Les particularités des systèmes au CO 2

Austin et Sumathy (2011) présentent une revue de la littérature sur les pompes à chaleur au CO2. Ils décrivent entre autres les particularités du cycle transcritique. Le cycle est appelé de

cette façon parce qu’il encadre le point critique du CO2. La Figure 1.11 présente une

comparaison entre le cycle sous-critique standard et le cycle transcritique.

Figure 1.11 Comparaison des cycles sous-critique et transcritique tirée de Austin et Sumathy (2011)

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Selon Refprop (Lemmon, Huber et McLinden, 2013), le point critique du CO2 se situe à une

pression de 7 377 [kPa] (73,77 [bars]) et une température de 31 [°C]. Au-delà de ces conditions, le CO2 se comporte comme un fluide supercritique. Son comportement s’éloigne

alors de celui d’un gaz parfait. En effet, ses propriétés thermodynamiques (masse volumique, capacité calorifique, conductivité thermique, viscosité, etc.) subissent alors d’importantes variations en fonction de la température pour une pression donnée. À l’état supercritique, les propriétés passent brusquement des valeurs typiques de la phase liquide (lorsque le fluide est à basse température) vers les valeurs typiques du gaz lorsqu’il est chauffé (Meunier, Rivet et Terrier, 2010). Daley et Redlund (2012) présentent une analyse de la variation des propriétés du CO2 autour de la température pseudo-critique (la température où la chaleur massique atteint

son maximum). La Figure 3.1 présente une analyse similaire.

Les propriétés du CO2 peuvent être représentées dans un diagramme pression-enthalpie tel

qu’illustré à la Figure 1.12. La courbe enveloppe est illustrée en bleu et en rouge avec le point critique du CO2 en son sommet. La courbe en bleu représente la courbe de saturation liquide

(correspond à un titre thermodynamique de vapeur nul) et la courbe en rouge illustre la courbe de saturation vapeur (titre thermodynamique de vapeur unitaire). Les courbes en vert foncé représentent les isotitres, en noir les isothermes, en violet les isentropes et en vert fluo les isochores. Les droites horizontales représentent des isobares et les droites verticales des isenthalpes.

Figure 1.12 Diagramme pression-enthalpie du CO2

Le CO2 est un réfrigérant aux caractéristiques uniques. Il nécessite des composants

spécifiquement adaptés à ses contraintes. Par exemple, les niveaux de pression nécessaires pour opérer le cycle constituent à la fois un obstacle (Pearson, 2005) et un avantage. En effet, la masse volumique du CO2 à forte pression procure une capacité de transfert de la chaleur

relativement élevée. Cela permet de réduire le débit et la taille des composants tout en atteignant la même capacité calorifique qu’un système utilisant un autre réfrigérant. De plus, le CO2 se prête bien à l’utilisation d’échangeur utilisant des microcanaux puisque ses propriétés

thermodynamiques et les niveaux de pression du cycle réduisent les problèmes d’uniformité du débit et de pertes de charge (Austin et Sumathy, 2011).

Dans un système au CO2 qui opère selon le cycle transcritique, la condensation n’a plus lieu

au même titre que dans le cycle sous-critique standard. Le rejet de chaleur tel qu’illustré à la Figure 1.13 ne se fait plus à température constante et il a plutôt les caractéristiques d’un échange de chaleur sensible. Les auteurs réfèrent à cette variation de température comme un

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glissement (« température glide ») qui se produit entre l’entrée et la sortie du condenseur (Austin et Sumathy, 2011; Stene, 2007).

Figure 1.13 Comparaison du rejet de chaleur entre le cycle sous-critique (a) et transcritique (b) tirée de

Austin et Sumathy (2011)

De façon générale, plus le glissement est grand, meilleures sont les performances de la pompe à chaleur. Le terme « condenseur » est remplacé par « refroidisseur de gaz » à cause de la nature sensible de l’échange de chaleur. Un échangeur de chaleur intermédiaire peut être utilisé (en supplément des quatres composants fondamentaux) afin d’augmenter le glissement et les performances du système au CO2. Il permet de mettre en contact le réfrigérant à la sortie du

refroidisseur de gaz avec le réfrigérant qui sort de l’évaporateur. En effet, Daley et Redlund (2012) expliquent que la température du réfrigérant à la sortie du refroidisseur de gaz est directement reliée aux performances (COP) de la pompe à chaleur puisque l’enthalpie (et donc la chaleur rejetée par le refroidisseur de gaz) varie rapidement avec une variation de température dans la zone pseudo critique. L’utilisation d’un échangeur de chaleur intermédiaire ou d’un refroidisseur de gaz possédant une grande surface d’échange font donc partie des stratégies qui permettent d’améliorer les performances des systèmes au CO2.

Guitari (2005) explique qu’il existe une pression de refoulement du compresseur qui maximise les performances de la pompe à chaleur. Il présente alors des courbes analogues à celles présentées à la Figure 1.14.

Figure 1.14 Évolution des performances de la pompe à chaleur au CO2

en fonction de la pression de refoulement du compresseur inspirée de Guitari (2005)

Cette figure est obtenue en simulant le fonctionnement d’une machine idéale fonctionnant sans pincement entre une source froide à -5 [°C] et une source chaude à 35 [°C]. La pression à l’aspiration est alors fixée et la surchauffe à la sortie de l’évaporateur est nulle. La pression au refoulement du compresseur est successivement variée entre 7 000 et 12 000 [kPa]. Les pertes de charge dans les échangeurs de chaleur (évaporateur et refroidisseur de gaz) sont négligées. La compression est isentropique. Le cycle ainsi obtenu à différentes pressions de refoulement est présenté à la Figure 1.15. Sur la Figure 1.14, le COP est maximum pour une pression d’environ 8750 [kPa]. De même, le travail du compresseur augmente de façon plutôt linéaire avec l’augmentation de pression, alors que la chaleur rejetée augmente rapidement dans la zone pseudo-critique avant de se stabiliser.

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Figure 1.15 Cycle transcritique à différentes pressions de refoulement