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Performances d’un SAHT

Plusieurs travaux de recherche théoriques et expérimentales sur le thermo-transformateur de chaleur par absorption à simple effet (SAHT) ont été publiés ces dernières années études. La plupart d’entre eux cible la détermination des températures optimales dans les différentes opérations unitaires composant les SAHT. Les études les plus représentatives, les plus complètes et ciblant diverses applications sont présentées, ainsi que leurs principales conclusions :
Barragan et al. [8, 9] ont démontré expérimentalement qu’avec l’augmentation du gain de température (Gross Temperature Lift), ou l’augmentation entre la température de la chaleur résiduelle et celle rendue disponible, le taux de circulation de fluides de travail dans le SAHT augmente alors que le COP (coefficient de performance) diminue.
Sözen [10] et Rivera [11] ont montré que l’ECOP (coefficient de performance exergétique) du SAHT a des tendances similaires à celles du COP. Il augmente proportionnellement à la température de l’évaporateur ou du générateur jusqu’à un point où le COP montre une inflexion, puis diminue drastiquement. L’ECOP augmente légèrement avant de montrer un point d’inflexion, puis de diminuer de façon indirectement proportionnelle à la température de l’absorbeur. Une diminution abrupte du COP est observée une fois qu’une certaine température critique de l’absorbeur est atteinte [11]. Aucune explication n’est donnée à cette variation d’ECOP. La variation de la température du condenseur n’affecte pas considérablement la performance du système.
Guo et al. [12] ont démontré par des modèles mathématiques que le COP du système est plus sensible aux variations du débit massique de la source de chaleur, appliquée en série sur l’évaporateur puis sur le générateur, que celle du fluide de refroidissement utilisé dans le condenseur. Cette étude affirme qu’une diminution de ce débit massique diminue le COP du cycle. Huicochea et al. [13] ont ensuite analysé expérimentalement l’effet de la variation de l’apport de chaleur fournie au générateur. Contrairement aux résultats présentés par Guo et al. [12], il a été argumenté que l’augmentation du débit massique de la source de chaleur vers le générateur diminuerait à la fois le COP et l’ECOP du SAHT puisqu’elle cause l’augmentation des irréversibilités dans le système.
En ce qui concerne les irréversibilités exprimées en pertes exergétiques, Rivera et al. [14] ont montré expérimentalement que l’absorbeur a le plus faible rendement exergétique parmi tous les composants du SAHT. Bien que les résultats présentés par Gomri [15] sont en accord sur ce point, l’auteur affirme que le générateur est la deuxième opération unitaire la moins destructrice d’exergie dans le SAHT. Aucune explication n’a été fournie concernant ce point. Zebbar et al. [16] ont élaboré un modèle pour un SAHT à H2O-LiBr afin d’optimiser les paramètres ayant un effet significatif sur le cycle. Les résultats ont montré que les irréversibilités dans l’absorbeur et le générateur jouaient un rôle majeur sur le bilan entropique total du système. Enfin, en variant les niveaux de pression dans l’absorbeur et le générateur, à un rapport de pression absorbeur-générateur de 1,38, ils ont obtenu un COP maximal de 0,486.
Abrahamsson et al. [17] ont construit en 1995 une unité pilote d’un transformateur de chaleur monophasé, basé sur le principe thermosiphon, utilisant comme fluide de travail NaOH-H2O, et l’ont incorporé dans une unité d’évaporation d’une usine. Un Gain de Température (GT) de 23°C a été atteint et une période de retour sur investissement de 4,4 ans est estimée. Mostofizadeh et Kulick [18] ont ensuite construit et testé un pilote de SAHT de 100 kW utilisant comme fluide de travail LiBr-H2O. Le coût de l’unité de 20 kW a été estimé pour en donner une période de retour sur investissement de 2,4 ans.
Ma et al. [19] ont étudié, en 2003, le premier thermo-transformateur de chaleur à l’échelle industrielle. Ce dernier récupère la chaleur résiduelle d’une usine de caoutchouc synthétique pour la réutiliser pour chauffer l’eau de 95 à 115 °C avec une puissance thermique de 5000 kW. Le COP obtenu est de 0,47 avec une élévation de température de 25°C par rapport à l’effluent contenant la chaleur résiduelle. De plus, dans ce travail, les analyses économiques ont montré une période de retour sur investissement de 2 ans.
Huicochea et al. [20] ont intégré en 2004 un SAHT à un système de purification d’eau utilisant de la chaleur résiduelle dans la plage de température de 68-78°C. Ils ont montré que le COP du SAHT s’améliore lorsque la concentration en absorbant en entrée de l’absorbeur diminue. De même que le COP, la production de l’eau purifiée augmente également. Romero et Martinez [21] ont conduit une étude théorique en 2007 sur le même système de purification d’eau. Les résultats ont montré que l’énergie recyclée avait un effet positif sur le COP puisqu’il augmente de 0,3 à 0,429. Dans la même année, Siqueiros et Romero [22] ont étudié le système de dessalement déjà mentionné. Les résultats ont démontré que ce système était capable d’améliorer le COP de plus de 120 % en recyclant l’énergie obtenue du système de purification d’eau. Ensuite, Romero et al.
[23] ont conclu dans leur deuxième étude que le système combiné SAHT et purification d’eau était capable d’améliorer la valeur du COP jusqu’à 1,6 fois sa valeur initiale en recyclant l’énergie d’un système de purification d’eau. Ces diverses études montrent l’importance de l’agencement entre la source de chaleur et opérations unitaires des cycles à absorption la recevant.
Cortés et Rivera [24] ont analysé, en 2010, la faisabilité d’incorporer un transformateur de chaleur dans une usine de production de papier. Une étude exergétique et économique sur l’usine a montré que l’inclusion d’un transformateur de chaleur pour préchauffer l’eau avant d’entrer dans une chaudière pourrait potentiellement réduire la consommation d’énergie pour produire de la vapeur de jusqu’à 25 %.
Sekar et Saravanan [25] ont couplé, en 2011, un SAHT avec des systèmes de dessalement à multiple effets pour la purification de l’eau. Ils ont effectué une analyse exergétique et ont évalué l’efficacité exergétique et les pertes d’exergie dans les composants. Les effets des paramètres de fonctionnement tels que les températures de la source de chaleur et l’efficacité de l’échangeur de chaleur sur les performances ont été évalués. Le rendement exergétique varie de 11,4 % à 35,5 % selon la température de la source de chaleur disponible. Il a était constaté que la perte d’exergie la plus élevée était dans le condenseur de l’AHT. Ils ont rapporté que l’augmentation du GT améliore le rendement exergétique. Puis, pour valider leurs études, Sekar et Saravanan [26] ont mené des expériences sur un système de distillation entrainé par un SAHT de 5 kg/h de capacité, en utilisant la paire de fluide H2O-LiBr. Ils ont rapporté un COP entre 0,3 et 0,38, et une élévation de température variant entre 15 et 20°C.
En 2012, Zare et al. [27] ont valorisé la chaleur résiduelle d’une turbine à gaz pour produire l’électricité à travers deux cycles organiques de Rankine et produire de l’eau pure au moyen d’un système de dessalement d’eau. Un SAHT a été employé afin d’augmenter le niveau de la température de la chaleur perdue pour l’utiliser dans le système de dessalement. Les performances du cycle proposé étaient ensuite optimisées sur la base de la première loi de la thermodynamique. Ils ont conclu que pour chaque augmentation de 50°C de la température d’entrée de la turbine à gaz, le COP du SAHT augmentait de 2,5-4 % et la vitesse de production de l’eau pure diminuait d’environ 6,5 %.
De même en 2012, un SAHT utilisant H2O-LiBr a été appliqué par Yari [28] dans un cycle de cogénération où il a été proposé une compression de CO2 dans un cycle de Brayton qui utilisait la chaleur perdue d’une centrale nucléaire. On a constaté que les rendements énergétique et exergétique de ce système étaient supérieurs à ceux du cycle conventionnel de 5,5 % à 26 %. La destruction d’exergie de ce système était en moyenne de 12,6 % à 19,1 % inférieure à celle du cycle sans SAHT. Yari et al. [29] ont proposé et analysé un cycle combiné de cogénération dans lequel la chaleur fatale provient d’un cycle de réfrigération transcritique à éjection-expansion utilisant le CO2, qui a été utilisé simultanément pour la production d’énergie et la purification d’eau. Pour faire fonctionner le système de dessalement d’eau, un SAHT a été utilisé pour récupérer la chaleur perdue à basse température. On a constaté que dans les conditions optimales, le rendement thermique du cycle de cogénération était de 13 à 45 % plus élevé que celui du cycle à éjection-expansion transcritique (sans SAHT et sans un système de dessalement d’eau).
Huicochea et al. [30] ont étudié en 2013 le potentiel d’un nouveau système de cogénération qui consiste en une pile à combustible à membrane échangeuse de protons de 5 kW et un SAHT. La chaleur dissipée de l’opération de la pile est fournie au SAHT qui a été intégré au système de purification d’eau. Par conséquent, les produits du système de cogénération étaient la chaleur, l’électricité et l’eau distillée. Les résultats ont montré que les valeurs expérimentales des COP du SAHT et de l’efficacité globale de la cogénération pourraient atteindre respectivement 0,256 et
0,571. Une amélioration de l’efficacité de 12,4 % a été obtenue par rapport à l’efficacité de la pile à combustible travaillant individuellement.
Et finalement, Zhang et al. [31] ont examiné en 2014 l’inclusion potentielle d’un SAHT LiBr-H2O dans un processus de captage de 3000 tonnes de CO2 par jour à partir d’une centrale au charbon de 660 MW. Le système AHT réduit les besoins en chaleur pour le captage de CO2 de 3,873GJ / tCO2 à 3,772GJ / tCO2, ce qui le réduit de 2,62 %. Cette économie d’énergie correspond à une période de retour sur investissement de 2,4 ans.
Les études théoriques citées montrent d’importantes divergences. Les résultats et les analyses des différents chercheurs concernant principalement les conditions de fonctionnement et leur influence sur les performances des SAHT et les composants les plus critiques dans le cycle. Il est important de clarifier l’origine de ces divergences. A cet effet, une étude théorique est conduite dans la section 4.
A partir des informations collectées des études expérimentales et les applications industrielles des SAHT, il est à noter qu’il est très fréquent d’intégrer les machines à absorption avec différents procédés qui rejettent de la chaleur fatale vers l’atmosphère. Ces machines à absorption améliorent le niveau de température et rendent la chaleur utile pour qu’elle soit utilisée dans un autre procédé ou opération unitaire. D’après les conclusions pour divers cas d’études, ce qui est important de mentionner est l’amélioration certaine des performances des procédés après l’intégration de SAHT. Il est donc important d’approfondir les connaissances sur les thermo-transformateurs de chaleur dans le but de les améliorer davantage.

Table des matières

RESUME
REMERCIEMENTS
SOMMAIRE
LISTE DES FIGURES
LISTE DES TABLEAUX
NOMENCLATURE
INTRODUCTION GENERALE
CHAPITRE 1: ETAT DE L’ART SUR LES MACHINES A ABSORPTION
1. INTRODUCTION
2. THERMO-TRANSFORMATEUR DE CHALEUR PAR ABSORPTION
2.1. PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT
2.2. PERFORMANCES D’UN SAHT
2.3. FLUIDES DE TRAVAIL
2.3.1. H2O-LIBR
2.3.2. NH3-H2O
2.3.3. PAIRES A REFRIGERANT TETRAFLUOROETHYLENE ET GLYCOL
2.3.4. COMBINAISON EAU-SEL
2.3.5. ADDITIFS
2.3.6. CONCLUSION
3. REFRIGERATION PAR ABSORPTION
3.1. PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT
3.2. PERFORMANCES D’UN SARC
3.3. FLUIDES DE TRAVAIL
4. ANALYSE THERMODYNAMIQUE DES MACHINES A ABSORPTION
4.1. MACHINES A ABSORPTION SIMPLE EFFET SAHT ET SARC
4.2. INFLUENCE DES CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT SUR LES PERFORMANCES D’UN SAHT
4.2.1. GAIN DE TEMPERATURE
4.2.2. TAUX DE CIRCULATION
4.2.3. COEFFICIENT DE PERFORMANCE
4.2.4. COEFFICIENT DE PERFORMANCE EXERGETIQUE
4.2.5. DESTRUCTION D’EXERGIE
4.3. INFLUENCE DES CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT SUR LES PERFORMANCES D’UN SARC
4.3.1. TAUX DE CIRCULATION
4.3.2. COEFFICIENT DE PERFORMANCE
4.3.3. COEFFICIENT DE PERFORMANCE EXERGETIQUE
4.3.4. DESTRUCTION D’EXERGIE
5. CONCLUSION
CHAPITRE 2 : CYCLES AVANCES ET NOUVEAUX FLUIDES DE TRAVAIL.
1. INTRODUCTION
2. CYCLES AVANCES
2.1. TRANSFORMATEURS DE CHALEUR PAR ABSORPTION AVANCES
2.1.1. CYCLE DE TRANSFORMATEUR DE CHALEUR PAR ABSORPTION A DOUBLE EFFET (DEAHT)
2.1.2. CYCLE DE TRANSFORMATEUR DE CHALEUR PAR ABSORPTION A DOUBLE ETAGE (DSAHT)
2.1.3. CYCLE DE TRANSFORMATEUR DE CHALEUR PAR ABSORPTION DOUBLE (DAHT)
2.1.4. CYCLE DE TRANSFORMATEUR DE CHALEUR PAR ABSORPTION EJECTION (EAHT)
2.1.5. CHOIX DES CONFIGURATIONS A TESTER
2.2. CYCLES AVANCES DE REFRIGERATION PAR ABSORPTION
2.2.1. CYCLE DE REFRIGERATION PAR ABSORPTION A DOUBLE EFFET (DEARC)
2.2.2. CYCLE DE REFRIGERATION PAR ABSORPTION EJECTION (EARC)
2.2.3. DISCUSSION ET PROPOSITION D’UNE NOUVELLE CONFIGURATION
3. PAIRES DE FLUIDES CANDIDATS
3.1. CONTRAINTES
3.2. PROCEDURE DE CHOIX
4. CALCUL DES NOUVEAUX CYCLES ET LEURS FLUIDES DE TRAVAIL
4.1. CAS DES AHT
4.2. CAS DES ARC
5. CONCLUSION
CHAPITRE 3 : ABSORBEUR
1. INTRODUCTION
2. PHENOMENE D’ABSORPTION
3. ABSORBEUR A FILM TOMBANT
3.1. FACTEURS D’IMPACT SUR LES PERFORMANCES D’ABSORPTION
3.2. INSTABILITE DU FILM ET TAUX MINIMAL DE MOUILLAGE
3.3. MODELISATION D’UN ABSORBEUR A FILM TOMBANT
3.3.1. MODELES DETAILLES DES ABSORBEURS A TUBES HORIZONTAUX ET VERTICAUX DE SECTION RONDE
3.3.2. MODELES SIMPLIFIES D’UN ABSORBEUR TUBULAIRE A FILM TOMBANT
3.3.3. PROCEDURE DE RESOLUTION DES MODELES SIMPLIFIES
3.4. COEFFICIENTS DE TRANSFERT DE MATIERE ET DE CHALEUR
3.4.1. COEFFICIENTS DE TRANSFERT DE MATIERE
3.4.2. COEFFICIENTS DE TRANSFERT DE CHALEUR
4. RESULTATS DE MODELISATION DES ABSORBEURS A FILM TOMBANT
5. CONCLUSION
CHAPITRE 4 : TRANSFERT DE MATIERE DANS L’EJECTEUR LIQUIDE-VAPEUR DE L’EAHT
1. INTRODUCTION
2. MODELISATION ET CONCEPTION PRELIMINAIRE
3. ECOULEMENT DU JET LIQUIDE INJECTE PAR LA BUSE PRIMAIRE
3.1. NOMBRES ADIMENSIONNELS CARACTERISTIQUES
3.2. MODELES D’ATOMISATION PRIMAIRE
3.2.1. MODELES BASES SUR DES CORRELATIONS ISSUES DE L’EXPERIENCE
3.2.2. MODELES BASES SUR LA THEORIE LINEAIRES DES INSTABILITES DU FLUIDE
3.3. DEFORMATION DES GOUTTES PRIMAIRES
3.4. MODELES D’ATOMISATION SECONDAIRE
3.4.1. TEMPS DE RUPTURE DES GOUTTES
3.4.2. MODELISATION DES REGIMES D’ATOMISATION SECONDAIRE
4. ABSORPTION DANS UN EJECTEUR A JET
5. CAS D’APPLICATION
6. GEOMETRIE ENTRE LA BUSE PRIMAIRE ET LA GORGE
6.1. EQUATIONS BILAN
6.2. MODELE DE TURBULENCE
6.3. PROPRIETES DU FLUIDE
6.4. CONDITIONS AUX LIMITES
6.5. ECOULEMENT EN SORTIE DE LA BUSE PRIMAIRE
7. CONCLUSION
CHAPITRE 5 : RAPPORT D’ENTRAINEMENT DE L’EJECTEUR VAPEUR-VAPEUR DANS L’EARC
1. INTRODUCTION
2. EVALUATION DES PERFORMANCES DE L’EJECTEUR
2.1. PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT
2.2. PARAMETRES GEOMETRIQUES
2.3. L’ECOULEMENT DU FLUIDE
2.4. ONDE DE CHOC
3. MODELISATION D’UN EJECTEUR
3.1. LOIS DE CONSERVATION ET HYPOTHESES
3.2. MODELE 1-D ANALYTIQUE D’UN EJECTEUR
3.2.1. TUYERE PRIMAIRE SUPERSONIQUE
3.2.2. CHAMBRE DE MELANGE A PRESSION CONSTANTE
3.2.3. DIFFUSEUR SUBSONIQUE
4. SIMULATION DE L’ECOULEMENT (CFD)
4.1. PARAMETRES
4.1.1. DIMENSIONS INITIALES DE L’EJECTEUR
4.1.2. EQUATIONS BILAN
4.1.3. MODELE DE TURBULENCE
4.1.4. CONDITIONS AUX LIMITES
4.1.5. PROPRIETES DU FLUIDE
4.2. RESULTATS DES SIMULATIONS
4.2.1. INFLUENCE DES PARAMETRES GEOMETRIQUES
4.1.2. RAPPORT D’ENTRAINEMENT OPTIMAL
5. CONCLUSION
CONCLUSION GENERALE
BIBLIOGRAPHIE
ANNEXES
ANNEXE A : RESULTATS DE LA SIMULATION DU SAHT POUR DIFFERENTES CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT
ANNEXE B : RESULTATS DE LA SIMULATION DU SARC POUR DIFFERENTES CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT
ANNEXE C : LISTE DES FLUIDES POTENTIELLEMENT UTILISABLES DANS LES CYCLES A ABSORPTION (TOUS LES FLUIDES POSSEDENT UN ODP=0)
ANNEXE C.1 : PROPRIETES THERMO-PHYSIQUES DES FLUIDES
ANNEXE C.2 : PROPRIETES DE TOXICITE, INFLAMMABILITE ET REACTIVITE DES FLUIDES
ANNEXE D : CALCUL D’UN ABSORBEUR ADIABATIQUE

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