Modélisation Des Performances Energétiques D une Machine Frigorifique à Absorption Solaire Sous Trnsys_16

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1 Modélisation Des Performances Energétiques D une Machine Frigorifique à Absorption Solaire Sous Trnsys_16 Hami Khelifa, Benslimane Abdallah et Khelfaoui Rachid Laboratoire d Energétique en Zones Arides (ENERGARID) Faculté des sciences et Technologie Université de Béchar, BP 417, Béchar Résumé Dans ce travail nous prévoyons une simulation numérique par Trnsys_16 d une machine solaire à absorption utilisant le couple (NH3/H20) comme fluide de fonctionnement sous les données climatique de la ville de Béchae ( Algérie). Cette installation est constituée de 6 m² de captage. Un modèle de simulation dynamique détaillée de l'installation solaire et les organes de la machine a été développé pour différentes conditions de fonctionnement et comparées avec les données de mesure afin de prédire les performances du système. Mots clé-machine à Absorption ; Installation Solaire ; Modélisation Dynamique ; Trnsys_16 I. INTRODUCTION Un processus de production du froid signifie généralement une absorption de la chaleur, c est-à-dire prélever de la chaleur sur un milieu à refroidir appelé source froide, et la transférer vers un milieu extérieur qui est réchauffé, appelé source chaude. Sur les divers procédés de production du froid, le système envisagé dans cette étude est le système à absorption solaire utilisant le couple ammoniac-eau avec un pompage thermique. La machine frigorifique à absorption inventée par Von Platen et al. (1928) [1] utilise trois fluides de fonctionnement: l ammoniac (réfrigérant), l eau (absorbant) et l hydrogène comme un gaz inerte. Puisqu il n y a aucune pièce mobile dans l unité, le système à absorption-diffusion est silencieux et fiable. Il est donc souvent employé dans des chambres, des bureaux, et dans les zones arides et isolées. Ces machines fonctionnent avec deux niveaux de pression: la haute pression dans le générateur et le condenseur et la basse pression dans l évaporateur et l absorbeur. Le transvasement de la solution riche de l absorbeur vers le générateur nécessite une pompe de circulation. Pour des installations de petites tailles, il peut être intéressant de s affranchir de cette pompe. L étude qui a permis d améliorer les performances du cycle frigorifique à absorption NH3-H2O avec l hydrogène comme gaz inerte [2]. Cette dernier a permet carrément de faire des économies d énergie en évitant l utilisation de l énergie électrique. Pour cela, ils ont utilisé un séparateur de type gaz-lift [3] qui permet de renforcer la fiabilité de ces systèmes (absence de pièces tournantes) tout en conservant leur souplesse de fonctionnement. Ce type de séparateur est utilisé dans les machines à diffusion dont le fonctionnement repose sur le fait que la pression totale est la même dans tout l appareil, la différence entre les pressions partielles étant compensée par l introduction d un gaz inerte. Cette différence de pression assure la circulation entre l évaporateur et l absorbeur. Au fil des années, un certain nombre de chercheurs ont étudié et décrit la performance de divers cycles frigorifiques à absorption-diffusion, graphiquement, expérimentalement et numériquement. Reistad [4], a proposé une méthode graphique pour le calcul des concentrations, les capacités thermiques et les températures du cycle, appliquant le diagramme enthalpie - concentration. Chen et al. [5], ont conçu un nouveau générateur incluant un échangeur qui réutilise la chaleur perdue pour la rectification du cycle. La nouvelle configuration du cycle a démontré une amélioration significative du COP (5 %) comparée à la configuration originale de générateur. S.A. Akam et al. [6], ont effectué une étude expérimentale d une boucle frigorifique à absorption-diffusion. Les résultats expérimentaux sont obtenus à l aide d un banc d essai pour deux modes de chauffage: l énergie électrique et le gaz butane. Ils ont conclu que dans les deux modes de chauffage, le fonctionnement de la machine ne pose aucun problème et les

2 valeurs du COP sont plus élevées dans le cas du chauffage électrique que dans celui du chauffage par gaz butane. Une autre étude du cycle à absorption-diffusion, utilisant l hélium comme un gaz inerte, a été présentée par Srikhirinet et al. [7]. Les bilans de masse et de l énergie ont été appliqués pour chaque élément du cycle, le COP variant dans la plage Maiya [8] a présenté une simulation du cycle à absorptiondiffusion NH3-H2O-He, et a montré que l utilisation de l hélium est plus importante que celle de l hydrogène bien qu elle exige une taille plus élevée de propulsion en raison de sa plus grande viscosité. Cette étude a prouvé qu une pression de fonctionnement plus élevée provoque une diminution du COP. Zohar et al. [9], ont développé un modèle thermodynamique pour la simulation d un cycle frigorifique à absorption-diffusion NH3-H2O-H2 et ont obtenu des résultats numériques utilisant le logiciel EES (Engineering Equation Solver) [10]. Cette étude montre que le meilleur COP a été obtenu pour une concentration de la solution riche variant entre 0.25 et 0.3, pour des températures de générateur variant de 195 à 205 C. Les valeurs recommandées pour les concentrations des solutions riche et pauvre sont respectivement de 0.3 et 0.1. L hélium s est avéré préférable à l hydrogène comme un gaz inerte pour le cycle. Le COP d un système fonctionnant avec l hélium est plus élevé (jusqu'à 40 %) que le même système fonctionnant avec l hydrogène. Sur la base d un modèle thermodynamique d une machine à absorption-diffusion NH3-H2O-H2, Zohar et al. [11], ont effectué deux configurations avec et sans sous-refroidissement du condensat avant l entrée de l évaporateur. Les performances des deux configurations ont été étudiées et comparées. Cette étude montre que le COP du cycle sans sous-refroidissement du condensat est supérieure de (14-20 %) en comparaison avec le cycle et le sous-refroidissement de condensât, et que les meilleures performances sont obtenues, lorsque la fraction massique de l'ammoniac de la solution riche varie dans la gamme ( ). Dans ce travail nous prévoyons une simulation numérique par Trnsys_16 d une machine solaire à absorption utilisant le couple (NH3/H20) comme fluide de fonctionnement sous les données climatique de la ville de Béchar ( Algérie). Cette installation est constituée de 6 m² de captage. Un modèle de simulation dynamique détaillée de l'installation solaire et les organes de la machine a été développé pour différentes conditions de fonctionnement et comparées avec les données de mesure afin de prédire les performances du système. II. POSITIONNEMENT DU PROBLEM La modélisation est basée sur les lois de la conservation de chaleur et de masse au niveau de chaque élément, auxquelles on ajoute les équations d équilibre de mélange NH3-H2O, l enthalpie en tout point du cycle de la machine. Le principe de fonctionnement de cette configuration de climatisation solaire est relativement similaire à un système à compression classique. En effet, le procède fait appel a un condenseur et un évaporateur. Il y a également une zone de haute pression et de basse pression. La différence vient du fait que la compression n est pas mécanique, mais résulte du phénomène d absorption/désorption. A. Description du procédé A l évaporateur (Fig.1), le réfrigérant passe sous forme vapeur, refroidissant ainsi l eau de refroidissement du bâtiment. Le réfrigérant sous forme vapeur va se diriger vers l absorbeur ou il sera absorbe par l absorbant. Il faut noter que la réaction d absorption se fait mieux a basse température. L absorbant est donc refroidit par un circuit d eau. L absorbant sature en réfrigérant est ensuite dirige vers le générateur. Ce dernier est chauffe par une source de chaleur qui peut être des panneaux solaires thermiques, une unité de cogénération etc. La haute température de ce réacteur provoque la désorption du réfrigérant qui passe alors sous forme vapeur. L absorbante retourne à l absorbeur en passant par un échangeur de chaleur permettant a la fois de le refroidir mais aussi de préchauffer l absorbant sature se dirigeant vers le générateur. Le réfrigérant va lui se diriger vers le condenseur qui est refroidit par le même circuit que l absorbeur. Il passe sous forme liquide et va vers l évaporateur pour un nouveau cycle. B. Bilan énergétique de l installation On doit avoir : Φ b + Φ 0 + Φ p - Φ a - Φ c = 0 (1) Figure 1. Schéma de la machine à absorption étudiée Suivant la figure (Fig. 1), On a effectué le bilan enthalpique sur chaque composant échangeant de la chaleur ou du travail avec le milieu extérieur.

3 C. Bilan de bouilleur Φ b = q m Q b (2) Avec : q m = Φ 0 / ΔH 0 (3) Q b = (H 4 H 5 ) + f (H 5 H 3 ) en kj/kg f = 1-X P / X r -X p (4) H 1 = kj/kg H 2 =H 8 = kj/kg H 3 = 232 kj/kg H 4 = 682 kj/kg H 5 = 560 kj/kg Φ 0 = fg/h Xp= 15% Xr = 75 Calcul f : f = (1-0.15) / ( ) = 1.41 kg de solution riche / kg de fluide frigorigène. Calcul Q b : Q b = ( ) ( ) = kj/kg Calcul q m : q m = ( ) = 0.43 kg/s Calcul Φ b : Φ b = q m Q b = = KW D. Bilan de l absorbeur Φ a = q m Q a (5) Avec : Q a = (H 8 H 7 ) + f (H 7 H 6 ) en kj/kg H6= 320 kj/kg H7= 475 kj/kg H8= kj/kg Calcule Q a : Q a = ( ) ( ) = kj/kg Calcule Φ a : Φ a = = KW E. Bilan de la pompe Φ p = q m Q p (6) Avec : Q p = f ΔH p (7) T b =101 C T c =44 C C.O.P = 1.79 III. RESULTATS ET DISCUSSION La figure 2 représente la modélisation de la machine frigorifique à absorption alimentée par l'énergie solaire, pour la réalisation en utilise les types suivantes : 1)- fichier météo de la région de Béchar, 2)- débitmètre,3)- calculateur, 4)- deux types du deviseur, 5)- trois types du mélangeur, 6)- deux types du pompe, 7)- capteur, 8)- ballon de stockage, 9)- bouilleur, 10)- condenseur, 11)- évaporateur, 12)- absorbeur, 13)- échangeur de chaleur, 14)- deux types pour ploter les résultats. Figure 2. Modélisation de la machine à absorption étudiée sous Trnsys 16 H6= 320 kj/kg H9= kj/kg Calcul Q p : Q p = 1.41 ( ) = 7.75 kj/kg Calcul Φ p : Φ p = q m Q p = = 3.33 KW F. Bilan du condenseur Φ b + Φ 0 + Φ p = Φ a + Φ c Φ c = Φ 0 + Φ b + Φ p - Φ a (8) Φ c = ( ) = KW G. Coefficient de performance thermique de l installation C.O.P = Q 0 /Q b (9) Donc : C.O.P = T 0 /T b (T b -T c )/(T c -T 0 ) (10) T 0 =4 C Figure 3. Le coefficient de performance de la machine choisi pour la simulation Le coefficient de performance (C.O.P) de la machine à absorption choisi pour la simulation est représenté dans la figure 3, sa valeur est de 1.79 calculer d après le bilan énergétique de la machine réelle, remarquant qu'il y à deux régimes, le premier est un régime transitoire au démarrage de

4 la machine, le deuxième est un régime permanent représentant le fonctionnement normal de la machine. (TS_bouilleur), la température de sortie de l'absorbeur (TS_absorbeur), la température de sortie du condenseur (TS_condenseur) et la température de sortie de l'évaporateur (TS_evaporateur) en fonction des radiations totales sur une surface inclinée (32 ) et la température ambiante (région de Béchar) (T_ambient), la températures de sortie du ballon de stockage (Ts_stockage) est plus dominante par rapport à la température de sortie du capteur. Figure 4 Simulation de la machine durant une année par Trnsys_16 La figure 4. représente la simulation de la machine frigorifique à absorption pendant une année, les résultats obtenues montrent les différentes températures aux niveaux des organes : température de la charge du ballon de stockage (TL_stockage), température de la charge du bouilleur (TL_bouilleur) et la température de la charge de l'absorbeur (TL_absorbeur) en fonction des radiations totales sur une surface inclinée (32 ) et la température ambiante (région de Béchar) (T_ambient), la température de la charge du ballon de stockage (TL_stockage) est dominante par rapport à la température de sortie du capteur. Figure 6. Températures de sortie au nivaux des organes de la machine durant une semaine de simulation pour une surface de 6 m 2 de captage. Figure 7. Températures de charge du fluide au niveau des organes de la machine durant une semaine de simulation pour une surface de 6 m 2 de captage. Figure 5. Simulation durant une année par Trnsys_16 de la machine frigorifique à absorption. La figure 5. représente la simulation de la machine pendant une année, les résultats sont : la température de sortie du capteur (TS_capteur), la température de sortie du ballon de stockage (TS_stockage), la température de sortie du bouilleur Les deux figures 6 et 7 représentent les températures du fluide au niveau des organes de la machine durant une semaine (1 au 8 juin) de simulation pour une surface de 6 m 2 de captage. En remarque au moment du captage un déphasage au niveau des trois températures de sortie, le plus grand déphasage est due à la conservation de la quantité de chaleur durant la condensation. Le fluide étant chauffé totalement la température de sortie de l évaporateur (Ts_évaporateur) est stable.

5 Figure 8. Températures de sorties du capteur Par rapport a la surface du captage. Dans la figure. 8 : on étudie la variation de la température de sortie du capteur (TS_capteur) en fonction de la surface de captage durant une semaine, on choisi le mois de juin, où du point de vue économique la température de sortie du capteur (TS_capteur) est élevée même pour une petite surface du capteur. Les quatre courbes sont presque superposées donc l effet d augmentation de la surface de captage est presque négligeable. Figure 9. Températures de sorties de bouilleur Par rapport à la surface du captage. L'augmentation de la surface normal du captage (figure 9) n a aucun effet sur la température de sortie du bouilleur (TS_bouilleur), du point de vue économique on choisi la surface minimale, mais pour plus d assurance on utilise une surface légèrement supérieure. L augmentation du volume de stockage (figure 9) entraine une diminution de la température de sortie du ballon de stockage. Ceci nous conduit à proposer une augmentation de la surface de captage pour valoriser l augmentation du volume de stockage en parallèle des besoins d'utilisations. IV. CONCLUSION Les simulations étudiées lors de ce travail nous permettent de tirer les conclusions suivantes : Les résultats obtenus montrent que le C.O.P de l'absorption du système est environ 1.79 qui correspondent à une température de fonctionnement de 80 C. L'augmentation de la surface normal du captage n a aucun effet sur la température de sortie du bouilleur (TS_bouilleur), du point de vue économique on choisi la surface minimale, mais pour plus d assurance on utilise une surface légèrement supérieur. L augmentation du volume de stockage entraine une diminution de la température de sortie du ballon de stockage. Ceci nous conduit à proposer une augmentation de la surface de captage pour valoriser l augmentation du volume de stockage en parallèle des besoins d'utilisations. Les résultats obtenus pour la zone de Béchar semblent intéressantes, ce qui permet de faire économiser beaucoup d'énergie. NOMENCLATURE q m : débit massique [kg/s]. Q b : Quantité de chaleur échangée avec la source motrice en [kj/kg]. ΔH 0 : différance d enthalpie entre l entrée et la sortie de l évaporateur en [K cal/kg]. f : débit massique de la solution en [kg] de réfrigérant. Xp : le taux de solution pauvre. Xr : le taux de solution riche. COP : Coefficient de performance Q a : Quantité de chaleur échangée au niveau de l absorbeur en [kj/kg]. Q p : travail mécanique échangé au niveau de la pompe en [kj/kg]. ΔH p : déférence d enthalpie créée par la pompe. T 0 : Température dans l évaporateur. T b : température dans le bouilleur (température débilitions de solution riche au niveau de bouilleur). T c : température dans le condenseur. Φ a : chaleur au niveau de l absorbeur en [K cal/h]. Φ b : la chaleur fournie au niveau de bouilleur en [K cal/h]. Φ c : chaleur au niveau de condenseur en [K cal/h]. Φ p : travail de la pompe en Kcal/h]. Φ 0 : puissance frigorifique en [K cal/h].

6 REFERENCES [1] B.C. Von Platen and C.G. Munters, Refrigerator, US Patent 1, 685, 764, [2] M. Makhlouf et al, Amélioration de la performance d un cycle frigorifique à absorption-diffusion NH3-H2O-H2, Revue des Energies Renouvelables Vol. 12 N 2, pp , 200 [3] T. Mediouni and M.N. Kaddioui, Simulation d une Machine Frigorifique à Absorption-Diffusion Solaire Autonome, Revue Générale de Thermique, Vol. 33, N 386, pp , 1994 [4] B. Reistad, Thermal conditions in heat driven refrigerating units for domestic use, Sa rtryck ur Kylteknisk Tidskrift, N 3, [5] J. Chen, K.J. Kim and K.E. Herold, Performance Enhancement of a Diffusion Absorption Refrigerator, International Journal of Refrigeration, Vol. 19, N 3, pp , 1996 [6] S.A Akam, N Said, Z. Ouchicha et B. Bellal, Expérimentation d une boucle à absorption NH3-H2O, Revue des Energies Renouvelables, JNVER, Valorisation, pp , [7] P. Srikhirin and S. Aphornratana, Investigation of a Diffusion Absorption Refrigerator, Applied Thermal Engineering, Vol. 22, N 11, pp , [8] M.P. Maiya, Studies on Gas Circuit of Diffusion Absorption Refrigerator, in: 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington DC, USA, 2003 [9] A. Zohar, M. Jelinek, A. Levy and I. Borde, Numerical Investigation of a Diffusion Absorption Refrigeration Cycle, International Journal of Refrigeration, Vol. 28, N 4, pp , [10] Document, EES - Engineering Equation Solver, Academic Version 6.563, F-Chart Software 2003, Available from: [11] A. Zohar, M. Jelinek, A. Levy and I. Borde, The Influence of Diffusion Absorption Refrigeration Cycle Configuration on the Performance, Applied Thermal Engineering, Vol. 27, N 13, pp , 2007.