprise afin de réduire le temps de

démarrage de la machine à adsorption (pour atteindre la température de désorption souhaitée

rapidement). La machine utilise deux adsorbeurs composés d’échangeurs à ailettes sans

récupération de masse de 1 kg de gel de silice chacun, pour un volume global de 180 dm3, et

une masse de 86 kg.

Figure 1.11 : Prototype ECN Eau/Gel de silice. (Magnetto, 2005)


30

La puissance frigorifique peut atteindre 2,5 kW et un COP compris entre 0,3 à 0,5. Les tests en

laboratoire (non intégrés au véhicule) ont permis d’obtenir une puissance frigorifique spécifique

d’environ 800 W/kg. Toutefois, son fonctionnement intégré au véhicule testé en chambre

climatique s’est révélé moins efficace en raison du couplage avec les échangeurs terminaux de

faible dimension (pour respecter le volume alloué au système dans le véhicule), et probablement

d’un défaut d’étanchéité (micro-fuite). L’objectif est d’obtenir une puissance frigorifique

d’environ 4 kW pour satisfaire les besoins de climatisation. Il est donc envisagé d’améliorer les

performances. Une distribution directe du fluide frigorigène est préférable pour réduire les

pincements de température et améliorer les performances. Ainsi, une nouvelle conception des

adsorbeurs du prototype ECN avec des matériaux plus légers (plastique et aluminium), une

géométrie optimisée, des vannes compactes et une distribution directe est envisagée.

Le projet UW TOPMACS est un pilote d’une machine à adsorption avec récupération de masse

développé par l’université de Warwick en laboratoire, utilisant un nouveau type d’adsorbeur. Le

charbon actif consolidé est placé dans un échangeur à plaques comme l’illustrent les figures 1.12

et 1.13. Un adsorbeur seul occupe un volume de seulement 8 dm3 pour 0.91 kg d’adsorbant.

Figure 1.12 : Schéma de principe de l’adsorbeur à plaques. (Cristoph, et al., 2008)

Figure 1.13 : Prototype UW NH3/Charbon actif consolidé. (Tamainot-Telto, 2009)


31

L’ammoniac est utilisé comme fluide frigorigène car il présente l’avantage de fonctionner à haute

pression, ce qui est favorable pour une application avec ce type d’échangeur très compact. Le

transfert de masse n’est alors pas pénalisé comme avec les fluides fonctionnant à pressions

faibles. La conduction et la surface d’échange sont plus élevées que les adsorbeurs classiques, ce

qui améliore la puissance frigorifique spécifique (transfert de chaleur intensifié et temps de cycle

réduit). Cependant, le système utilise une distribution indirecte par fluide caloporteur pour

confiner l’ammoniac. La puissance frigorifique spécifique obtenue est de l’ordre de 800 W/kg

pour un encombrement très faible. Aux conditions de fonctionnement de 90°C, 31.5°C et 20°C

correspondant respectivement aux températures de source chaude, de rejet et de source froide,

la puissance obtenue est de 1.6 kW et un COP de 0,22.

Comme le présente la figure 1.14, en comparaison à l’état de l’art des systèmes de petites

puissances commercialisés (certes non destinés à une application mobile) le volume alloué peut

être réduit jusqu’à 9 fois et surpasse alors les systèmes à absorption. Cependant, pour devenir

réellement compétitif face aux systèmes à compression mécanique, l’adsorption nécessite

davantage de recherche, afin de réduire encore le volume et la masse du système, ainsi qu’une

distribution directe du fluide frigorigène (lorsqu'il n'est pas toxique) dans les échangeurs pour

améliorer les performances.

Figure 1.14 : Comparatif de densité de puissance entre les systèmes commercialisés de

faibles puissances et les prototypes TOPMACS. (Magnetto, 2005)

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

32

2. Conception de la pompe à chaleur à adsorption

2.1 Principe de fonctionnement du système global GAPPAC®

Le projet GAPPAC© a été programmé et financé par l’Agence National de la Recherche (ANR)

sur le Programme d’Action sur l’Hydrogène (ANR PAN-H, 2006).

L’objectif global de ce projet est de créer un groupe auxiliaire de puissance à pile à combustible

générique pour des applications de transports (terrestre, aérien, maritime, fluvial), afin de

réduire les consommations, émissions de CO2, et émissions sonores pendant les phases de veilles

des véhicules militaires et les phases au sol des avions (Projet GAPPAC, 2009). A l’origine, un

groupe auxiliaire de puissance, dit « GAP », désigne un turbogénérateur auxiliaire destiné à

produire de l’électricité à bord des avions pour l’alimentation au sol des différents systèmes de

bord (auxiliaires, pressions pneumatiques et hydrauliques, climatisation), lorsque les moteurs

sont à l’arrêt, afin d'économiser le carburant. Ce groupe auxiliaire est un turbomoteur situé dans

le fuselage de l’aéronef, souvent dans la partie arrière appelée l’empennage. Il permet, en outre,

d’assurer le démarrage des turboréacteurs au sol, et même de servir de générateur électrique de

secours (au sol et en vol), lorsque tous les turboréacteurs sont inopérants.

L’enjeu du projet GAPPAC est la réalisation d’un démonstrateur préfigurant le développement

d’un produit industriel et commercial sur le marché (en particulier européen) en pleine

croissance de l’électricité à bord. Les principales innovations concernent le reformage multi-

combustible couplé avec une PEMFC HT (Proton Exchange Membrane fuel Cell, Haute Tolérance),

l’application de trigénération, la pressurisation du système, les capteurs en ligne de monoxyde

de carbone et de sulfure de dihydrogène pour le contrôle de la qualité du reformat, et le

fonctionnement en atmosphère polluée (ANR PAN-H, 2006).

Ce projet de recherche de quatre ans a débuté en décembre 2006 et s’est poursuivi jusqu’en

février 2010, avec une coordination effectuée par NEXTER Systems, groupe industriel de

l’armement français. De nombreux partenaires industriels, tels que NEXTER, N-GHY et AIRBUS

France, ainsi que des partenaires de recherche institutionnels comme ARMINES, FC-LABS,

INRETS, LMFA et l'IFFI, ont été présents pour apporter leur savoir-faire et mener à bien

l’ensemble du projet.


33

Le projet a été entrepris en collaboration avec les différents acteurs potentiellement impliqués

dans une future industrialisation, NEXTER représentant le secteur militaire, AIRBUS le secteur de

l’aéronautique, et l’INRETS les applications routières. Voici une brève description des différents

systèmes énergétiques impliqués :

Figure 2.1: Principe de fonctionnement global GAPPAC®

A l’origine du projet, une production de puissance de 25 kW d’électricité par la pile à combustible

est prévue. Le dégagement thermique de l’ensemble reformeur / pile à combustible est

d’environ 33 kW thermique, dont 10 à 24 kW disponibles pour la climatisation. Cette énergie

thermique disponible peut être utilisée en fonction des besoins pour le conditionnement d’air,

permettant ainsi une évolution attractive vers la trigénération. L’application de rafraichissement,

vers 30°C pour les situations extrêmes, place l’adsorption en position favorable.

2.1.1 Le reformeur

Différents moyens d’alimentation d’une pile à hydrogène existent : soit l’alimentation en

hydrogène se fait directement par un réservoir de stockage (production externe), soit

l’hydrogène est produit directement au niveau du système pile par reformage en fonction des

besoins. Ainsi, la possibilité d’éviter le stockage de l’hydrogène par un système de reformage

embarqué à bord permet d’éviter les contraintes de volume, de stockage, de sécurité et

d’approvisionnement. Le reformage multi-combustible permet de faciliter l’approvisionnement


34

en carburant ou biocarburant à travers le monde. Dans notre cas, le reformage externe est utilisé

pour produire un gaz riche en hydrogène à partir d’un composé hydrocarboné (gazole) d’air et

d’eau. Le vaporeformage d’hydrocarbures s’écrit de la forme générale suivante :

�G�� + 2k�A� → m�A + 2kn�A + k��A

Avec le gazole (C21H44) aux conditions stœchiométriques, nous obtenons :

�A'�DD + 42�A� → 64�A + 21��A

Dans le cas d’un reformage externe, le combustible doit être purifié (présence de soufre), et la

teneur en monoxyde de carbone du gaz arrivant à la pile doit être contrôlée pour un bon

fonctionnement, d’où l’intérêt de développer des capteurs (non disponibles sur le marché) précis

pour ce type d’application. Les travaux réalisés par ARMINES ont conduit à la mise au point d’un

type de fonctionnement permettant de détecter de fortes teneur en CO (jusqu’à 4000 ppm), de

manière réversible, et sans dégradation apparente de la pile (ANR PAN-H, 2006).

2.1.2 La pile à combustible à hydrogène

Figure 2.2 : Principe de fonctionnement d’une pile à combustible

Ce procédé permet la conversion de l’énergie chimique en énergie électrique. Le principe

de fonctionnement est décrit en figure 2.2. La pile est constituée de deux électrodes alimentées

par une source d’hydrogène et une source d’oxygène (l’air) séparées par un électrolyte. A

l’anode, l’hydrogène est oxydé selon la réaction suivante :

�A → 2�p + 2e(


35

L’électrolyte de la PEMFC est une membrane polymère imperméable à l’hydrogène, ne laissant

passer que les protons. Ainsi, les protons traversent la membrane et se combinent avec les ions

oxygènes issus de la réduction de l’oxygène par les électrons du côté de la cathode. La réaction

est la suivante :

4�p + 4e( + �A → 2�A�

Par conséquent, les électrons sont acheminés par le circuit externe en produisant un travail

électrique. Cette réaction est exothermique, il y a donc dégagement de chaleur.

�A + 12�A →�A0 +qere7 + .sℎ

Une pile à combustible PEMFC classique (également appelée PEFC : Polymère Electrolyte Fuel

Cell) est de nos jours très utilisée pour des applications mobiles et stationnaires de moyennes

puissances. Elle fait partie de la famille des piles à combustible basse température. Son principal

inconvénient provient du besoin impératif d’utiliser de l’hydrogène de haute pureté. Il a été

remarqué que la présence de contaminants comme le soufre ou le monoxyde de carbone créait

des dégradations. De plus, sa température de fonctionnement étant de 50 à 80°C, l’évacuation

de la chaleur à faible différence de température (avec l’ambiance) est plus difficile. La PEMFC HT

utilisée pour le GAPPAC présente l’avantage de fonctionner à une température plus élevée,

d'environ 180°C. Son refroidissement est donc plus aisé et, surtout, sa tolérance aux impuretés

est plus grande.

2.1.3 Le système de climatisation du prototype

La possibilité de produire du froid à partir des sources chaudes de la pile à combustible

permet d’envisager une application vers la trigénération, et ainsi d'améliorer les performances

globales de la machine (Figure 2.1). Ce module de froid par adsorption est entièrement

développé par l’IFFI et testé au laboratoire. L’objectif est d’évaluer les possibilités ainsi que les

limites de la valorisation des rejets thermiques d’une pile à combustible embarquée sous

contrainte de volume et de masse limités. Cette partie sera développée dans la suite de ce

mémoire.

2.2 Cahier des charges pour le module de climatisation

Conformément aux cahiers des charges du projet, le module de production de froid est un

système à adsorption. A priori, le système peut utiliser quatre sources potentielles de

récupération de chaleur du GAPPAC. L’une est à haute température (300-400°C), et les trois


36

autres se situent autour de températures comprises entre 100 et 200°C. La puissance thermique

utilisable est d’environ 10 à 24 kW. Le régime de température, dépendant du couple

d’adsorbat/adsorbant retenu, sera compris entre 15 et 20°C pour convenir aux besoins de

rafraîchissement de l’habitacle. L’exploitation de ces sources chaudes a été discutée en étroite

collaboration avec NEXTER et N-GHY pour s’assurer de leurs disponibilités et accessibilités. Le

cahier des charges de NEXTER impose une puissance de froid de 7,5 kW avec une température

extérieure de 45°C, et une ambiance à maintenir de 35°C à l’intérieur du véhicule.

Différentes architectures peuvent être étudiées (un ou plusieurs adsorbeurs, amélioration des

cycles…) avec différents couples, en fonction des besoins de froid et des niveaux de

températures et de puissances. Une attention particulière doit être apportée à la compacité des

éléments constituant le prototype, adsorbeurs et échangeurs, compte-tenu d’une possible future

intégration aux systèmes embarqués. Ce prototype est un démonstrateur pour étudier une

possible évolution vers des systèmes de production de froid mobiles de petites puissances.

2.3 Exploitation du pré-dimensionnement par simulation numérique

Une simulation numérique effectuée avant la réalisation du prototype a été menée par

Monsieur Marc Clausse. Les modèles numériques utilisés sont basés sur des travaux déjà

développés au laboratoire ayant fait l'objet de publications scientifiques (Clausse, et al., 2008)

(Clausse, et al., 2009).

Cette étude permet d'évaluer différentes possibilités technologiques, et d'estimer les

performances énergétiques au plus près de la réalité. C'est un outil très utile pour analyser la

faisabilité technico-économique du projet.

La simulation numérique des machines à adsorption n’est pas le sujet de ce mémoire. Malgré son

intérêt, une description détaillée du modèle représente un travail important, qui ne peut être

effectué brièvement. Je me contenterai donc de synthétiser les différentes étapes de l’avant-

projet, en présentant les solutions envisagées, et son aboutissement. A mon arrivée au

laboratoire, les résultats du modèle final m'ont servi de références pour l'étude technique et

financière destinée à planifier la réalisation du prototype.


37

2.3.1 Solutions envisagées

Dans un premier temps, les différentes puissances récupérables du système reformeur et

pile à combustible ont été discutées avec les acteurs concernés, N-GHY et NEXTER. Trois

couples ont principalement été étudiés : Ammoniac/charbon actif, méthanol/charbon actif et

eau/zéolite. La simulation est basée sur les conditions opératoires suivantes (figure 2.3) :

Figure 2.3 : Conditions opératoires de simulation pour la comparaison des trois couples

• Evaluation de la source chaude :

Une pile PEMFC HT fonctionnant à une température de 180°C a été retenue. Elle présente une

source de chaleur suffisante provenant de son système de refroidissement. Néanmoins, le

couplage avec la machine à adsorption a été jugé trop compromettant pour la durée de vie de la

pile. En effet, le cyclage en température des adsorbeurs entraîne un cyclage en température de

la pile elle-même. Cette solution a dû être écartée.

Le reformeur présentait des niveaux de puissances conformes, mais les différents niveaux de

température de ses modules chauds et froids nous empêchaient d'utiliser ces derniers. Les

résultats obtenus nous amènent à retenir uniquement la récupération de chaleur sur les gaz de

postcombustions de la pile. Seule cette possibilité peut satisfaire aux conditions de température

et de puissance.


38

Le chauffage de l’adsorbeur doit être entrepris par l'intermédiaire d'un fluide secondaire

(échangeur récupérateur de chaleur HX/adsorbeur), et non directement par les gaz

postcombustions. En effet, l’inversion des cycles chauffage/refroidissement (HX/Recooler) sur

chaque adsorbeur impose un fluide caloporteur commun de type huile thermique entre les deux

sources. Les performances de cet échangeur ont été prises en compte pour définir quelle

architecture aboutit au flux de chaleur minimal afin d'atteindre l’objectif de puissance

frigorifique. Nous avons retenu la géométrie de deux adsorbeurs pour un encombrement estimé

à 0.18 m3 hors connexions.

• Choix du couple adsorbat/adsorbant :

Le modèle numérique tient compte d’une condensation en film sur plaques et d’une évaporation

en film ruisselant (solution classique avec échangeur tubes et calandre).

Figure 2.4 : Simulation puissances frigorifiques en fonction du couple et du temps de cycle

Nous pouvons constater que le couple MeOH/AC est le plus avantageux, il développe une

puissance frigorifique de 6 kW contre 4.5 kW pour le H2O/13X, et de seulement 3.2 kW pour le

NH3/AC. Cependant, la limite grisée représente des niveaux de températures supérieurs à 130°C

en fin de désorption dans l’adsorbeur. Il n’est pas souhaitable d’atteindre cette température, car

il y a un risque de décomposition du méthanol. Toutefois, même avec cette contrainte, le couple

MeOH/AC reste le plus performant en termes de puissance frigorifique avec 5.2 kW.

Les différents niveaux de pression rencontrés en fonction de la nature du fluide doivent être pris

en compte pour considérer les contraintes technologiques imposées. L’eau et le méthanol

fonctionnent dans des gammes de pressions sous la pression atmosphérique. Cette spécificité

peut compromettre la fiabilité du prototype car la technique du vide industriel impose une

0

1

2

3

4

5

6

7

0 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0

T e m p s (m in )

Q0

(kW

)

M e O HH 2 ON H 3


39

étanchéité parfaite. De plus, la faible pression de fonctionnement de ces systèmes peut

compromettre le transfert de masse si la perte de charge est trop élevée. L’ammoniac, par

contre, travaille à des pressions supérieures à la pression atmosphérique, mais sa haute toxicité

imposerait une distribution par froid indirect avec un frigoporteur pour un confinement hors de

l’habitacle. Dans ce cas, l’augmentation des pincements de température créerait une forte

diminution des performances. De plus, le faible volume du véhicule ne permettrait pas

d’implanter un échangeur supplémentaire. Cette solution n’est donc pas réalisable.

Pour des raisons de toxicité, l’ammoniac et le méthanol ont donc été écartés par NEXTER. Ainsi,

les derniers couples concernés sont composés d’eau. Le couple H2O/13X présente les meilleures

performances comparé au couple H2O/gel de silice, à savoir 3.3kW contre 2.3 kW à

encombrement identique. La zéolite présente des performances supérieures de 44%, c’est

pourquoi nous avons retenu cette solution.

Initialement, le couple H2O/13X avait été rejeté car, d’après le cahier des charges NEXTER, le

véhicule pourrait se retrouver dans des ambiances à -40°C lors de son transport par voie

aérienne ou en période hivernale. Inévitablement, on observerait une cristallisation de l’eau

présente dans le circuit primaire, accompagnée d’une détérioration irréversible de l’ensemble du

réseau due à l’augmentation du volume massique (environ 10%) lors de cette solidification.

Différents moyens pour éviter cette détérioration sont possibles, comme la vidange complète du

circuit ou une compensation avec un volume d’expansion libre. La première solution n’est pas

envisageable, car elle représente une complexité de mise en œuvre trop contraignante (remise

au vide, dégazage, remplissage en eau pure, mise en service…). Par contre, en faisant l’hypothèse

que la cristallisation induit une expansion globale (et non localisée), une bouteille tampon

pourrait être implémentée pour éviter une prise en glace dommageable (uEv� > 10%. u9^yz^�E).

2.3.2 Architecture retenue

La décision de retenir le couple H2O/13X a entraîné des conséquences sur l’architecture

finale du système. En effet, la température de fin de désorption à atteindre devient alors proche

de 200°C, ce qui impose l’utilisation d’un fluide caloporteur tel que de l’huile thermique entre

l’échangeur de récupération et l’adsorbeur. L’adsorbeur est également connecté au rejet

thermique lors des phases de refroidissement/adsorption. Ce réseau de refroidissement est

commun au condenseur, ce qui nous impose d’utiliser l’huile sur l’ensemble du réseau


40

secondaire. La comparaison des performances entre le système initial eau glycolée et celui

utilisant l’huile thermique est représentée sur les figures 2.5, 2.6 et le tableau 2.1 (Clausse, et al.,

2009).

Figure 2.5 : Influence du caloporteur sur la puissance frigorifique et les COP. (G)

Figure 2.6 : Influence du caloporteur sur la condensation et la fin de désorption. (D)

Le passage à l’huile thermique entraîne une diminution de la puissance frigorifique de l’ordre de

500 W. La raison de cette dégradation de performance provient des propriétés thermo-

physiques moins avantageuses de l’huile, ainsi que l'illustre le tableau 2.1.

Tableau 2.1 : Comparaison des deux fluides caloporteurs pour le rejet thermique

Fluide secondaire cp 60°C U.A cond Températures

admissibles

Unité J/kg.K W/K °C

MEG 70% 3400 1875 -50 à 120

Huile ETA32 2200 345 10 à 250

Avec : m� R{|} = 0.5kg/s TR}�� = 40°�

La diminution du coefficient d’échange thermique UAcond est de l’ordre de 80%. Le passage à

l’huile provoque une diminution de l’efficacité de transfert, ce qui provoque, à puissance de

condensation égale (quantité d’eau désorbée identique), une élévation du pincement de

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

0 50 100 150Temps de cycles (min)

Pui

ssan

ce fr

igor

ifiqu

e (k

W)

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

CO

P (

-)

Qev 13X huile Qev 13X EG

COP 13X huile COP 13X EG

0

50

100

150

200

250

300

350

0 50 100 150Temps de cycles (min)

T fi

n de

cha

uffa

ge (

°C)

40

50

60

70

80

90

100

110

120

T m

oyen

ne d

e co

nden

satio

n (°C

)

Tfinchauff 13X Huile Tfinchauff 13x EG

Tcond RD 13X Huile Tcond 13X EG


41

température au condenseur. Comme nous pouvons l’observer en figure 2.6, la température de

condensation avec de l’huile est de 10 Kelvins supérieure au système contenant de l’eau

glycolée, pénalisant les performances. Malgré ces différences, la température de fin de chauffage

est relativement similaire, les propriétés du caloporteur n’influenceraient donc que peu

l’efficacité de chauffage. Pour pallier ce problème, la décision a été prise de découpler les circuits

de l’adsorbeur et du condenseur, modification représentée figure 2.7.

Figure 2.7: Configuration avec eau glycolée au condenseur et huile thermique à l’adsorbeur

A partir de cette configuration, une étude paramétrique a été menée et présentée sur le tableau

2.2, pour étudier l’influence de la surface des unités de rejets thermiques (REC1 & REC2).

REC1 REC2 Cycle Preheating Ads/des Tmax Tcd,moy To,moy Tsouff,moy Qo COP

m² m² s s s °C °C °C °C kW -

3.50 3.50 5600.00 173.00 5427.00 263.32 66.11 23.35 27.85 3.69 0.55

7.00 7.00 4400.00 174.00 4226.00 223.35 58.46 21.89 26.83 4.06 0.55

7.00 14.00 4400.00 177.00 4223.00 221.51 53.73 21.43 26.51 4.17 0.56

14.00 7.00 4400.00 145.00 4255.00 215.32 58.79 21.60 26.63 4.13 0.54

Tableau 2.2 : Influence de la surface des unités de rejet thermique sur les performances

On constate que le doublement de la surface d’échange des deux unités permet d’obtenir un

gain de 400 W sur la puissance frigorifique. Par contre, un doublement supplémentaire n’amène

pas de gain significatif. Avec cette configuration, seuls 54% des besoins de NEXTER sont atteints,


42

pour un encombrement qui reste constant. En conclusion, avec cette solution, la puissance

frigorifique atteignable est d’environ 3 kW (pour un objectif initial de 7.5 kW), avec un

encombrement de 0.18 m3 pour les éléments seuls (hors connexions). Etant donné que le

volume total alloué pour l’ensemble du système GAPPAC est seulement d'1 m3, le module de

climatisation est beaucoup trop volumineux à ce jour pour être intégré. Néanmoins, la décision

de le construire tout de même a été prise, afin d'accumuler de l’expérience sur ces systèmes et

de vérifier les hypothèses de dimensionnement. De plus, suite à l’accord donné par les

partenaires de prendre des risques technologiques sur ce prototype, le choix d’implémenter un

évaporateur à plaques a été retenu. Cet élément présente des compacités élevées, ce qui le rend

très intéressant pour des systèmes embarqués, mais a priori inadapté pour l’évaporation sous

vide. Cette partie est développée en détail dans le chapitre 3.1.1.

2.4 Dimensionnement

Ce chapitre traite de l’étude préalable à la réalisation. L’ensemble des résultats de la

simulation nominale concernant la solution retenue sont présentés en annexe A1. Ces

graphiques décrivent l’évolution théorique des diverses grandeurs nécessaires au

dimensionnement du prototype, dont le schéma de principe et la nomenclature sont présentés

en annexe A2.

2.4.1 Réseau primaire en fluide frigorigène

L’utilisation de l’eau en tant que fluide frigorigène, également nommé R718, est un atout majeur

car c’est un fluide non toxique, à GWP et ODP nul, et qui possède la chaleur latente la plus élevée

qu’il soit. Cependant, l'eau présente des contraintes de faibles pressions de fonctionnement,

entre 20 et 200 mbar absolus, et, surtout, une masse volumique de vapeur très faible.

L’ensemble du réseau doit alors impérativement être d’une parfaite étanchéité. De plus, du côté

des adsorbeurs, les cyclages de températures entre 50 et 220°C obligent à l'utilisation de

matériaux (métaux, joints…) résistants à la "haute température".

2.4.1.1 Adsorbeurs

Le dimensionnement a été mené par rapport à la masse d’adsorbant nécessaire pour atteindre

les quantités de réfrigérant cyclé et obtenir ainsi la puissance frigorifique souhaitée. Il a été

décidé de construire les deux adsorbeurs du prototype avec un échangeur de chaleur

« standard », type tubes-ailettes en cuivre, pour des raisons de faisabilité technico-économique.


43

La conductivité thermique élevée du cuivre et le nombre important d’ailettes permettent de

favoriser l’échange thermique avec la zéolite.

1' � = � 1� ��'�. ?s8^G��9E�é>z<��9E∆6' � = 1E2z�é&FU>éEFz2�&FU>éE∆6' �

1' ��^�z92<^FG = 6,80,20 = 34��' �/2�&FU>EzU

1' � = u' �. ' � = 3u��2G�EzU − u<z>E& − u2^9E<<E&:. ' �

Tableau 2.3: Propriétés de la zéolite 13X utilisée

ρ Ф Ø billes

Unité kg/m3 - mm

Zéolite 13X 600 0,38 1,2 à 2

Un caisson en inox 304L d'une épaisseur de parois de 1.3 mm permet d’assurer l’étanchéité avec

l’atmosphère. Grâce aux différentes géométries possibles (figure 2.8), nous avons déterminé la

géométrie de l’échangeur, reportée en tableau 2.4, pour que la masse de zéolite à introduire

corresponde à la simulation. Les modèles retenus sont : 2x M37Q/6.0-SP-11T-10N-

500/11C/CUCU d’un pas d’ailette de 6 mm, 10 rangs de tubes en largeur, et 11 rangs de tubes en

hauteur.

Figure 2.8: Documentation de l’échangeur M37Q, constructeur MORGANA


44

Tableau 2.4 : Récapitulatif du dimensionnement d’un adsorbeur

Désignation Unité

Echangeur

ailettes

cuivre

Caisson Adsorbeur

inox 304L complet

Longueur mm 500.0 680.0 680.0

Largeur mm 325.0 405.0 405.0

Hauteur mm 412.5 450.0 450.0

Masse de zéolite kg 35.8 - 35.8

Masse de métal kg 28.6 42.0 70.5

Volume global dm3 67.0 118.7 175.5

Volume des porosités et vide interne dm3 28.5 51.6 80.1

Surface d’échange m² 22.6 - -

De plus, un tamis en inox 304L entoure l’échangeur pour contenir la zéolite. L’espace de vide

entre les parois du caisson et l’échangeur a été fixé à 20 mm pour permettre une diffusion du gaz

suffisante autour de l’adsorbeur, tout en respectant une certaine compacité. Des omégas,

également en inox, perforés, permettent de prévenir un risque d’affaissement du tamis, pouvant

conduire à l’obstruction du passage du gaz. L’ensemble est isolé avec de la laine de roche pour

des raisons de sécurité et pour minimiser les pertes thermiques vers l’ambiance. Une

représentation en coupe d'un adsorbeur complet est présentée en figure 2.9.

Figure 2.9 : Représentation en coupe d’un adsorbeur

1. Caisson d’isolement

en inox 1,3 mm

2. Echangeur cuivre

rempli de zéolite 13X

3. Isolant LDR 30mm

4. Omega en inox 1

mm perforé pour le

maintien du tamis

5. Tubulure de


45

Un calcul est entrepris pour déterminer l’épaisseur d’isolant nécessaire pour limiter une

température de surface (voir figure 2.10) à environ 60°C. Le cas le plus défavorable est pris en

compte, c'est-à-dire l’adsorbeur en phase de fin de chauffage, soit 220°C maximum.

Figure 2.10 : Représentation en coupe des matériaux extérieurs à l’adsorbeur

Tableau 2.5 : Propriétés de la laine de roche utilisée

λ ρ Classement au feu

W/m.K kg/m3 -

0.037 70 M0

L’adsorbeur se situant dans un environnement à faible pression (donc en présence d’une faible

quantité de matière), la convection interne est alors négligée. On peut uniquement prendre en

compte le rayonnement thermique entre l’adsorbeur et le caisson en inox. Nous avons fait les

hypothèses suivantes :

@ GFv^G< = @2�& = 220°� Et @ &F92G<Ev<.&Fz�2^<éE = 60°�

.��EU<E& = .��FG�E�<^FG2Û = .��FG�z�<^FG�2UF^& Puisque l’écart de températures entre la paroi de l’isolant et l’air est faible, nous avons :

.�U2�FGGE�EG<Ev< = �92^GE�EUF��E . �. �@D^&F92G<Ev< − @D2Û� ≅ 0

�2Û�FG��@ &F92G<Ev< − @2Û� = '�+�P . �@ GFv^G< − @ &F92G<Ev<�

ℎEv< = ℎ�FG�E�<^FGG2<zUE99E2Û = 1,78. �@ &F92G<Ev< − @2Û�X,A�


46

�^G< = 1ℎ^G< + men�� + men^GFv

Tableau 2.6 : Résultats obtenus en limitant à 60°C à la surface de l'isolant

Désignation Unité Résultats

T isolant extérieur °C 60.00

Epaisseur LDR mm 28.92

Surface échange m²/adsorbeur 1.53

Puissance rejetée W 273.48

Une épaisseur de 30 mm d’isolant permet donc de convenir à nos objectifs. De plus, les pertes

thermiques vers l’extérieur représentent moins de 1% de la puissance de chauffage, ce qui est

acceptable.

2.4.1.2 Condenseur

Normalement, un échangeur est sélectionné en fonction de la surface nécessaire pour obtenir la

puissance recherchée, tout en limitant les pertes de charges. Cela impose de connaître les

différences de températures et les coefficients d’échanges thermiques du coté primaire et

secondaire. Les coefficients d’échanges thermiques diphasiques de l’eau à faible pression sont

encore relativement méconnus. Très peu d'ouvrages ont été publiés à ce sujet pour assurer un

dimensionnement précis et rapide. Cet échangeur a alors été sélectionné avec la collaboration de

Monsieur Marvillet, responsable de recherche de la société CIAT, lors du dimensionnement, en

connaissance de nos besoins :

Tableau 2.7 : Caractéristiques nominales du condenseur

Régime de condensation

Puissance 5 kW

Température cd 55 °C

Pression cd 157,6 mbar, a

Réfrigérant R718 -

Fluide secondaire MEG 25% -

ΔT secondaire 5 K

Modèle : CIAT EXL 14A 20S SR

Nombre de plaques 20

Type de plaques Inox 304L

Surface d’échange 2,33 m²

Hauteur 0,528 m

Largeur 0,265 m

Profondeur 0,077 m

V 4,29 dm3

m (à vide) 17 kg


47

2.4.1.3 Evaporateur

Les machines frigorifique à adsorption utilisent communément des échangeurs à tubes et

calandre. L’évaporation est alors facilement contrôlée par l’intermédiaire d’une pompe

permettant de renouveler constamment un film de liquide à la surface extérieure des tubes où

circule le fluide secondaire. On parle alors d’évaporation par ruissèlement. Cette technologie

présente l’avantage d’obtenir de faible pertes de charge au réfrigérant. Cependant,

l’encombrement est élevé, et une pompe électrique est nécessaire, ce qui n’est pas optimal pour

une application de climatisation mobile.

L’originalité du prototype est l’utilisation d’un évaporateur à plaque verticale fonctionnant

en détente directe. Cet échangeur permet d’augmenter la compacité de la machine et d’éviter

une consommation électrique de pompe. Pour les mêmes raisons que le condenseur, cet

échangeur a été sélectionné par notre partenaire :

Tableau 2.8 : Caractéristiques nominales de l’évaporateur

Régime d'évaporation

Puissance 4 kW

Température Ev 20 °C

Pression Ev 23.4 mbar, a

Réfrigérant R718 -

Fluide secondaire Eau -

ΔT secondaire 5 K

Cependant, plusieurs contraintes pourraient compromettre l’évaporation :

- l’influence de la pression hydrostatique sur la température de saturation,

- le confinement de l’ébullition,

- l’influence des pertes de charge.

� Influence de la pression hydrostatique

D’après Nukiyama, la surchauffe entre la température de paroi (Tp) et la température de

saturation du liquide (Tsat) doit être suffisante pour amorcer l’ébullition (passage de la

convection naturelle à la formation de bulles) : ∆@&2< = @� − @&2<

Modèle : CIAT EXL 14A 50S SR



Surface d’échange 6,21 m²

Hauteur 0,528 m

Largeur 0,265 m

Profondeur 0,132 m

V 11,074 dm3

m (à vide) 28,5 kg


48

L’ébullition nucléée à basse pression est théoriquement fortement influencée par la poussée

hydrostatique du fluide. En effet, la pression de saturation de la macro couche sera augmentée

par le poids du liquide situé au-dessus (Δ� = �Δℎ9^yz^�E), comme le représente la figure 2.11

pour une température d’évaporation de 20°C et un remplissage à moitié de liquide en vase

fermé.

Figure 2.11 : Influence de la hauteur de liquide sur la température de saturation dans

l’évaporateur.

La température de paroi nécessaire pour enclencher la nucléation en bas de l’échangeur devra

donc être plus importante pour obtenir la surchauffe nécessaire, comme nous le confirment les

travaux de (McGILLIS, et al., 1990). Ses tests expérimentaux (figure 2.12) sont produits en vase

fermé sur une surface chauffante horizontale, qui diffère de notre fonctionnement mais permet

une approche théorique. En considérant la température de paroi égale à la température de

source froide (grandeur directrice), l’ébullition ne pourrait pas se produire sur l’intégralité de la

hauteur de l’évaporateur et compromettrait son fonctionnement.


49

Figure 2.12: Influence de la hauteur d’eau sur l’ébullition en vase fermé (McGILLIS, et al.,

1990)

De plus, nous remarquons que pour une hauteur de liquide faible, l’assèchement de la paroi est

rapidement obtenu, comme le montre l’obtention rapide du flux critique (FC ∆). Le diamètre

élevé de détachement des bulles est la raison de ce phénomène, la couche de liquide n’ayant

alors pas le temps de se reconstituer.

� Confinement de l’ébullition

Le diamètre de détachement d’une bulle peut être estimé avec l'équation de Kutateladze :

?�z99Ep = ]�1 + Z � �]�T9^y�A 1�T9^y

Avec : a=0.25 ; b=105 ; �T = �� m ¡¢�n /A ; �] = ��3!£L*K¤(!$LP:�� ¢¥¤¦¢§L£ ; ?�z99E = ?�z99Ep ¨ ¡�3¢¥¤¦(¢§L£:

Par exemple, en considérant une surchauffe à la paroi de 10K, le diamètre de détachement serait

de 33 mm. Pour une surchauffe de 5K, le diamètre serait de 17 mm. Cependant, sur un

échangeur à plaques classique, l’écartement entre plaques est faible. Pour notre cas, il est

seulement de 2 mm. L'ébullition se produirait alors comme dans un milieu confiné, avec ainsi un

FC ∆


50

risque d'assèchement de la paroi avec des bulles de grand diamètre. Le coefficient d'échange en

serait dès lors dégradé.

� Influence des pertes de charge

Compte tenu des faibles pressions de fonctionnement et d’un transfert de masse progressif, la

résistance au passage du fluide doit être la plus faible possible. Ces paramètres influeront sur la

durée des cycles, et, par conséquent, sur les performances globales du prototype. Le

dimensionnement a donc été effectué pour limiter au minimum ce paramètre, malgré une

surface d'échange en conséquence bien supérieure à celle nécessaire pour un besoin frigorifique

de 4 kW.

L’allure du diagramme enthalpique, ln(P)-h, du R718, est présentée en annexe A3. En considérant

une détente isenthalpe, au régime nominal To=20°C et Tk=50°C, on constate que le titre en

vapeur serait faible, de l’ordre de 4% (pour un sous refroidissement nul). Dans l’hypothèse où le

transfert thermique est essentiellement dû à la chaleur latente de vaporisation, nous avons alors:

1� ��'� = .�FBC��'��AX°�� = 42454 = 1,63�/©esCª = u�J = 1� «J Les pertes de charges dépendent du régime d’écoulement au sein des différentes phases.

Cependant, il n’existe pas de corrélation concernant l’écoulement diphasique de l’eau valable

pour nos gammes de pressions. Ainsi, nous proposons une approche considérant uniquement les

pertes de charges linéiques monophasiques en convection forcée. Nous avons utilisé les relations

générales suivantes, si toutefois elles peuvent s’appliquer à nos gammes de pressions :

Δ�9 = Λ. B?� . . uA2

h7®re1eksr]1¯k]¯Te��]�ek − �¯©e®¯rre�:Λ = 64Re h7®re1ekss®TZ®reks��reZT�� ∶ 1√Λ = −2. log'X g2,51·e . 1√Λ + 13,7 . �?�i

·e = . u. ?�� es?� = 4. J�

Les résultats sont reportés en tableau 2.9, avec la même géométrie que l'échangeur sélectionné

par notre partenaire, mais à nombre de plaques variable et pour une hauteur de remplissage en

liquide fixée à la moitié.

Tableau 2.9 : Pertes de charge en

Phase vapeur

Nombre de plaques

Vitesse par canal (m/s)

Reynolds

Régime d'écoulement

∆P linéique totale (mbar)

∆P/Po (%)

Phase liquide

Nombre de plaques

Vitesse par canal (m/s)

Reynolds


∆P linéique totale (mbar)

∆P/Po (%)

L'influence sur les pertes de charges de la phase vapeur est prépondérante sur

compte tenu des caractéristiques phy

masses volumiques liquide et vapeur

atmosphériques sont significatives, comme le

en phase gazeuse deviennent très élevées.

Figure 2.13 : Variation, par rapport à la valeur standard atmosphérique, de la masse

volumique liquide et vapeu

Le choix limité d’échangeurs

les pertes de charges. La surface d’échange en contact avec la phase gaz n’est


ertes de charge en fonction du nombre de plaques

Nombre de plaques installées : 50

Phase vapeur

Nombre de plaques 10 30 50

Vitesse par canal (m/s) 43,335 14,445 8,667

Reynolds 125,713 41,94 25,143

Régime d'écoulement Laminaire Laminaire Laminaire

∆P linéique totale (mbar) 13,405 4,468 2,681

∆P/Po (%) 57,304% 19,101% 11,461%

Phase liquide

Nombre de plaques 10 30 50

Vitesse par canal (m/s) 7,516E-04 2,505E-04 1,503E

Reynolds 1,221 0,407 0,244

Régime d'écoulement Laminaire Laminaire Laminaire

∆P linéique totale (mbar) 0,024 0,008 0,005

∆P/Po (%) 0,102% 0,034% 0,020%

L'influence sur les pertes de charges de la phase vapeur est prépondérante sur

compte tenu des caractéristiques physiques de l'eau à ces pressions. En effet, la variation des

masses volumiques liquide et vapeur par rapport à celles rencontrées à la pression

atmosphériques sont significatives, comme le montre la figure 2.13. Par conséquent

en phase gazeuse deviennent très élevées.

: Variation, par rapport à la valeur standard atmosphérique, de la masse

volumique liquide et vapeur de l’eau à différentes pressions de saturation

sur le marché impose une gamme surdimensionnée afin de limiter

les pertes de charges. La surface d’échange en contact avec la phase gaz n’est

Conception de la pompe à chaleur à adsorption

51

fonction du nombre de plaques de l’évaporateur

50

8,667

25,143

Laminaire

2,681

11,461%

50

1,503E-04

0,244

Laminaire

0,005

0,020%

L'influence sur les pertes de charges de la phase vapeur est prépondérante sur la phase liquide,

. En effet, la variation des

par rapport à celles rencontrées à la pression

ar conséquent, les vitesses

: Variation, par rapport à la valeur standard atmosphérique, de la masse

r de l’eau à différentes pressions de saturation

sur le marché impose une gamme surdimensionnée afin de limiter

les pertes de charges. La surface d’échange en contact avec la phase gaz n’est théoriquement pas


52

utile à la production frigorifique car l’échange thermique serait principalement créé par le

changement de phase de l’eau. Il serait donc envisageable de concevoir un échangeur à plaques

à l’identique mais d’une hauteur moindre. L’ensemble en conservant nos performances et en

optimisant la compacité du prototype et son poids.

Cependant, compte tenu de la vitesse élevée du gaz et de l’important diamètre de détachement

des bulles, il se pourrait qu’un phénomène de d’aspersion de la paroi sèche améliore l’efficacité

de l’échangeur.

2.4.1.4 Réseau fluidique

Les gammes de pressions font partie du vide dit industriel (1mbar<P<1000 mbar absolue).

Pour information, la classification commune des gammes de pressions et leurs principales

applications sont présentées en annexe A4 (Leclerc).

Les cyclages en température des adsorbeurs imposent des pointes de température vers 200°C, ce

qui ne simplifie pas la sélection du matériel. De plus, l’eau pure (distillée) sous forme vapeur se

révèle corrosive. Pour ces raisons, le réseau est construit en inox 304L pour éviter le problème de

corrosion et réduire la conduction entre les éléments en opposition de phase.

Les raccords sont conçus pour le vide poussé, c'est-à-dire en raccord rapide ISO-KF et ISO-F pour

une souplesse de montage et une possibilité de modification rapide. Les joints utilisés sont de

types toriques à anneaux de centrage inox en Viton (FPM) pour résister aux températures

élevées. L’ensemble des vannes d’isolement sélectionné est fabriqué pour résister à l’ultravide,

assurer une étanchéité parfaite du réseau, et leurs commandes sont électropneumatiques pour

une rapidité d’exécution par contrôle automatisé. Principalement, au niveau du réseau primaire,

la maîtrise de l’intégration est essentielle car les pièces en inox ne sont pas modifiables au

laboratoire. Un plan d’exécution à l’échelle a donc été créé, présenté en annexe A5. Le réseau

fluidique, schématisé en annexe A2, comporte les mêmes contraintes concernant les pertes de

charges maximales admissibles pour ne pas pénaliser les transferts de masse et donc les

performances du prototype. Pour toutes les liaisons, nous avons limité les pertes de charges au

terme suivant, pour obtenir un compromis performance et volume occupé par le réseau primaire

(cette relation est à la base utilisée en cryogénie pour le transfert de gaz à basse pression) :

∆�� ≤ 1%


53

Les résultats sont rassemblés en fonction du diamètre de passage au débit nominal, pour chaque

liaison, dans le tableau suivant :

Tableau 2.10 : Calculs diamètres de tuyauteries du réseau primaire

Liaisons Evaporateur

/ Adsorbeur Adsorbeur/

Condenseur Condenseur

/ Détendeur

Température de saturation °C 20.00 50.00 50.00

Pression de saturation mbar,a 23.39 123.51 123.51

Etat du fluide - GAZ BP GAZ HP LIQUIDE HP

DN tube mm 50.00 25.00 10.00

Longueur tubes m 1.50 1.00 2.00

Vitesse m/s 47.96 39.95 0.02

Reynolds - 4 267.92 7 820.99 379.59

Régime d'écoulement - Turbulent Turbulent Laminaire

∆P linéique totale mbar 0.234 0.878 0.074

∆P/Po total % 0.010 0.007 0.001

Le débit lors de la récupération de masse entre les deux adsorbeurs est difficilement estimable.

Cette amélioration n’a pas été étudiée lors de la simulation numérique. Toutefois, pour optimiser

le transfert de masse et sa rapidité, la résistance à l’écoulement du fluide doit être la plus faible

possible. Il a donc été décidé de créer la connexion en DN100 pour garder des proportions

raisonnables et atteindre nos objectifs.

2.4.1.5 Vanne de laminage

Communément, le rôle du détendeur est d’ajuster une perte de charge au travers d’un

orifice de section variable (ou fixe), et de régler le débit volumique en fonction de la charge à

refroidir (pression d’évaporation, surchauffe en sortie d’évaporateur ou un niveau de liquide

dans une bouteille BP d’alimentation…). Dans notre cas, c’est une détente directe assurant un

débit, et normalement un titre de vapeur dans l’échangeur. Il n’existe pas sur le marché de

détendeurs de ce type pour une application avec l’eau. La détente du fluide frigorigène est alors

assurée par laminage, grâce à une vanne à pointeau micrométrique à réglage manuel conçue

pour le vide. Le calcul du coefficient de débit d’une vanne peut être calculé par la formule

suivante :

�C = 1,16. ¹C = 1,16. u�2�FG<√∆� �Ce7u� º1 ℎ« » es∆��¼]T� Au régime nominal de fonctionnement, nous obtenons : ½¾¿ÀÁÂÃÄÅ = Æ, ÆÇÈÉ


54

La vanne sélectionnée HAM-LET HF1300 possède les caractéristiques présentées en figure 2.14.

Ainsi, grâce au réglage possible du coefficient de débit de la vanne, nous pourrons ajuster

l’ouverture en fonction du régime de fonctionnement et du débit souhaité (tableau 2.11).

Figure 2.14 Caractéristiques de la vanne de laminage « détendeur »

2.1.1. Réseaux secondaires

Réseau secondaire Adsorbeurs :

Les deux adsorbeurs sont reliés sur le même réseau utilisant l’huile thermique minérale

(ISO32) comme fluide caloporteur. En fonction des cycles, ils sont découplés par deux vannes

quatre voies (en X double L modèle HABONIM) à commande électropneumatique. L’ensemble

est réalisé en inox, et leur système de pilotage est déporté pour résister à la haute température.

Lors d’une phase d’adsorption, un adsorbeur est connecté au rejet thermique pour son

refroidissement. A contrario, pour la phase de désorption, il est relié à la chaudière pour le

chauffage. D'après la simulation, les besoins thermiques sont :

.�<�.2�& = −.�UE8U.2�& = 10�q∆@Êz^9E = 10¹?′ù1� �z^9E = 0,41��/©

• La chaudière électrique :

Cette chaudière VULCATHERM de 10 kW fonctionne par thermoplongeurs et comporte un

réservoir d'expansion atmosphérique pour compenser la dilatation de l'huile lors de la montée

en température.

Tableau 2.11 : Réglage du détendeur

pour différents débits au régime nominal

% débit 1/4 1/2 3/4 1

mR718 (g/s) 0,408 0,815 1,223 1,630

V m3/h 0,001 0,003 0,004 0,006

kv 0,005 0,009 0,014 0,019

Cv 0,005 0,011 0,016 0,022

Nbre de tour 2,0 3,9 5,9 7,8


55

• Le rejet thermique :

Le refroidissement est assuré par un échangeur à plaques évacuant la chaleur vers l’extérieur sur

le réseau commun de refroidissement avec le condenseur. En début de pré-refroidissement

isostérique, l’huile à l'entrée de l'échangeur est proche de 200°C, alors que le fluide secondaire

de refroidissement vers l’extérieur est de l’eau glycolée à 45°C (protection antigel jusqu’à -12°C,

soit 25% de MEG). Il y a alors un risque de vaporisation de l'eau glycolée si l’échangeur est mal

dimensionné. Pour réduire ce risque, l’échangeur est connecté en co-courant pour augmenter le

gradient de température à l’entrée.

Régime nominal de refroidissement

Puissance 10 kW

T huile minérale 70 à 200 °C

∆T huile 10 K

∆T E.G 25% 10 K

Circulation Co-courant

Tableau 2.12 : Caractéristiques du rejet thermique des adsorbeurs

• Le réseau caloporteur :

D'après l'équation de Bernoulli généralisée, nous avons en régime permanent et pour un réseau

adiabatique :

��& + u&A2 + �Í&� − �� + u�A2 + �Í�� = ∆�� − ∆�8

En circuit fermé, nous pouvons faire l'hypothèse de l'égalité des pressions totales, d'où :

∆�� = ∆�8

Les pertes de charges du réseau hydraulique étant de la forme :

∆�8 = �. u� A

Le réseau fluidique a été réalisé en cuivre, d'une dimension de 26x28 mm (tableau 2.13).

L'ensemble est isolé par une laine de roche d’épaisseur 30mm pour les mêmes raisons que les

adsorbeurs. Une pompe résistante à 200°C en pointe (CRI 3-5) est nécessaire pour véhiculer

CIAT EXL 4A 10S DI



Surface installée 0,308 m²

U 2 450 W/m²,K

∆Tlm 15 K

Hauteur 0,361 m

Largeur 0,125 m

Profondeur 0,072 m

Capacité 0,675 L

Masse (vide) 3,8 kg

l'huile de refroidissement. Les différentes courbes de couplage pompes/réseaux sont présenté

sur la figure 2.15.

Tableau 2.13 : Diamètres de tuyauteries du réseau secondaire adsorbeurs

Liaisons

DN tube

Longueur tubes

Vitesse

Reynolds


∆P totale

Figure 2.15 : Courbes de couplages du réseau secondaire des adsorbeurs


. Les différentes courbes de couplage pompes/réseaux sont présenté

iamètres de tuyauteries du réseau secondaire adsorbeurs

Rejet /

Adsorbeur

Chaudière/

Adsorbeur

mm 26.00 26.00

Longueur tubes m 10.00 10.00

m/s 1.04 1.04

Reynolds - 8 519.73 8 519.73

Régime d'écoulement - Turbulent Turbulent

∆P totale bar 2.74 2.28

: Courbes de couplages du réseau secondaire des adsorbeurs


56

. Les différentes courbes de couplage pompes/réseaux sont présentées

iamètres de tuyauteries du réseau secondaire adsorbeurs

Chaudière/

Adsorbeur

26.00

10.00

519.73

Turbulent

: Courbes de couplages du réseau secondaire des adsorbeurs

Réseau secondaire de l’évaporateur

Une boucle d'eau secondaire

l'évaporation du fluide frigorigène. Par l'intermédiaire d’un thermorégulateur, nous pouvons

simuler la charge thermique à refroidir en imposant une température de consigne pour évaluer

les performances de la machine. Nos besoins sont les suivants :

.�<�é�2� " d.�X " 4

10°� Î

• Le thermorégulateur :

Le modèle utilisé est de la marque

d'ondes. (Réf: 10801 spécif.).

• Le réseau caloporteur :

Ce réseau a été conçu pour permettre l'inversion du sens d'écoulement du fluide secondaire par

l'intermédiaire de vannes manuelle

circulation à co-courant ou à contre courant sur

Figure 2.16 : Courbes de couplages du réseau secondaire évaporateur

Réseau secondaire rejet thermique :

Ce réseau permet de simuler les conditions climatiques extérieures en ajustant différentes

températures de retour d'eau pour évaluer les performances de la machine. L'évacuation des

rejets thermiques du condenseur et de


Réseau secondaire de l’évaporateur :

secondaire de l'évaporateur permet d'apporter l'énergie nécessaire à



es performances de la machine. Nos besoins sont les suivants :

4�q∆@E2z&E�FG�2ÛE " 5¹?′ùu�E2z "

@�FG&^�GE&FU<Ê��2z�ÊUE Î 35°�à Ð 0,5

Le modèle utilisé est de la marque Vulcatherm et comporte une régulation

Le réseau caloporteur :

permettre l'inversion du sens d'écoulement du fluide secondaire par

e de vannes manuelles. Cette manœuvre permet d'étudier l'impact d'une

courant ou à contre courant sur l’évaporation.

Courbes de couplages du réseau secondaire évaporateur

Réseau secondaire rejet thermique :



rejets thermiques du condenseur et de l’adsorbeur est réalisée par l'intermédiaire d'un


57

de l'évaporateur permet d'apporter l'énergie nécessaire à



� " 0,691 /t

5¹

une régulation par PID à train

permettre l'inversion du sens d'écoulement du fluide secondaire par

manœuvre permet d'étudier l'impact d'une

Courbes de couplages du réseau secondaire évaporateur



l’adsorbeur est réalisée par l'intermédiaire d'un


58

aérotherme (Air/Eau glycolée) situé à l'extérieur. La température de retour d'eau est alors

ajustée grâce à une vanne 3 voies proportionnelle montée en mélange inversé. Le fluide

caloporteur utilisé est de l’eau glycolée pour protéger le réseau contre le gel. A Paris, la

température de protection minimale est généralement relevée à -12°C, ce qui correspond à une

concentration de 25% de mono-éthylène glycol (MEG).

.�2éUF<�EU�E = .��FG�EG&EzU + .�UEÒE<<�EU�^yzE2�&FU>EzU

.�2éUF<�EU�E = −15�q∆@�Ó = 6¹

Tableau 2.14 : Propriétés de l’eau glycolée 25% en volume

T congélation -12 °C

cp (30°C) 3,9 kJ/kg.K

ρ (30°C) 1034 kg/m3

µ dynamique (30°C) 0,0016 Pa.s

• L'aérotherme

L’échangeur de chaleur tubes-ailettes sert également de rejet thermique à une machine à

absorption, couple eau/bromure de lithium, du laboratoire. Pour des raisons pratiques, les deux

machines ne fonctionnent pas en même temps. Pour convenir aux besoins de refroidissement

des deux machines tout en limitant l’écart de température de l’eau glycolée, le modèle

sélectionné est le suivant :

Tableau 2.15 : Caractéristiques de l’aérotherme

GUENTNER GFV 067B/2-S(W)-F6/14P

Q Aéro 17,78 kW

∆T EG 6 K

∆P EG 0,33 bar

V EG 2,76 m3/h

• Le réseau hydraulique

La méthode de dimensionnement et d’équilibrage est identique aux réseaux hydrauliques

précédents. La pompe hydraulique sélectionnée est une WILO TOP S 30/10 utilisée en vitesse 1.

Un équilibrage est nécessaire entre les deux échangeurs pour obtenir les débits souhaités.

Chapitre 3 : Réalisation du prototype

59

3. Réalisation du prototype

3.1 Adsorbeurs

3.1.1 Conception des adsorbeurs

La réalisation des adsorbeurs est complexe car elle nécessite le savoir-faire du domaine de la

métallurgie, de la technique du vide et de l'échange thermique. Quatre étapes au laboratoire ont

été nécessaires à leur réalisation :

Figure 3.1 : Etape n°1 de l’adsorbeur, pose du tamis inox et des omégas de soutien

Le support inox de l'échangeur (châssis) permet de fixer des équerres par rivets pour maintenir le

tamis et lui appliquer une tension mécanique suffisante pour éviter un gondolement.

Figure 3.2 : Etape n°2 de l’adsorbeur, remplissage en zéolite et fermeture du tamis

Tamis pour

contenir la

zéolite

Oméga inox

de maintien


60

La quantité de zéolite est pesée pour nous permettre de connaître la masse introduite dans

chaque adsorbeur. Une fois le remplissage effectué, le tamis est fermé pour contenir les billes

dans les adsorbeurs. Chaque adsorbeur contient une masse de 44 kg de zéolite.

Figure 3.3 : Etape n°3 de l’adsorbeur, réalisation du caisson et pose de l'adsorbeur

Nous avons constaté lors de la réalisation du premier adsorbeur que le tamis, retenu par

seulement deux omégas de chaque côté, était insuffisant à contenir parfaitement la zéolite et

menaçait de bloquer les connexions. Par conséquent, nous avons décidé d'implémenter un

troisième oméga central pour l'adsorbeur n°1.

Figure 3.4 : Ajout d'un oméga central pour l'adsorbeur n°1

Châssis de

maintien

pour le tamis

Thermocouples

dans le lit de

13X

3ème

oméga

Tubulure DN10KF

pour le capteur de

pression


61

3.1.2 Instrumentation des adsorbeurs

L'instrumentation du prototype est essentielle pour obtenir des mesures fiables et ainsi appuyer

nos résultats. Cependant, les instruments précis sont coûteux, et les deux adsorbeurs

fonctionnent en opposition de phases théoriquement de manière identique. Pour ces raisons,

nous avons décidé de limiter l'instrumentation complète à un seul adsorbeur (le n°1).

- Mesure de pression :

Un capteur de pression avec une cellule capacitive haute température permet d’enregistrer

l’évolution des pressions en fonction des cycles. Référence : E+H Cerabar S PMC71 HT.

- Mesure de température :

Nous avons équipé cet adsorbeur de trente thermocouples (numérotés de T0 à T29) répartis de

manière spécifique dans le lit de zéolite (voir figure 3.5 et annexe A6). Ces données, rarement

accessibles, vont nous permettre de mieux comprendre l’évolution interne de la température, et

ainsi d'optimiser une conception du réacteur. Ces résultats serviront pour la validation

expérimentale de la thèse de Mademoiselle Fatma Makni. La gamme de température de

l'ensemble des points de mesure du prototype allant de 10 à 200°C, nous avons choisi des

thermocouples de type T (mesure de -200 à 350 °C, couple cuivre/constantan) chemisés inox

321, d'un diamètre de 1 mm. Trois traversées étanches au vide multi-passage sont positionnées

en-dessous de l'adsorbeur pour introduire les thermocouples. Pour nous permettre de connaître

les puissances des adsorbeurs, nous avons équipé le circuit secondaire de l’adsorbeur n°1 de

deux thermocouples en entrée et en sortie, et d'un débitmètre.

Figure 3.5 : Plans d’implantation des thermocouples dans l'adsorbeur n°1

A

A’

B

B’

C

3

2

1


62

- Mesure de débit d'huile :

Compte tenu de la variation importante de la température de l’huile sur ce réseau (de 60 à

200°C), nous utilisons un débitmètre massique Coriolis haute température (réf : E+H Promass

80F15 HT).

3.1.3 Régulation des adsorbeurs

L'ensemble des vannes d'isolement pour l'enchaînement des cycles est à commande tout ou

rien par automate (TOR 24VDC) et à actionneur électropneumatique pour obtenir une bonne

réactivité. Elles sont toutes équipées de deux capteurs de fin de course permettant de contrôler

leurs positions. Des soufflets de compensation hydro-formés en acier inoxydable permettent

d'ajuster les écarts axiaux et de distance entre les différents éléments. Ils permettent également

d'affaiblir la propagation d'éventuelles vibrations.

Figure 3.6 : Finalisation des adsorbeurs et de leurs liaisons fluidiques primaires

La durée des cycles peut être déterminée en fonction de la pression atteinte pour chaque

adsorbeur, mais impose l'utilisation d'un capteur de pression haute température supplémentaire

et d'un automate de contrôle performant, comportant des entrées analogiques et prenant en

charge les grafcets. Ce surcoût est évité en contrôlant simplement les temps des cycles par une

horloge interne à l'automate de contrôle utilisant la logique combinatoire, souvent rencontrée

dans l’industrie.

Vanne de récupération de masse

Soufflets

hydro-

formés

Vannes de

connexion à

l'évaporateur


63

3.2 Evaporateur

3.2.1 Conception de l'évaporateur

L'ensemble de l'échangeur est isolé avec 20 mm d'isolant de type Armaflex pour diminuer les

pertes thermiques. Le niveau de liquide peut être lu par l'intermédiaire d'un voyant en verre

amovible conçu pour le vide. Deux vannes d'isolement permettent d'interrompre ce by-pass. Un

voyant en verre placé en amont du détendeur permet de contrôler l'alimentation en liquide

tandis qu'un autre, situé en aval de l'évaporateur, permet de contrôler l’état en sortie.

Figure 3.7 : l’évaporateur et son réseau primaire

3.2.2 Instrumentation de l'évaporateur

‐ Mesure du débit R718:

Le débit à mesurer et la conductivité électrique de l’eau distillée (R718) sont trop faibles pour

utiliser un débitmètre électromagnétique. Par conséquent, nous utilisons un débitmètre

massique de type Coriolis placé en amont du détendeur (réf : E+H Promass 80A04 DN4-1/8’’).

‐ Mesure du débit de l'eau utilisateur (secondaire):

Sur ce réseau, un débitmètre volumique peut être employé car le fluide utilisé est de l’eau de

ville d’une conductivité suffisante (réf : E+H Promag 10H15 DN15-1/2’’).

Débitmètre

massique

Capteur

pression HP

Voyants

Détendeur

Evaporateur à

plaques isolé

Bouteille HP


64

‐ Mesure de la pression HP:

Un capteur de pression avec cellule capacitive est placé en amont du détendeur (côté HP) pour

étudier l’influence de l’évolution de la hauteur du réservoir de liquide sur le fonctionnement de

la production de froid (réf : E+H Cerabar S PMC71).

‐ Mesure de la température:

Au total, ce sont quatre thermocouples qui sont disposés en entrée et en sortie de l’évaporateur

côté primaire et côté secondaire. Un autre thermocouple est positionné dans la bouteille de

liquide HP.

3.2.3 Régulation de l'évaporateur

Du côté secondaire (eau de ville), le thermorégulateur installé permet d’ajuster une

température d’entrée avec précision. Cette consigne simule la condition interne de température

du véhicule. Les jeux de vannes manuelles permettent d’inverser le circuitage du fluide

secondaire et d'en étudier l’impact sur les performances. Du côté primaire, seul le débit de fluide

frigorigène est contrôlé manuellement par l'ouverture du détendeur.

3.3 Condenseur

3.3.1 Conception du condenseur

Une vanne manuelle est installée en partie haute du condenseur sur le réseau de fluide

frigorigène afin d'en dégager les éventuelles incondensables. A la mise en service ou de manière

périodique, cette vanne est alors connectée à une pompe à vide pour extraire ces gaz

(essentiellement de l’air dissous dans l’eau ou piégé dans des cavités et les soudures).

3.3.2 Instrumentation du condenseur

- Mesure de débit Eau glycolée (secondaire) :

Le choix de mesurer le débit du côté primaire du condenseur a été écarté, car, pour ce réseau

R718, seul un débitmètre massique (donc coûteux) était envisageable. Pour cette raison, nous

avons préféré effectuer la mesure de débit du côté fluide secondaire, nécessitant un débitmètre

volumique plus abordable (réf : Promag 10H08 DN08-5/16’’).

- Mesure de température :

Deux thermocouples en entrée et en sortie du condenseur sur le réseau de refroidissement en

eau glycolée permettent de faire les bilans énergétiques.


65

Figure 3.8 : Le prototype final

3.4 Armoire électrique et supervision

L'armoire électrique du prototype comporte les éléments nécessaires à l'alimentation en

puissance et en commande des différents systèmes électriques. Elle a été réalisée selon la norme

électrique actuelle (NF C 15-100), et son schéma électrique est présenté en annexe A7.

L'automate (réf: Télémécanique ZELIOLOGIC SR3B262B) contrôle l'enchaînement des cycles via

une horloge interne modifiable par l'utilisateur sur l'ordinateur. Les actionneurs, vannes et

pompes, sont reliés, et leur enclenchement est piloté par l'automate qui supervise leurs

positions.

Les matériels nécessaires à l'acquisition des mesures, commercialisés par National Instrument,

sont illustrés en figure 3.9. La centrale d'acquisition, composée de différents modules, permet de

convertir les signaux analogiques en signaux numériques dans le but d'exploiter les signaux des

capteurs par le logiciel Labview. Les câbles utilisés pour relier les cartes aux capteurs sont de

types blindés avec fils de continuité de masse pour réduire les perturbations

électromagnétiques.

Chaudière

« Apport thermique »

Thermorégulateur

« Charge thermique »


66

Figure 3.9 : Principe d'acquisition des mesures

L'ensemble des mesures effectuées peut être visualisé sur un écran de supervision (figure 3.10)

et enregistré dans un fichier de sortie pour permettre l'exploitation des données. Par

l'intermédiaire de notre programme d'acquisition, toutes les mesures sont accessibles à

l'utilisateur et regroupées par éléments (type débits, températures, pressions...). De plus, les

positions des vannes du réseau primaire sont également acquises.

Figure 3.10 : Synoptique des mesures sous Labview


67

3.5 Procédures de mise en service

Dans un premier temps, l’objectif est de régénérer les adsorbeurs pour pouvoir les charger

en fluide frigorigène pur, c'est-à-dire en eau distillé. En effet, pendant leur réalisation, les

adsorbeurs remplis de zéolite sèche ont emmagasiné la vapeur d’eau présente dans l’air

ambiant. La masse de zéolite mesurée lors du remplissage (44 kg par adsorbeur) n'est donc pas

exacte. La procédure d’évacuation réalisée, un tirage au vide poussé permettra de dégazer et de

tester au vide l’intégralité du réseau primaire.

3.5.1 Régénération des adsorbeurs

Un simple tirage au vide des adsorbeurs sans les chauffer ne suffit pas à désorber la totalité

de l’eau, car la quantité à l’équilibre ne décroît que très peu à température ambiante. De plus, la

pompe à vide que nous utilisons au laboratoire risquerait fort d’être endommagée lors de

l’aspiration de la vapeur d’eau. En effet, cette vapeur se condenserait en cours de compression

sur les zones internes froides de la pompe. Idéalement, il faudrait fortement diminuer la pression

du caisson et le chauffer à haute température (étuvage), de façon simultanée, pour obtenir une

efficacité optimale de désorption et de dégazage (Leclerc).

L’adsorbeur est alors mis à l’atmosphère et connecté à la chaudière pour atteindre une

température de 200°C. Nous procédons par diminution de la pression partielle de vapeur dans la

zéolite par dilution de cette concentration en injectant une quantité d’azote sec, tout en

chauffant l’adsorbeur. L'azote traverse le lit et expulse l’eau pendant une durée d’environ 50

minutes, simultanément au chauffage. Un contrôle de l’humidité relative est entrepris pour

évaluer l’arrêt de la procédure (fermeture des vannes pour isoler l’absorbeur).


68

3.5.2 Tests de tenue au vide

Suite à cette régénération, du moins partielle, un tirage au vide est réalisé sur l’ensemble du

réseau primaire. Les courbes de la pompe à vide utilisée au laboratoire sont exposées dans la

figure 3.11 (réf: Alcatel ACP28G).

Figure 3.11 : Courbes de la pompe à vide ACP28G

Pour prévenir le risque d’aspiration de vapeur d’eau, un piège à adsorption est placé en amont

de la pompe. Comme le montrent les courbes du constructeur, le débit de pompage est très

élevé en début de tirage au vide, mais décroît fortement quand la pression chute. Nous

procédons alors élément par élément, en laissant la pompe en fonctionnement pendant

plusieurs heures. En fin de pompage, le tirage au vide est effectué par à coups pour faciliter

l’extraction. L’évacuation est nettement plus longue pour les adsorbeurs, à cause de l’important

volume interne et de la porosité de la zéolite qui renferme plus de gaz que les parois seules. Pour

cette raison, le tirage au vide des adsorbeurs est entrepris plusieurs fois.

Une première approche pour détecter l’étanchéité globale est effectuée par remontée de

pression. La technique consiste à mesurer l’évolution de la pression interne (sur plusieurs jours).

Deux cas peuvent se présenter (Leclerc), illustrés dans la figure 3.12 (enregistrement de

l’adsorbeur n°2 avant et après la réparation des fuites) :

- Evolution linéaire : une ou plusieurs fuites réelles polluent le réseau. On remarque que

l’évolution du débit d’introduction d’air dans le circuit est proportionnelle à la différence de

pression avec l’extérieur. En cas de grosses fuites, l’évolution de la pression peut toutefois

devenir asymptotique quand la différence de pre

- Evolution asymptotique

zéolite ou aux faibles fuites intern

la température et de la quantité restante

L’étanchéité est correcte.

Figure

Différents calculs peuvent nous

I®¯se©�E&zUé

Afin d’affiner localement la détection de fuites sur les pièces non conformes, nous

méthode par aspersion d’hélium

l’avantage de s’infiltrer dans les moindres fuites.

d’hélium en tirant au vide le circuit

spectromètre de masse. Ce détecteur analyse le gaz aspiré

d’hélium récupéré.

Cependant, l’analyseur met un certain temps à réagir.

adsorbeur est estimé à 88 seco



devenir asymptotique quand la différence de pression devient faible.

Evolution asymptotique : elle est essentiellement due au lent dégazage résiduel de la

internes. Pour les adsorbeurs, la pression se stabilise en fonction de

la température et de la quantité restante d’eau dans la zéolite (quantité à l’équilibre).

Figure 3.12 : Test de tenue au vide de l’adsorbeur n°

Différents calculs peuvent nous indiquer l’impact d’éventuelles fuites :

éE& "�8^G29E d � G^<^29E

@e14©�E&zUE

ÔÕz^<E& "I®¯se©

u

Afin d’affiner localement la détection de fuites sur les pièces non conformes, nous

ar aspersion d’hélium. En raison de sa faible taille, l’atome d’

s’infiltrer dans les moindres fuites. Cette technique consiste à asperger le circuit

au vide le circuit avec un détecteur (réf : Alcatel ASM

. Ce détecteur analyse le gaz aspiré et réagit proportionnellement au taux

Cependant, l’analyseur met un certain temps à réagir. Par exemple, le temps de réponse pour un

adsorbeur est estimé à 88 secondes. La détection s’effectuant avec de l’hélium pur, la valeur

Réalisation du prototype

69


essentiellement due au lent dégazage résiduel de la

. Pour les adsorbeurs, la pression se stabilise en fonction de

u dans la zéolite (quantité à l’équilibre).

l’adsorbeur n°2

I®¯se©

uG<EUGE

Afin d’affiner localement la détection de fuites sur les pièces non conformes, nous avons utilisé la

l’atome d’hélium présente

Cette technique consiste à asperger le circuit

: Alcatel ASM 142) muni d’un

et réagit proportionnellement au taux

Par exemple, le temps de réponse pour un

ndes. La détection s’effectuant avec de l’hélium pur, la valeur


70

détectée devrait être égale à la valeur du taux de fuite(s) mesuré. Les valeurs minimales de

remontée en pression que nous avons atteintes après réparation (jugées acceptables) sont

présentées en tableau 3.1.

sUé�FG&E = u�Û�z^<uÖ

Tableau 3.1 : Taux de fuites finaux du prototype

Réseau Remontée en

pression (mbar abs)

Durée des

mesures (h)

Volume

interne (L)

Taux de fuite calculé

(mbar.l/s)

Réseau primaire 0,319 218 18 2,25E-08

Adsorbeur n°1 2,268 767 75,5 1,09E-08

Adsorbeur n°2 0,44 767 76 2,10E-09

3.5.3 Charge en réfrigérant

En raison de la faible masse volumique de l’eau, nous avons négligé la phase vapeur. Le

fonctionnement en cycle intermittent impose l’opposition de phases des adsorbeurs. Il nous faut

donc charger en eau pure l’un d’eux, et remplir le reste du réseau aux valeurs nominales. La

quantité à l’équilibre initiale de l’adsorbeur est estimée à 100 gH2O/kg13X, et sa valeur finale doit

être proche de la saturation, soit environ 250 gH2O/kg13X.

Tableau 3.2 : Estimation de la masse d’eau à introduire

Eléments Unité Tubes liquide Evaporateur Condenseur Réservoir

de liquide

Adsorbeur

n°1

Taux de remplissage % 100 50 10 80 +150 g/kg13X

Masse d'eau kg 0.18 2.78 0.22 6.33 6.75 16.25

La charge en réfrigérant doit se faire sans introduire d’incondensable. Afin d’extraire l’air

naturellement dissout dans l’eau, nous avons procédé par l’intermédiaire du montage illustré en

figure 3.13 :

- Etape n°1, charge en liquide de la bouteille de transfert après mise au vide :

Une fois le vide effectué dans le réservoir, le bidon d’eau distillé est connecté à la vanne n°1.

Seulement cette vanne est ouverte pour remplir la bouteille de transfert par dépression. La

masse introduite est déterminée par pesée.


71

- Etape n°2, dégazage final :

Un léger tirage au vide via la vanne n°2 est effectué pour dégazer l’air dissous dans l’eau. Cette

étape est réalisée plusieurs fois jusqu’à obtenir un palier de pression stable correspondant à la

température d’évaporation du fluide, typiquement 23 mbar absolue à 20°C ambiant.

- Etape n°3, connexion au prototype pour introduction de l’eau :

La bouteille est alors connectée par la vanne n°3 pour remplir le prototype par différence de

hauteur statique. La masse introduite est calculée par différence des pesées.

Figure 3.13 : Schéma fluidique pour le transfert en fluide frigorigène

Contrairement à nos estimations, la quantité d'eau introduite est plus faible que prévu,

seulement 9,89 kg d'eau ayant été chargés dans la machine contre 16,25 kg estimés. Cette erreur

est sûrement due à une sous-estimation de la quantité d'eau encore présente dans la zéolite

après sa régénération partielle.

Connexion vers le

prototype

Chapitre 4 : Résultats et analyses

72

4. Résultats et analyses

4.1 Caractérisation de l’évaporateur à plaques

4.1.1 Protocole opératoire

Pour vérifier le bon fonctionnement du prototype, nos essais sont tout d'abord effectués

manuellement, en isolant chaque phase du cycle. Pour commencer, ces cycles sont entrepris

uniquement sur l’adsorbeur n°1 qui est le plus instrumenté pour suivre les évolutions. Les essais

sont effectués en fermant le détendeur. De cette manière, nous approchons d'une évaporation

en vase fermé (pool boiling) à niveau de liquide variable, pour entreprendre une étude

paramétrique en fonction de la température de source froide, du remplissage initial en liquide, et

du circuitage. Les résultats obtenus ont été présentés lors d’une conférence (Clausse, et al.,

2011).

- 1er étape: L’adsorbeur n°1 entre en phase de préchauffage isostérique.

- 2ème étape: C'est la phase de désorption. La connexion est réalisée lorsque la pression

interne atteint celle de condensation (la température de rejet est fixée à 35°C). Cette phase de

désorption prend fin lorsque la puissance de désorption devient très faible et lorsque la

température de la zéolite atteint une température de 190°C, à condition que ces grandeurs

représentatives soient atteintes de manière stable et homogène.

- 3ème étape: Une purge des incondensables est entreprise de manière périodique. En

effet, malgré le dégazage de l’air présent dans la machine (parois, zéolite et fluide frigorigène)

avant la mise en service, il est encore possible d’observer la présence d’incondensable. La cause

de cette apparition provient du dégazage résiduel de la zéolite lors de la désorption. La présence

d’air dans le circuit impacte directement la pression de saturation du système. Nous pouvons

ainsi détecter sa présence par comparaison entre la pression de condensation de l’eau pure et

celle mesurée. Après désorption (toutes vannes fermées), une pompe à vide permet de purger le

système via une vanne manuelle en partie haute. La pression diminue alors jusqu’à atteindre un

palier stable, significatif d’un changement de phase, où se produit une évaporation du liquide à

la température de condensation. Dans ce cas, nous sommes en présence d’eau pure.

- 4ème étape: On procède ensuite au remplissage de l’évaporateur. Le liquide condensé

est stocké dans la bouteille d’accumulation et l’ouverture manuelle du détendeur permet de

remplir l’évaporateur à la hauteur souhaitée (1/4 ; 1/3 ; 1/2), grâce à un contrôle visuel par le

biais du voyant en verre amovible. Simultanément, le thermorégulateur d’apport thermique est


73

enclenché pour atteindre la température de liquide souhaitée de façon homogène (Tsf à 20 ; 25 ;

30 ; 35°C).

- 5ème étape: L’adsorbeur n°1 entre en phase de pré-refroidissement isostérique.

- 6ème étape: C'est la phase d'adsorption. La connexion à l’évaporateur est établie lorsque

la pression interne de l’adsorbeur atteint celle d’évaporation. Cette phase se termine lorsque la

puissance frigorifique et la puissance de rejet deviennent très faibles. Pour finir, la masse cyclée

est estimée par bilan aux échangeurs et par mesure au voyant (différence de hauteur de liquide).

Bilan sur l'évaporateur :

.� = ��1� . 74. ∆@�&E�. . ?ss2�& 1E2zé�2�FUéE��E&zUE� =ué�2�FU2<EzU �ℎ9^y^G^<^29E − ℎ9^y8^G29Eℎé�2�FU2<EzU � . 9^y

En considérant que l'échange de chaleur est essentiellement dû au changement de phases, nous

avons :

1E2zé�2�FUéE ≈ .�ØØØØBC . s2�&

Bilan sur l'adsorbeur :

.2�& = / 012�&3�42�& + 6. 7489: + 1�é<29 . �4�é<29=!8^G29!^G^< . ?@ + / 12�&. ∆�. ?68^G29

^G^<

.2�&�E&zUéE =1� . �4. ∆@�z^9E

L'énergie d'adsorption est considérée égale à 3200 kJ/kg13X. Nous faisons l'hypothèse que

l'intégralité de la masse de zéolite participe à la phase d'adsorption. Ainsi, nous pouvons par

solveur déterminer la quantité d'eau cyclée dq pour que les quantités d'énergie d'adsorption

soient égales.

Tableau 4.1 : Résultats du cycle test en vase fermé

PHASE ADSORPTION

Bilan évaporateur Bilan adsorbeur

Qo 1222 W Qads -10 324 kJ

t ads 1806 s t ads 1806 s

m eau cyclée 883 g m eau cyclée 902 g

m eau mesurée 1100 g dq calculé 20,96 g / kg 13X

D'après l’examen des enregistrements, nous pouvons observer que la condensation s'effectue

pour une valeur de 40°C, pour un écart de 5K à la température de rejet en figure 4.1. Il semble


74

que la condensation s'effectue correctement puisque nous n'observons pas de surdépression

caractéristique d'un sous-dimensionnement de l'échangeur (MEUNIER, et al., 1988).

La phase d'adsorption permet de produire une puissance frigorifique moyenne de 1220 W.

L'intégralité de la quantité d'eau est évaporée. Une sous-dépression importante est observée en

figures 4.1 et 4.4. Cette chute de pression est caractéristique d’un dysfonctionnement de

l’évaporateur provenant d'un coefficient d'échange global (UA) trop faible. Ce phénomène est

intensifié par le surdimensionnement de l'adsorbeur par rapport à la faible quantité d'eau

évaporée. Ainsi, le transfert de masse provenant de l’évaporateur est trop faible, la pression

d’adsorption chute et dégrade les performances du cycle. Nous verrons dans le paragraphe 4.1.3

que le circuitage de l’évaporateur permet d'améliorer ces performances.

Nous faisons ici l'hypothèse que la pression dans les échangeurs est identique à celle enregistrée

dans l'adsorbeur (P1). Malgré le surcoût, il serait judicieux d'implanter un capteur de pression sur

chaque échangeur afin d'isoler leur fonctionnement avec plus de certitude.

L'évolution sur le cycle isostérique de la figure 4.4 n'est pas représentative car les quantités ne

sont pas à l'équilibre pendant l'essai. En effet, contrairement aux thermocouples répartis à

l’intérieur du lit, la pression est mesurée seulement en surface du lit et n'est donc pas

représentative de l'ensemble.

On observe en simulations numériques avec un modèle tridimensionnel (Makni, 2012) que la

pression évolue fortement à l’intérieur du lit en fonction de sa distance à la sortie du gaz. La

désorption ou adsorption n’est pas homogène, et le transfert de masse peut être fortement

réduit. Cette dégradation est encore plus prononcée lorsque la sortie de gaz est unique comme

c'est le cas dans notre configuration.

Figure 4.1 : Enregistrement adsorbeur n°1 en cycle découpé au régime 25/

Marqueurs 1 : Préchauffage isostérique

adsorbeur n°1 en cycle découpé au régime 25/35°C à 1/3 de remplissage en liquide à contre courant.

Préchauffage isostérique ; 2 : Désorption ; 3 & 4 : Remplissage; 5 : Prérefroidissement isostérique


75

°C à 1/3 de remplissage en liquide à contre courant.

refroidissement isostérique ; 6 : Adsorption.

Figure 4.2 : Enregistrement Q adsorbeur n°1

Marqueur

Figure 4.3 : Enregistrement Qo et Qk

Marqueurs 2 : Désorption

adsorbeur n°1 en cycle découpé au régime 25/35°C, 1/3 de remplissage en liquide et à contre courant.

Marqueur 1 & 2 : Chauffage ; 5 & 6 : refroidissement

Qo et Qk en cycle découpé au régime 25/35°C, 1/3 de remplissage en liquide et à

Désorption ; 3 & 4 : Remplissage et mise à température du liquide ; 6 :


76

°C, 1/3 de remplissage en liquide et à contre courant.

de remplissage en liquide et à contre courant.

6 : Adsorption.


77

Figure 4.4 : Cycle isostérique (non valide) au régime 25/35°C à 1/3 de remplissage en liquide à contre courant.


78

4.1.2 Influence de la source froide et du remplissage en liquide

A remplissage égal en liquide de l’évaporateur et pour un circuitage identique en contre

courant, plusieurs essais sont réalisés à différentes températures de sources froides (20 ; 25 ; 30 ;

35°C). Ces essais sont également reproduits à trois taux de remplissage en liquide (1/4 ; 1/3 ; 1/2)

pour évaluer l’influence de ces deux paramètres. Les puissances frigorifiques moyennes en

fonction de la température d’entrée du fluide secondaire sont présentées en figure 4.5. Les

incertitudes de mesures expérimentales ont été évaluées et s’expriment de la manière suivante :

∆.�.� = �∆ + ∆7474 + ∆u�u� + ∆�∆@�∆@A

Le débitmètre possède une incertitude de mesure de 0,72%. Les thermocouples ont par contre

une précision de 0,1 K. En fonction des performances atteintes, l’écart de température mesurée

varie entre 1,5 et 6 K au secondaire de l'évaporateur. La variation de masses volumiques est

considérée comme négligeable. Pour un écart de température de 1.5 K et une température

d'entrée de 20°C, l'incertitude sur la puissance est de :

∆.�.� = ��AX.'°�('Ù.Ù°��AX°� + �74AX.'°�(74'Ù.Ù°��74AX°� + ∆u�u� + �∆@pX.' − ∆@(X.'�∆@A

∆.�.� = �0 + �4.18859 − 4.18801�4.18830 + 0.72 + 1.6 − 1.41.5A= 14.06%

Pour un écart de température de 6 K et une température d'entrée de 20°C, l'incertitude sur la

puissance est de :

∆.�.� = �0 + �4.18859 − 4.18801�4.18830 + 0.72 + 6.1 − 5.96A= 4.06%

L’incertitude de mesure est donc majoritairement due aux thermocouples.

Figure 4.5 : Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement

courant, à différentes températures d’entrée du fluide secondaire et différent

Pour une température d’entrée comprise entre 20 et 25°C, les puissances frigorifiques atteignent

des valeurs sensiblement égales

performances sont augmentées de

au 1/4. Nous avons remarqué à 25°C une puissance d’environ 1700 W

taux de remplissage. Lorsque la température d’entrée continue d’augmenter jusqu’à 30°C à un

niveau de liquide initial, nous observons

Cependant, pour une température d’entrée encore plus élevée, à 35°C, la puissance frigorifique

diminue : -14% pour 1/4, -5,5% pour 1/3,

En prenant comme hypothèse

paroi, nous pouvons envisager que

amélioration. L’ébullition peut

l’impact du gradient de température de saturation

d’amplifier la puissance frigorifique à un taux de remplissage donné.

température de paroi supérieur

Chapitre 4

: Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement

à différentes températures d’entrée du fluide secondaire et différent

remplissage initial

(� 1/4, � 1/3, � 1/2)

une température d’entrée comprise entre 20 et 25°C, les puissances frigorifiques atteignent

des valeurs sensiblement égales en cas de remplissage d'1/3 ou d'

performances sont augmentées de +54 % en comparaison avec le remplissage de liq

au 1/4. Nous avons remarqué à 25°C une puissance d’environ 1700 W, constante quelque soit le


niveau de liquide initial, nous observons : +32% pour 1/4, +51% pour 1/3, +70% pour 1/2.


5,5% pour 1/3, -34% pour 1/2.

En prenant comme hypothèse que la température d’entrée influe directement

nous pouvons envisager que l'augmentation de la surchauffe est à l’origine de cette

L’ébullition peut alors naître plus profondément dans la hauteur de liquide

l’impact du gradient de température de saturation est moindre. Ce phénomène permet

puissance frigorifique à un taux de remplissage donné.

température de paroi supérieure, l’écart de pression avec l’adsorbeur est

4 : Résultats et analyses

79

: Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement en contre

à différentes températures d’entrée du fluide secondaire et différents niveaux de

une température d’entrée comprise entre 20 et 25°C, les puissances frigorifiques atteignent

en cas de remplissage d'1/3 ou d'1/2. Néanmoins, les

remplissage de liquide initial

constante quelque soit le


+51% pour 1/3, +70% pour 1/2.


e directement sur celle de la

est à l’origine de cette

naître plus profondément dans la hauteur de liquide, car

. Ce phénomène permet

puissance frigorifique à un taux de remplissage donné. De plus, pour une

, l’écart de pression avec l’adsorbeur est plus faible, ce qui

favoriserait également le transfert de masse

charges.

Cependant, pour une élévation de la température d’entrée supérieure, à 35°C, il se pourrait que

l’échange thermique se produise avec trop d’intensité et provoque un assèchement total de la

paroi. L’important diamètre des bulles

dégradant l'échange thermique.

4.1.3 Influence du circuitage

A température de source froide égale et à remplissage identique, plusieurs essais sont

réalisés pour un circuitage en contre courant et à co

circuitage sur l’évaporation du fluide.

Figure 4.6 : Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement à différentes

températures d’entrée du fluide secondaire, différents circuitages et

Les symboles vides pour le contre courant

pour le co

Les résultats présentés en figure

performances en circulation du fluide secondaire en co

mettent en évidence une sous

Chapitre 4

favoriserait également le transfert de masse par diminution de la sensibilité aux pertes de

pour une élévation de la température d’entrée supérieure, à 35°C, il se pourrait que


diamètre des bulles influencerait fortement ce régime d’écoulement

thermique.

Influence du circuitage


circuitage en contre courant et à co-courant pour

circuitage sur l’évaporation du fluide.

: Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement à différentes

s d’entrée du fluide secondaire, différents circuitages et

remplissage initial.

Les symboles vides pour le contre courant (� 1/4, � 1/3, � 1/2) et les symboles remplis

pour le co-courant (� 1/4, � 1/3, � 1/2).

Les résultats présentés en figure 4.6, nous permettent d’observer une nette amélioration des

performances en circulation du fluide secondaire en co-courant. De plus, n

mettent en évidence une sous-dépression fortement réduite en comparaison


80

par diminution de la sensibilité aux pertes de

pour une élévation de la température d’entrée supérieure, à 35°C, il se pourrait que


influencerait fortement ce régime d’écoulement


évaluer l’influence du

: Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement à différentes

s d’entrée du fluide secondaire, différents circuitages et niveaux de

et les symboles remplis

permettent d’observer une nette amélioration des

De plus, nos enregistrements

fortement réduite en comparaison avec le circuitage

contre courant. Pour une température d’entrée de 20°C, la puissance cro

remplissage au 1/4. Contrairement au contre

d’entrée du fluide secondaire de manière linéaire. Entre 30 et 35°C pour un taux de remplissage

au 1/3, l’évolution est de +11%

Il semblerait dès lors que les profils de tem

l’ébullition du fluide, car la surchauffe à la paroi est optimale

température de saturation du liquide. Une représentation fictive des profils des températures du

fluide secondaire et de la saturation est exposée

pour le circuitage en contre courant, la surface d’échange lors du changement de phase est plus

faible que pour le co-courant. Le circuitage en co

croissante sur la hauteur de l’échangeur. Le rapport des coefficients d’échanges thermiques

entre la convection naturelle et la vaporisation du r

frigorifique est par conséquent p

Figure 4.7 : Représentation des profils des températures du fluide secondaire et de la

température de saturation du réfrigérant dans l’évaporateur en circuitage contre courant

Chapitre 4

Pour une température d’entrée de 20°C, la puissance cro

remplissage au 1/4. Contrairement au contre-courant, l’évolution augmente avec la température


au 1/3, l’évolution est de +11%, contre -5,5% en circuitage en contre courant.

lors que les profils de température en co-courant facilitent grandement

car la surchauffe à la paroi est optimale, compte-tenu du fort gradient de la


daire et de la saturation est exposée à la figure 4.7. Nous distinguons clairement que


courant. Le circuitage en co-courant facilite l’apparition d’une surchauffe


entre la convection naturelle et la vaporisation du réfrigérant étant très important

frigorifique est par conséquent plus élevée.

Représentation des profils des températures du fluide secondaire et de la


et co-courant.


81

Pour une température d’entrée de 20°C, la puissance croît de 125% pour un

lution augmente avec la température


5,5% en circuitage en contre courant.

courant facilitent grandement

tenu du fort gradient de la


.7. Nous distinguons clairement que,


l’apparition d’une surchauffe


éfrigérant étant très important, la production

Représentation des profils des températures du fluide secondaire et de la



82

4.1.4 Influence du remplissage

Nous n'observons pas d'impact significatif de la hauteur de liquide sur les performances en

circuitage co-courant. En faisant l’hypothèse que l’échange thermique purement sensible de la

vapeur est négligeable face au changement de phase liquide/vapeur, seule une faible surface

d’échange est utile à l'ébullition.

4.2 Cycles continus


L’intégralité des cycles dynamiques est réalisée pour obtenir une reproductivité des

résultats. Plusieurs cycles aux réglages identiques (ouverture du détendeur, températures des

sources, temps de cycles…) sont entrepris avant de pouvoir analyser nos mesures pour atteindre

un régime de fonctionnement stabilisé. Le circuitage de l’évaporateur est entrepris à co-courant,

et la commande des cycles est rendue autonome. L'objectif est d'étudier l’ouverture du

détendeur, les températures de source, la durée des cycles, et la récupération de masse.

4.2.2 Diagnostics des problèmes rencontrés

Dès le début des essais, nous avons été confrontés à deux dysfonctionnements, dont un

suffisamment dommageable pour compromettre les essais en cycles continus et, par

conséquent, en récupération de masse. Nous avons constaté un problème de pompage de l'huile

au rejet thermique des adsorbeurs, qui a toutefois pu être réparé. Cependant, les

enregistrements ont montré que l'adsorbeur n°2 était inopérant.

Le régime de fonctionnement de ces essais est maintenu à 20°C en température de source

froide, et à 35°C en source intermédiaire. Le détendeur est ouvert, constamment, à 50%, et le

temps de demi-cycle est fixé à 1700 secondes. La consigne de température de source chaude est

fixée à 190°C. Les graphiques des enregistrements visualisant les anomalies de pompage du rejet

thermique des adsorbeurs sont présentés sur les figures 4.8 à 4.12, le dysfonctionnement de

l'adsorbeur n°2 est présenté sur les figures 4.13 et 4.14.

• Diagnostic du rejet thermique des adsorbeurs :

Par l'intermédiaire de la figure 4.8, on observe lors du refroidissement de l'adsorbeur n°1 un

débit d'huile très faible ("sans égalisation"), inférieur de -76% au débit souhaité. Le circuit

secondaire commun aux deux adsorbeurs est découplé en fonction du cycle pour une connexion


83

soit à la chaudière, soit au rejet thermique. Lors du chauffage, l'huile subit une augmentation de

température (de 50°C à 190°C) et, par conséquent, une augmentation de son volume (d'environ

1,4L). Un vase d'expansion atmosphérique à la chaudière permet d'encaisser cette variation.

∆u�z^9E = ��X°� − AXX°��. u�Û�z^< Naturellement, le phénomène inverse se produit lors du refroidissement de l'huile, et on observe

une rétraction d'environ -0.97 L ayant pour conséquence une réduction de la pression d'huile sur

le réseau de la pompe. La pression d'aspiration de la pompe n'est plus suffisante, et le débit

chute. Pour le réseau de refroidissement, un vase d'expansion pour pressuriser l'huile lors de la

rétraction pourrait être utilisé, tel un réservoir contenant une pression d'azote, mais non un vase

à membrane, car la température est trop élevée. Cependant, cette solution n'est pas

envisageable, car les réseaux sont inversés régulièrement, et le passage du réseau

atmosphérique au réseau pressurisé des adsorbeurs viderait la pression d'azote initiale par

relation de "vases communicants".

Pour éviter ce dysfonctionnement, nous avons utilisé la variation de volume côté chaud pour

compenser la diminution du volume côté froid. Un piquage est réalisé avec une vanne de réglage

entre le refoulement de la pompe de la chaudière et l'aspiration de la pompe de refroidissement.

Ainsi, un faible débit permet de pressuriser à la pression de refoulement de la chaudière, soit

environ 2 bar, le circuit de refroidissement. On peut observer cette amélioration dans les figures

4.8 à 4.12, sous l'intitulé "avec égalisation".

Après modification, nous atteignons un débit convenable, mais imposant l'utilisation d'une

fraction du débit de la chaudière d'environ 2,3 %. L'amélioration du refroidissement constatée

est de +28 % de la puissance rejetée par adsorbeur. Par le biais de cette modification, nous

pouvons observer une augmentation de la capacité d'adsorption par diminution de la

température du lit de zéolite, présentée dans les figures 4.10 et 4.11. En effet, le gradient

thermique dans le lit de zéolite est diminué de -50%, et la température moyenne du lit est

abaissée d’environ 20 K. La quantité d'eau adsorbable par la zéolite est alors plus importante et

augmente la production frigorifique de +15% (figure 4.9).

Figure 4.8 : Comparaison, entre le réseau d'huile initiale et l'égalisation de pression d'huile,

du débit massique secondaire de l'adsorbeur n°1. Enregistrement en cycles continus.

Marqueur 1 : Phase de chauffage. Marqueur 2 : Phase de refroidissement.

Figure 4.9 : Comparaison en cycles continus, entre le réseau d'huile initial et l'égalisation de

pression d'huile, des puissances fri

Chapitre 4

: Comparaison, entre le réseau d'huile initiale et l'égalisation de pression d'huile,



Comparaison en cycles continus, entre le réseau d'huile initial et l'égalisation de

pression d'huile, des puissances frigorifiques obtenues par l'adsorbeur n°1.


84

: Comparaison, entre le réseau d'huile initiale et l'égalisation de pression d'huile,



Comparaison en cycles continus, entre le réseau d'huile initial et l'égalisation de

gorifiques obtenues par l'adsorbeur n°1.

Figure 4.10 : Enregistrement des températures dans le lit

de zéolite de l'adsorbeur n°1.

Pour une phase d'adsorption de 1200s, en cycles continus

et sans égalisation de pression au réseau

Enregistrement des températures dans le lit



égalisation de pression au réseau secondaire d'huile

Figure 4.11 : Enregistrement des températures dans le lit

de zéolite de l'adsorbeur n


et avec égalisation de pression au réseau secondaire d'huile


85

Enregistrement des températures dans le lit



égalisation de pression au réseau secondaire d'huile


86

• Diagnostic de l'adsorbeur n°2 :

Sur la figure 4.12, nous pouvons observer une diminution de la puissance frigorifique

d'environ -50% lors de la phase d'adsorption du réacteur n°2. L'évolution de la pression pendant

cette phase est quasiment nulle et reste longtemps à une valeur très basse, d'environ 0,5 mbar,

alors que la pression imposée par la source froide est de 23,39 mbar,a. Cette sous-dépression

anormale provient de l'adsorbeur puisque l'évaporateur est fonctionnel et que le réseau est

identique.

De plus, la puissance de refroidissement mesurée aux adsorbeurs permet de comparer leur

efficacité. Nous avons dû faire l'hypothèse que le débit massique mesuré (0,463 kg/s) pendant le

refroidissement de l'adsorbeur n°2 était identique à celui de l'adsorbeur n°1. Nous observons

alors une forte diminution de la puissance de rejet thermique pour l'adsorbeur n°2, d'environ

-126 %, ce qui confirme nos conclusions.

Pour conclure notre diagnostic, il semblerait que le tamis inox retenant la zéolite dans

l'adsorbeur n°2 ait créé une obstruction de l'ouverture vers l'évaporateur. Une réparation

pourrait être réalisée, mais imposerait l'ouverture du caisson et un renvoi pour soudure chez

notre sous-traitant. Pour des contraintes de délais, les cycles seront effectués sur un seul

adsorbeur, le n°1, équipé des instruments de mesures.

Figure 4.12 : Comparaison entre l'adsorbeur n°1 et n°2 de la puissance frigorifique et de la pression en cycles continus.

Marqueur 1A : Adsorption de l'adsorbeur n°1. Marqueur 2A : Adsorption de l'adsorbeur n°2. Marqueur 3 : Changement manuel de la prise de

: Comparaison entre l'adsorbeur n°1 et n°2 de la puissance frigorifique et de la pression en cycles continus.

l'adsorbeur n°1. Marqueur 2A : Adsorption de l'adsorbeur n°2. Marqueur 3 : Changement manuel de la prise de

pression du capteur P1.


87

: Comparaison entre l'adsorbeur n°1 et n°2 de la puissance frigorifique et de la pression en cycles continus.

l'adsorbeur n°1. Marqueur 2A : Adsorption de l'adsorbeur n°2. Marqueur 3 : Changement manuel de la prise de


88

Figure 4.13 : Comparaison des écarts de températures, côté réseau d'huile du rejet thermique, en fonction de l'adsorbeur en adsorption.

Enregistrement en cycles continus.

Marqueur 1R : Refroidissement de l'adsorbeur n°1. Marqueur 2R : Refroidissement de l'adsorbeur n°2.

Résultats et analyses

89

4.3 Cycles intermittents


Les cycles intermittents sont exécutés de manière identiques aux cycles continus, à cette

exception près que les électrovannes de connexion à l'adsorbeur défaillant, le n°2, sont inhibées

en position de fermeture constante. Le déroulement des étapes est exactement similaire.

L'influence des régimes de fonctionnement est étudiée par calcul des performances. Les

puissances frigorifiques moyennes et les coefficients de performances sont alors déterminés.

L’influence de l'ouverture du détendeur et de la température de rejet est analysée. Ces

paramètres sont dépendants de la durée des cycles. Pour cette raison, nous les faisons varier à

chaque essai (600, 1000, 1250, 1500 et 2500 s), jusqu'à l’obtention d’une reproductivité

significative.

4.3.2 Influence des régimes de fonctionnement

• Influence de l'ouverture du détendeur :

Tout d'abord, nous avons effectué les tests à différentes ouvertures du détendeur (25, 50 et

75%) pour des températures de sources identiques. La température de source froide est

maintenue à 20°C, la source intermédiaire à 35°C, et la consigne de température de source

chaude à 190°C.

Nous avons obtenu les résultats présentés sur la figure 4.14 des puissances frigorifiques, et sur la

figure 4.15 l’évolution des COP. Comme dans la littérature, nous pouvons observer qu’il existe un

temps de demi-cycle optimum pour atteindre une puissance frigorifique maximale. D’après nos

essais, il se trouve qu’à 1250 secondes, et quel que soit le pourcentage d’ouverture du

détendeur, le maximum est atteint pour 2700 W. En prenant en compte l’erreur de mesure

principalement due aux thermocouples, en moyenne de 5%, l’évolution est très semblable entre

une ouverture à 50% et 75%. Toutefois, une diminution de la puissance frigorifique est visible

pour une ouverture à 25%, d’environ -8%. Lorsque les temps de demi-cycle sont augmentés, on

observe une décroissance de la puissance frigorifique. En effet, entre 1250 et 2500s pour une

ouverture à 75%, la diminution est de -42%, pour une ouverture à 50 % elle est de -30%, et pour

une ouverture à 25% de -20%.

Figure 4.14 : Puissances frigorifiques pour différents temps de demi

Ouverture à

Nous observons en figure 4.15, une évolution asymptotique

COP se dégrade lorsque le temps de

consacrée au cyclage en tempér

Figure 4.15 : COP pour différents temps de demi

Ouverture à

Les différentes ouvertures du détendeur

surface d’échange utile soit déjà maximale pour une ouverture à 25% du détendeur (voir

: Puissances frigorifiques pour différents temps de demi-cycle à trois ouvertures

de détendeur en co-courant.

Ouverture à � 25%, � 50%, � 75% à Tsf=20°C et Trejet=35°C

ous observons en figure 4.15, une évolution asymptotique du COP de la machine vers 0,33

COP se dégrade lorsque le temps de demi-cycle diminue en raison du gaspillage d'énergie

au cyclage en température des masses de métal.

pour différents temps de demi-cycle à trois ouvertures de détendeur

co-courant.

Ouverture à �� 25%, �� 50%, �� 75% à Tsf=20°C et Trejet=35°C

Les différentes ouvertures du détendeur n'ont pas d’impact significatif. Il se pourrait

soit déjà maximale pour une ouverture à 25% du détendeur (voir


90

cycle à trois ouvertures

Trejet=35°C

du COP de la machine vers 0,33. Le

en raison du gaspillage d'énergie

cycle à trois ouvertures de détendeur en

Trejet=35°C

Il se pourrait donc que la

soit déjà maximale pour une ouverture à 25% du détendeur (voir


91

chapitre 4.1.4). La puissance frigorifique est égale à environ 2 500 W pour des conditions de

fonctionnement identiques entre les tests en évaporation "vase fermé" (figure 4.6) et ceux avec

détendeur ouvert (figure 4.14). L'hypothèse formulée selon laquelle le titre de vapeur en sortie

de détendeur pourrait améliorer la production de froid par projection de liquide sur la surface

sèche de l'échangeur n'est donc pas vérifiée. La pression hydrostatique dans l'évaporateur est

sûrement l'explication de ce phénomène. Les performances sont fortement réduites à cause du

fonctionnement avec un seul adsorbeur. En effet, nous avons constaté un manque

d'alimentation en eau de l'évaporateur au cours des essais à long temps de demi-cycle. La

puissance frigorifique spécifique et le COP sont alors dégradés.

• Influence de la température de rejet :

Pour l'ensemble de ces essais, l'ouverture du détendeur est fixée à 50%. Nous pouvons

constater sur la figure 4.16 que la puissance frigorifique augmente avec la diminution de la

température de rejet. Une température de rejet de 35°C permet d'accroître la puissance

frigorifique d'environ +20% par rapport à une température de rejet de 45°C. Le refroidissement

de l'adsorbeur est alors plus efficace. Nous avons mesuré une augmentation d'environ +24% de

la puissance de rejet, ce qui permet en théorie d'élever la capacité d'adsorption de la zéolite.

Figure 4.16 : Puissances frigorifiques et COP en fonction de la température de rejet pour

différents temps de demi-cycle, 50% ouverture détendeur et en co-courant.

Puissance frigorifique � 20/35°C et � 20/45°C ; COP �� 20/35°C et �� 20/45°C


92

La température de condensation augmente avec la température de rejet, respectivement à

40°C et 47.5°C. De plus, nous observons une dégradation du COP de l'ordre de -15% lorsque la

température de rejet augmente, et une température de fin de désorption supérieure de 10K.

4.3.3 Caractérisation des UA et comparaison à la simulation

Nous avons calculé les coefficients d'échanges globaux des échangeurs afin d'effectuer une

étude paramétrique en fonction des températures de sources et de l'ouverture du détendeur. Ce

coefficient d'échange global UA permet de renseigner sur la capacité de transfert thermique,

dont la valeur peut être très différente suivant :

- le type de paroi en contact avec les fluides,

- les fluides et leurs propriétés,

- l'état du fluide (simple phase, double phase...),

- les modes de transfert entre les fluides et la paroi.

Notre méthode consiste à déterminer une température de sortie fictive du fluide secondaire de

l'échangeur, appelée T*, en considérant une valeur de UA constante pour la phase du cycle

étudiée (évaporation, adsorption...). Ainsi, nous utilisons la méthode du NUT et d'efficacité des

échangeurs. Pour un échangeur à changement de phases (évaporation ou condensation), nous

considérons que Cmax tend vers une valeur infinie, car la température de changement de phases

est constante :

� = �Ú¤O�ÚL� = 0alors� = 1 − ef4ÛÜ! = 1 − ef4m(Ü.Ý �� .��« n

� = @��2z�,E−@��2z�,&@��2z�,E − @8UF^�,E

Ainsi, nous avons : @��2z�,&∗ = @8UF^�,E + 3@��2z�,E − @8UF^�,E:. eÞ(Ü.Ý �� -ßLàM .��-ßLàM�« á

Ensuite, le terme UA est déterminé par solveur grâce à la méthode des moindres carrés, pour

obtenir un écart aux valeurs mesurées le plus faible possible. Pour l'adsorbeur en phase de

désorption par exemple, nous obtenons :

@�z^9E,&∗ = @' �ØØØØØØ + 3@�z^9E,E − @' �ØØØØØØ:. eâ(Ü.Ý �� ßà¤¥+.��ßà¤¥+�« ã

\ 3@�z^9E,& − @�z^9E,&∗ :²@�z^9E,&²��9E ≈ 0


93

• Evaporateur :

Nous observons en figure 4.17 une amélioration du coefficient d'échange global avec

l'augmentation de la température de source froide. Quel que soit le remplissage, l'échange

atteint environ 180 W/K à 20°C. Lors de l'élévation de la température de source à 25°C, le

remplissage à 1/4 est plus performant de +24% et +37% par rapport à 1/3 et 1/2. Puis à +30°C,

c'est le remplissage à 1/3 qui devient le plus performant. Nous remarquons que le remplissage à

1/4 atteint un palier maximal à 30°C et 35°C pour une valeur de 492 W/K. A 35°C, les

remplissages aux 1/3 et 1/2 atteignent une valeur égale à 600 W/K, soit +32% pour seulement

1/4 de remplissage, et ceci sans atteindre une évolution asymptotique. L'augmentation de la

surchauffe à la paroi permet d'intensifier le transfert et/ou la surface d'échange utile.

Cependant, nous observons une réduction des performances lorsque le remplissage est trop

important et la température de source trop faible.

Figure 4.17 : Coefficients d'échanges globaux de l'évaporateur en fonction de la

température de source froide et du remplissage initial pour 1000 s en co-courant.

Remplissage initial à � 1/4, � 1/3, � 1/2 pour Trejet=35°C

Le coefficient d'échange global utilisé pour la simulation numérique est de 1126 W/K, avec un

évaporateur à ruissèlement pour un débit d'eau de 2 g/s, et une température de source froide de

12°C. Lors de nos essais, le débit d'eau évaporé est plus faible (entre 1 et 1.5 g/s). Ainsi, ce

coefficient devrait être revu à la baisse. Le coefficient d'échange avec l'évaporateur à plaques du

prototype représente seulement de 15% à 57% de celui pris en simulation. Ces résultats


94

montrent qu'il faut optimiser la géométrie de l'échangeur à plaques, car seulement 1/4, voire

1/3, de sa surface (hauteur de liquide) est exploitable.

• Condenseur :

Nous constatons une augmentation du coefficient d'échange global du condenseur de +6%

lorsque la température de rejet est réduite de 45°C à 35°C. Les valeurs des UA sont de 725 W/K à

45°C, et de 770 W/K à 35°C (valeurs sur 1000 secondes). Cette amélioration proviendrait d'une

désorption plus efficace de l'adsorbeur. Le débit d'eau condensé est alors plus important, et le

régime d'écoulement intensifie l'échange de chaleur.

Le coefficient d'échange global utilisé pour la simulation numérique est de 1514 W/K avec un

condenseur à plaques pour un débit d'eau de 2 g/s et une température de condensation de 40°C.

Nous obtenons un débit de condensation de seulement 1 g/s en raison de la faible masse cyclée

avec l'évaporateur. Le coefficient d'échange obtenu à 40°C de condensation représente 50% de

celui de la modélisation.

• Adsorbeur :

Les calculs ont mis en évidence un coefficient d'échange global de 250 W/K pour la phase

d'adsorption, et de 400 W/K pour la phase de désorption (valeurs sur 1000 secondes).

Le couplage avec l'échangeur est sûrement à l'origine de cette dégradation entre la phase

d'adsorption et de désorption. En effet, nous avons observé une forte sous-dépression lors de

l'adsorption (figure 4.1 et 4.4), d'environ -53% avec la pression imposée par la source froide.

Cette différence de pression représente seulement 18% lors de la désorption. La faible

performance de l'évaporateur dégrade par conséquent le fonctionnement de l'adsorbeur. De

plus, la géométrie de diffusion de gaz dans l'adsorbeur peut être mise en cause. En effet, une

sortie/entrée unique pour un lit épais peut provoquer une réduction du transfert de chaleur et

de masse à travers la zéolite (Makni, 2012). Ce phénomène est d'autant plus prononcé lorsque la

différence de pression entre l'adsorbeur et l'échangeur est faible, comme pour le cas de

l'évaporation. Le coefficient de transfert de chaleur dans le lit peut être fortement dégradé

lorsque la pression d'évaporation est basse (Meunier, 1998).

Conclusion et perspectives

95

Le coefficient d'échange global utilisé pour la modélisation est de 160 W/K. Cette différence peut

provenir du surdimensionnement de l'adsorbeur et des faibles masses d'eau cyclées. En effet, la

surface d'échange métal/zéolite par adsorbeur est de 13 m² en simulation, contre 23 m² en réel.

De plus, La masse d'eau cyclée est comprise entre 2 et 1 g/s en simulation, alors que pour nos

essais, le débit est d'environ 1.5 et 0.8 g/s. L'échange thermique avec l'adsorbeur est par

conséquent plus efficace.

5. Conclusion et perspectives

Les technologies classiques de production de froid par adsorption restent peu compactes,

et leur embarquement demeure problématique pour les applications mobiles.

Ce projet a permis de travailler sur les couplages possibles entre une pile à combustible et une

machine à adsorption. L'utilisation du couple Eau/Zéolite est retenue car, d'après la modélisation

et les conditions de fonctionnement de la pile PEMFC HT, elle permet d'obtenir les meilleures

performances à encombrement identique.

Ce prototype a permis d'acquérir de l'expérience, en particulier sur la conception de l'adsorbeur

et sur le comportement des échangeurs compacts à faibles niveaux de pression. Nous déplorons

un adsorbeur inopérant mettant en cause le système de diffusion du gaz, qui a toutefois pu être

corrigé en cours de fabrication sur le deuxième adsorbeur. Outre la géométrie de l'adsorbeur, la

diffusion du gaz est un paramètre crucial, mais sa mise en œuvre s'est révélée très délicate. Cette

défaillance impose un fonctionnement en cycle discontinu avec un seul adsorbeur, ce qui réduit

le temps de demi-cycle car l'évaporateur n'est plus suffisamment alimenté en eau. Le COP s'en

trouve dégradé car le cyclage en température des adsorbeurs représente un gaspillage

énergétique plus important.

Malgré cet imprévu, nos essais expérimentaux confirment la faisabilité d'utiliser un évaporateur

à plaques pour les machines à adsorption. Nous avons observé que le circuitage en co-courant

présentait des puissances nettement supérieures à celles du circuitage en contre courant.

L'ébullition dépendante de la surchauffe à la paroi serait obtenue sur une surface de liquide plus

grande avec cette configuration. La hauteur de remplissage ne semble quant à elle pas avoir

d'impact significatif. Seul un tiers de l'évaporateur semble participer à l'échange thermique.

Conclusion et perspectives

96

D'après nos calculs, le coefficient d'échange global de l'évaporateur est faible et dégrade les

performances de l'adsorbeur (sous dépression importante). Néanmoins, en comparaison à la

simulation utilisant un évaporateur à ruissèlement, la puissance frigorifique ramenée au volume

occupé est de 125 W/dm3, alors que notre évaporateur développe 213 W/dm3. Nous supposons

que cette densité de puissance et que le coefficient d'échange global pourraient être améliorés

avec un échangeur développé spécialement avec des plaques plus nombreuses, mais d'une

hauteur deux fois moindre.

Initialement, la simulation prévoyait d'obtenir une puissance frigorifique de 4 kW, un COP de

0.55 pour un temps de demi-cycle de 4400 secondes (Tsf, Tsc et Trejet respectivement de 25°C,

240°C et 45°C) et un encombrement estimé à 0.18m3 (hors connexions). En réalité, pour des

températures identiques (hormis Tsc limitée à 190°C), nous obtenons une puissance frigorifique

comprise entre 2 et 2.5 kW, un COP de 0.3 pour un temps de demi-cycle de 1500 secondes, et un

encombrement de 0.20 m3 (hors connexions et pour un seul adsorbeur). Une réparation de

l'adsorbeur défaillant permettrait d'améliorer le COP de la machine, et une conception sur

mesure de l'évaporateur pourrait améliorer la production de froid ainsi que la puissance

spécifique des adsorbeurs.

La compacité des échangeurs à plaques est un atout important pour les applications mobiles, et

se positionne comme une solution d'avenir. Des travaux de recherches supplémentaires

pourraient être entrepris, portant par exemple sur des plaques transparentes et une caméra

ultra rapide, afin de mieux appréhender les mécanismes de transferts thermiques et les régimes

d'écoulement de l'eau à faible pression.

ANNEXES

97

ANNEXES

A1 : Résultats de simulation de pré-dimensionnement

Temps préchauffage/pré refroidissement isostérique = 2.6 min.

Temps de désorption/adsorption = 70 min.

Profils des températures au réseau primaire

Profils des puissances échangées

ANNEXES

98

A1 : Résultats de simulation de pré-dimensionnement

Profils des températures aux réseaux secondaires

Profils des débits de désorption et d’adsorption

Profils des quantités à l’équilibre dans les adsorbeurs

ANNEXES

99

A2 : PID de la pompe à chaleur à adsorption

ANNEXES

100

A3 : Diagramme enthalpique du R718

ANNEXES

101

A4 : Catégories du vide

ANNEXES

102

A5 : Plan de réalisation du prototype

ANNEXES

103

A5 : Plan de réalisation du prototype

ANNEXES

104

A6 : Plan d'implantation des thermocouples dans l'adsorbeur

ANNEXES

105

A6 : Plan d'implantation des thermocouples dans l'adsorbeur

ANNEXES

106

A7 : Schéma électrique de la pompe à chaleur à adsorption

ANNEXES

107

A7 : Schéma électrique de la pompe à chaleur à adsorption

BIBLIOGRAPHIE

108

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1139.

LISTE FIGURES

110

LISTE FIGURES

Figure 1.1 : Schéma d’une machine tritherme ................................................................................ 13

Figure 1.2 : Schéma d’une machine à absorption à simple effet .................................................... 14

Figure 1.3 : Représentation d’un cycle simple effet sur le diagramme d’Oldham ......................... 16

Figure 1.4 : Schéma d’une machine à absorption à double effet ................................................... 16

Figure 1.5 : Représentation d’un cycle double effet sur le diagramme d’Oldham ......................... 17

Figure 1.6 : Schéma et cycle d’une machine à adsorption en cycle continu .................................. 19

Figure 1.7 : Cycle d’une machine à adsorption avec récupération de chaleur ............................... 22

Figure 1.8 : Cycle d’une machine à adsorption avec propagation de front de chaleur .................. 22

Figure 1.9 : Schéma et cycle d’une machine à adsorption avec récupération de masse ............... 23

Figure 1.10 : Prototype CRN Zéolite amélioré /Eau. (Magnetto, 2005) .......................................... 29

Figure 1.11 : Prototype ECN Eau/Gel de silice. (Magnetto, 2005) .................................................. 29

Figure 1.12 : Schéma de principe de l’adsorbeur à plaques. (Cristoph, et al., 2008) ..................... 30

Figure 1.13 : Prototype UW NH3/Charbon actif consolidé. (Tamainot-Telto, 2009) ..................... 30

Figure 1.14 : Comparatif de densité de puissance entre les systèmes commercialisés de faibles

puissances et les prototypes TOPMACS. (Magnetto, 2005) ........................................................... 31

Figure 2.1: Principe de fonctionnement global GAPPAC® .............................................................. 33

Figure 2.2 : Principe de fonctionnement d’une pile à combustible ................................................ 34

Figure 2.3 : Conditions opératoires de simulation pour la comparaison des trois couples ........... 37

Figure 2.4 : Simulation puissances frigorifiques en fonction du couple et du temps de cycle ....... 38

Figure 2.5 : Influence du caloporteur sur la puissance frigorifique et les COP. (G) ........................ 40

Figure 2.6 : Influence du caloporteur sur la condensation et la fin de désorption. (D).................. 40

Figure 2.7: Configuration avec eau glycolée au condenseur et huile thermique à l’adsorbeur ..... 41

Figure 2.8: Documentation de l’échangeur M37Q, constructeur MORGANA ................................ 43

Figure 2.9 : Représentation en coupe d’un adsorbeur ................................................................... 44

Figure 2.10 : Représentation en coupe des matériaux extérieurs à l’adsorbeur ........................... 45

Figure 2.11 : Influence de la hauteur de liquide sur la température de saturation dans

l’évaporateur. .................................................................................................................................. 48

Figure 2.12: Influence de la hauteur d’eau sur l’ébullition en vase fermé (McGILLIS, et al., 1990) 49

Figure 2.13 : Variation, par rapport à la valeur standard atmosphérique, de la masse volumique

liquide et vapeur de l’eau à différentes pressions de saturation ................................................... 51

LISTE FIGURES

111

Figure 2.14 Caractéristiques de la vanne de laminage « détendeur » ........................................... 54

Figure 2.15 : Courbes de couplages du réseau secondaire des adsorbeurs ................................... 56

Figure 2.16 : Courbes de couplages du réseau secondaire évaporateur ........................................ 57

Figure 3.1 : Etape n°1 de l’adsorbeur, pose du tamis inox et des omégas de soutien ................... 59

Figure 3.2 : Etape n°2 de l’adsorbeur, remplissage en zéolite et fermeture du tamis ................... 59

Figure 3.3 : Etape n°3 de l’adsorbeur, réalisation du caisson et pose de l'adsorbeur .................... 60

Figure 3.4 : Ajout d'un oméga central pour l'adsorbeur n°1 .......................................................... 60

Figure 3.5 : Plans d’implantation des thermocouples dans l'adsorbeur n°1 .................................. 61

Figure 3.6 : Finalisation des adsorbeurs et de leurs liaisons fluidiques primaires ......................... 62

Figure 3.7 : l’évaporateur et son réseau primaire .......................................................................... 63

Figure 3.8 : Le prototype final ......................................................................................................... 65

Figure 3.9 : Principe d'acquisition des mesures .............................................................................. 66

Figure 3.10 : Synoptique des mesures sous Labview ...................................................................... 66

Figure 3.11 : Courbes de la pompe à vide ACP28G ......................................................................... 68

Figure 3.12 : Test de tenue au vide de l’adsorbeur n°2 .................................................................. 69

Figure 3.13 : Schéma fluidique pour le transfert en fluide frigorigène .......................................... 71

Figure 4.1 : Enregistrement adsorbeur n°1 en cycle découpé au régime 25/35°C à 1/3 de

remplissage en liquide à contre courant. ........................................................................................ 75

Figure 4.2 : Enregistrement Q adsorbeur n°1 en cycle découpé au régime 25/35°C, 1/3 de

remplissage en liquide et à contre courant. ................................................................................... 76

Figure 4.3 : Enregistrement Qo et Qk en cycle découpé au régime 25/35°C, 1/3 de remplissage en

liquide et à contre courant. ............................................................................................................. 76

Figure 4.4 : Cycle isostérique (non valide) au régime 25/35°C à 1/3 de remplissage en liquide à

contre courant. ................................................................................................................................ 77

Figure 4.5 : Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement en contre courant, à

différentes températures d’entrée du fluide secondaire et différents niveaux de remplissage

initial ................................................................................................................................................ 79

Figure 4.6 : Puissances frigorifiques obtenues sur 1000s de fonctionnement à différentes

températures d’entrée du fluide secondaire, différents circuitages et niveaux de remplissage

initial. ............................................................................................................................................... 80

112

Figure 4.7 : Représentation des profils des températures du fluide secondaire et de la

température de saturation du réfrigérant dans l’évaporateur en circuitage contre courant et co-

courant. ........................................................................................................................................... 81

Figure 4.8 : Comparaison, entre le réseau d'huile initiale et l'égalisation de pression d'huile, du

débit massique secondaire de l'adsorbeur n°1. Enregistrement en cycles continus. .................... 84

Figure 4.9 : Comparaison en cycles continus, entre le réseau d'huile initial et l'égalisation de

pression d'huile, des puissances frigorifiques obtenues par l'adsorbeur n°1. ............................... 84

Figure 4.10 : Enregistrement des températures dans le lit de zéolite de l'adsorbeur n°1. ............ 85

Figure 4.11 : Enregistrement des températures dans le lit de zéolite de l'adsorbeur n°1. ............ 85

Figure 4.12 : Comparaison entre l'adsorbeur n°1 et n°2 de la puissance frigorifique et de la

pression en cycles continus. ............................................................................................................ 87

Figure 4.13 : Comparaison des écarts de températures, côté réseau d'huile du rejet thermique,

en fonction de l'adsorbeur en adsorption. Enregistrement en cycles continus. ............................ 88

Figure 4.14 : Puissances frigorifiques pour différents temps de demi-cycle à trois ouvertures de

détendeur en co-courant. ............................................................................................................... 90

Figure 4.15 : COP pour différents temps de demi-cycle à trois ouvertures de détendeur en co-

courant. ........................................................................................................................................... 90

Figure 4.16 : Puissances frigorifiques et COP en fonction de la température de rejet pour

différents temps de demi-cycle, 50% ouverture détendeur et en co-courant. .............................. 91

Figure 4.17 : Coefficients d'échanges globaux de l'évaporateur en fonction de la température de

source froide et du remplissage initial pour 1000 s en co-courant. ............................................... 93

LISTE TABLEAUX

113

LISTE TABLEAUX

Tableau 1.1 : Quelques propriétés des réfrigérants ....................................................................... 24

Tableau 1.2 : Quelques propriétés des couples en adsorption (Demir, et al., 2008) ..................... 24

Tableau 1.3 : Nouveaux coefficients de l'équation de Langmuir trois termes ............................... 26

Tableau 1.4 : Exemple d’amélioration de la zéolite. (Demir, et al., 2008) ...................................... 27

Tableau 2.1 : Comparaison des deux fluides caloporteurs pour le rejet thermique ...................... 40

Tableau 2.2 : Influence de la surface des unités de rejet thermique sur les performances........... 41

Tableau 2.3: Propriétés de la zéolite 13X utilisée ........................................................................... 43

Tableau 2.4 : Récapitulatif du dimensionnement d’un adsorbeur ................................................. 44

Tableau 2.5 : Propriétés de la laine de roche utilisée ..................................................................... 45

Tableau 2.6 : Résultats obtenus en limitant à 60°C à la surface de l'isolant .................................. 46

Tableau 2.7 : Caractéristiques nominales du condenseur .............................................................. 46

Tableau 2.8 : Caractéristiques nominales de l’évaporateur ........................................................... 47

Tableau 2.9 : Pertes de charge en fonction du nombre de plaques de l’évaporateur ................... 51

Tableau 2.10 : Calculs diamètres de tuyauteries du réseau primaire ............................................. 53

Tableau 2.11 : Réglage du détendeur pour différents débits au régime nominal .......................... 54

Tableau 2.12 : Caractéristiques du rejet thermique des adsorbeurs ............................................. 55

Tableau 2.13 : Diamètres de tuyauteries du réseau secondaire adsorbeurs ................................. 56

Tableau 2.14 : Propriétés de l’eau glycolée 25% en volume .......................................................... 58

Tableau 2.15 : Caractéristiques de l’aérotherme ............................................................................ 58

Tableau 3.1 : Taux de fuites finaux du prototype ........................................................................... 70

Tableau 3.2 : Estimation de la masse d’eau à introduire ................................................................ 70

Tableau 4.1 : Résultats du cycle test en vase fermé ....................................................................... 73

114

Développement d’une pompe à chaleur à adsorption en vue de l’utilisation des rejets thermiques d’une

pile à combustible embarquée. Mémoire d’ingénieur C.N.A.M, Paris 2014.

RESUME

Les pompes à chaleur à adsorption offrent une alternative pérenne aux climatiseurs à compression

mécanique. En effet, elles utilisent une source de chaleur pour assurer la compression thermique d’un

fluide frigorigène naturel respectueux de l'environnement comme l’eau, le méthanol ou l’ammoniac. De

nombreuses sources d’énergies fatales peuvent alors être récupérées, comme la chaleur provenant d’un

moteur à combustion, ou celle d’une pile à combustible. Leur intégration permet une évolution vers la

trigénération, et améliore le rendement global du système. Néanmoins, les machines à adsorption

souffrent d’un encombrement et d’une masse élevée, en particulier pour les applications mobiles. Un

prototype a donc été développé, permettant d’évaluer les performances d’un échangeur à plaques dans

l’évaporation de l’eau sous vide. Traditionnellement, on emploie un échangeur tubes et calandre

volumineux avec un ruissellement par pompe. L’évaporateur à plaques permet alors d’améliorer la

compacité et d’éviter la consommation électrique d'une pompe de liquide.

Mots clés : Adsorption, Pompe à chaleur, Climatisation, Prototype, Zéolite, R718, Echangeurs à plaques,

Pile à combustible.

SUMMARY

The adsorption heat pumps are sustainable alternative to the mechanical air conditioning. Indeed, these

systems use a heat source to assure the thermal compression of a natural environment-friendly

refrigerant as water, methanol or ammonia. Much waste energy can be recovered as heat from a

combustion engines or fuel cells. Integration of adsorption heat pump allows an evolution to

trigeneration and improves the overall efficiency of the system. Nevertheless, adsorption chiller suffers

from large dimensions and a high mass in particular to mobile applications. Traditionally, a voluminous

shell and tubes exchanger with liquid dripping forced by a pump is used. A prototype was developed and

highlights the performance of a plate exchanger for boiling of water at subatmospheric pressure. So, the

plate evaporator allows to improve the compactness and to avoid the electric consumption of a liquid

pump.

Keywords: Adsorption, Heat pump, Air conditioning, Prototype, Zeolite, R718, Plates exchangers, Fuel cell.

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Développement d’une pompe à chaleur à adsorption en vue de