remplis-sage des bouteilles d’air comprimé
refroidissement est tout simplement rejeté dans l’environnement et devra être compensée pen-dant la détente. Pour le type de stockage d’électricité par air comprimé voulu dans cette thèse, cette perte n’est pas souhaitable, car plus la température à la sortie des étages de compression est élevée, mieux le système de stockage thermique sera efficace. Ce refroidissement des cylindres de compression fait que la température de l’air comprimé qui y sort est inférieure à celle qu’il aurait eue si les cylindres n’étaient pas refroidis.
Afin de nous faire une idée de l’impact du refroidissement des cylindres de compression sur la température de l’air comprimé sortant de ces derniers, nous avons évalué la température de l’air comprimé à la sortie des étages de compression identiques à ceux du prototype expérimental, mais donc le transfert thermique avec l’extérieur est négligeable (adiabatique). Les résultats d’une telle compression son consignés à la deuxième moitié du Tableau3.4. Le but ici étant juste de se faire une idée de ce à quoi on pourrait s’attendre à l’issue d’une compression adiabatique, une valeur arbitraire supposée constante de 70% est attribuée au rendement isentropique du com-presseur. Puisqu’à titre de rappel, pour un compresseur à piston à grande vitesse, le rendement isentropique est compris entre 65 et 75% [128, P.197].
De l’étude expérimentale des étages de compression résumée dans le Tableau3.4, il ressort que des 13.10 kW h d’énergie électrique totale consommée par le compresseur pour le remplissage des bouteilles d’air comprimé, environ 44% sont perdus sous forme de chaleur contenue dans l’air de refroidissement rejeté dans l’atmosphère et provenant uniquement des parois des cylindres de compression soit 5.80 kW h. C’est une quantité énorme d’énergie qui est ainsi perdue et présage déjà d’un mauvais rendement global du système. Elle témoigne aussi de l’efficacité du ventilateur de refroidissement. En effet, en observant les valeurs de la température de la deuxième moitié du Tableau3.4qui sont celles qu’aurait eu l’air comprimé sortant des trois étages de compression si le ventilateur n’agissait que sur les serpentins laissant ainsi les cylindres comprimer l’air de façon adiabatique. Cette efficacité aurait été magnifique si cette chaleur était récupérable, malheureu-sement le ventilateur du compresseur servant de volant moteur n’est pas modifiable au risque d’endommager le compresseur ; ce constat a été une grande désolation pour l’étude expérimen-tale de ce prototype.
Néanmoins, la chaleur évacuée au niveau des serpentins et donc pouvant être récupérée et stockée a été calculé et les échangeurs nécessaires pour sa récupération dimensionnés. Le même travail est fait pour une compression supposée adiabatique (c’est à dire dans le cas où le venti-lateur n’agirait que sur les serpentins) ; les températures à l’entrée de ces étages de compression adiabatiques restant les mêmes que celles mesurée sur le prototype expérimental. Cette analyse de la compression adiabatique nous permet d’avoir une base comparative. Les résultats de cette étude sont présentés dans le Tableau3.5.
TABLE3.4 : Résultat de l’étude expérimentale des étages de compression
Paramètres Etage 1 Etage 2 Etage 3
Prototype expérimental
Pression d’entrée (bar) 1.01 7.67 42.90
Pression de sortie (bar) 7.67 42.90 176.55
Taux de compression 7.6 5.6 4.1
Température d’entrée (◦C) 24.7 61.7 57.2
Température de sortie (◦C) 119.4 197.1 147.2
Exposant polytropique 1.16 1.25 1.21
Température de sortie adiabatique (◦C) 351.5 358.0 288.1 Puissance électrique absorbée (kW) 5.55
Energie électrique consommée (kW h) 22.95
Pour les refroidisseurs, l’idée était de fabriquer les échangeurs à partir de la tuyauterie dispo-nible sur le marché ; les tubes en cuivre de type «K» avaient alors été retenus. Le tube intérieur est de calibre 5/8 (diamètre intérieur 0.652 pouce, diamètre extérieur 0.750 pouce) et le tube ex-térieur est de calibre 11/4 (diamètre inex-térieur 1.245 pouce, diamètre exex-térieur 1.375 pouce). Le débit d’eau de refroidissement a été choisi de manière à ce que, si le système de stockage venait à être installé chez un particulier raccordé au réseau d’eau courante, qu’il aie juste à connecter le système d’échangeur à un poste d’eau bien dimensionné pour avoir le débit d’eau de refroidisse-ment requis. Ce qui permet d’éliminer le recours à une pompe à eau qui aurait pour conséquence de ternir encore plus le rendement énergétique global du système de stockage. Pour cette raison, le débit d’eau de 50 mL s−1a été fixée pendant la charge et de 300 mL s−1pendant la décharge. La température de l’eau de refroidissement à l’entrée des refroidisseurs est fixée à 20◦C pendant leur dimensionnement.
Pour le prototype expérimental à l’état, même si les longueurs des échangeurs nécessaires à la récupération de la chaleur entre les étages de compression restent acceptables, la température finale moyenne atteinte par l’eau chaude est très faible. Environ 2◦C seulement au-dessus de la température de l’eau froide utilisée pour le refroidissement de l’air. Alors, les 4.82 kW h d’énergie thermique récupérable pendant toute la durée du remplissage des bouteilles qui seront stockées dans cette eau chaude, auront une valeur énergétique (exergie) quasi insignifiante. Néanmoins, on se rend compte que des 13.10 kW h d’énergie électrique consommée par le compresseur pour le remplissage des bouteilles d’air comprimé, seul 18.93% est stockée dans l’air comprimé ; 44.27%
étant perdue par transfert thermique dans l’atmosphère sur la paroi des cylindres de compres-sion et 36.80% pouvant être récupérée entre les étages de comprescompres-sion sous forme d’énergie ther-mique.
Pour un prototype expérimental équivalant dans lequel le ventilateur épargnerait les cylindres de compression (rendant ainsi la compression adiabatique), aucune énergie thermique ne se-rait perdue dans l’atmosphère par transfert thermique au niveau des parois des cylindres. Mais le compresseur d’un tel système pour effectuer le même travail consommerait environ 9.85 kW h (soit 22.95 kW h) d’énergie électrique de plus que celle utilisée par le prototype expérimentale à l’état où le ventilateur refroidit aussi bien les serpentins que les cylindres de compression. De ces 22.95 kW h d’énergie électrique, il est possible de récupérer entre les étages de compression
3.2 Résultats et discussion
TABLE3.5 : Résultats du dimensionnement des refroidisseurs air-eau entre les étages de compres-sion
Échangeur 1 Échangeur 2 Échangeur 3 Prototype expérimental
Longueur échangeur (m) 0.9 1.6 1.8
Efficacité échageur (%) 57.9 79.00 82.20
Tmoyd’entrée eau (◦C) 20 20 20
Tmoyeau sortante (◦C) 21.1 22.6 21.9
Tmoyfinale d’eau chaude (◦C) 21.9
Tmoyd’entrée air (◦C) 24.7 61.7 57.2
Tmoyde sortie air (◦C) 119.4 197.1 147.2
Chaleur récupérable (kW h) 0.92 2.24 1.67
Chaleur totale récupérable (kW h) 4.82
Compression adiabatique
Longueur échangeur (m) 2.1 2.2 2.5
Efficacité échangeur (%) 87.9 88.9 82.2
Tmoyd’entrée eau (◦C) 20 20 20
Tmoyeau sortante (◦C) 25.5 25.6 25.6
Tmoyfinale d’eau chaude (◦C) 25.6
Tmoyd’entrée air (◦C) 24.7 61.7 57.2
Tmoyde sortie air (◦C) 351.5 358.0 288.1
Chaleur récupérable (kW h) 4.70 4.86 3.84
Chaleur totale récupérable (kW h) 13.40
58.39% sous forme d’énergie thermique. Paradoxalement, la part d’énergie électrique convertit en énergie potentielle et stockée dans l’air comprimé passerait de 2.48 kW h à 9.55 kW h soit une aug-mentation de 22.69%. Vu sur cet angle, la compression adiabatique ne sera avantageuse que si le pourcentage d’énergie thermique récupéré entre les étages de compression est significatif devant celui stockée dans l’air comprimé. On peut augmenter ce pourcentage d’énergie thermique en di-minuant la température de sortie d’air comprimé des échangeurs de refroidissement. On pourrait par exemple fixer cette température de l’air à la sortie de chaque refroidisseur à une valeur proche de celle qu’elle avait à l’entrée du premier étage de compression (environ 24.7◦C). Ce qui permet-trait d’approcher une compression quasi-isotherme (c’est la méthode adoptée dans l’optimisation au Chapitre4). Le diagramme de la Figure3.12résume la répartition de l’énergie électrique totale consommée par le compresseur entre la chaleur perdue par transfert thermique à la paroi des cy-lindres de compression, l’énergie thermique valorisable entre les étages de compression et celle convertie en énergie potentielle et stockée dans l’air comprimé.
Prototype expérimental
Cas d’une compression adiabatique (simulation)