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' ‡ = ˆ 1‰Š'‹. ?s 8^G Œ9E é>z< Œ9E ∆6' ‡ = 1E2z é&FU>éE Fz 2&FU>éE ∆6' ‡ 1' ‡ ^z92<^FG =_{0,20 = 34 Ž}6,8 _{' ‡/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.

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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<. &Fz2^<éE = 60° .EU<E& = .FGE<^FG 2^U = .FGz<^FG 2UF^&

Puisque l’écart de températures entre la paroi de l’isolant et l’air est faible, nous avons :

.U2ŒFGGEEG< Ev< = 92^GE E UFE. . ’@D^&F92G< Ev<− @D2^U“ ≅ 0 •2^U FG’@^&F92G< Ev<− @2^U“ = _+–P' . ’@^GFv ^G<− @^&F92G< Ev<“ ℎEv< = ℎFGE<^FG G2<zUE99E 2^U = 1,78. ’@^&F92G< Ev<− @2^U“X,A—

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption 46 •^G< =_ℎ1 ^G<+ m e n˜‰+ m e n^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

Nombre de plaques 50 Type de plaques Inox 304L 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

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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 = Δℎ_9^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 :

?šz99Ep = ]›1 + Z œ_T] 9^yž A ₁ ŸT9^y Avec : a=0.25 ; b=105 ; ŸT = ‘  m_¢‘¡n /A ; ] =3!£L*K¤(!$LP:  ¢¥¤¦ ¢§L£ ; ?šz99E = ?šz99E p _¨ ¡ ‘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

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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‰Š'‹ =_BC .F ‰Š'‹ ’AX°“ = 4 2454 = 1,63 /© es Cª =uJ =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 :

Δ9 = Λ._?B . . uA 2 h7­®re1eks r]1¯k]¯Te ’]ek − ­¯©e®¯rre“: Λ =64_Re h7­®re1eks s®TZ®reks ’­reZT­­Ž“ ∶ 1 √Λ= −2. log'Xg 2,51 ·e ._√Λ1 +3,7 .1 ?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 Régime d'écoulement ∆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

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

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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.u2FG<

√∆ ŸCe7 u º1 « » es ∆ ’¼]T“ ℎ

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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 Žq ∆@Êz^9E= 10 ¹ ?′­ù 1z^9E = 0,41 Ž/©

• 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 : œ&+ u& A 2 + Í&ž − œ+ u A 2 + Íž = ∆− ∆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 = Ž. uA

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

Nombre de plaques 10

Type de plaques Inox 304L 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 Régime d'écoulement ∆P totale

Figure 2.15 : Courbes de couplages du réseau secondaire des adsorbeurs

Chapitre 2 : Conception de la pompe à chaleur à adsorption

. 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

Conception de la pompe à chaleur à adsorption

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

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 :

.< é2 " 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

Dans le document Développement d’une pompe à chaleur à adsorption en vue de l’utilisation des rejets thermiques d’une pile à combustible embarquée (Page 43-60)