P 9 | UNIVERSITEDE
mM o r i i ^ K o K v J U l V i i ,
FACULTE DE GENIE
DEPARTEMENT DE GENIE MECANIQUE
ETUDE D'UN SYSTEME DE REFRIGERATION
FONCTIONNANT AVEC
UNE PRESSION DE CONDENSATION VARIABLE :
ELABORATION D'UN PROGRAMME DE
SIMULATION APPLIQUE AUX ARENAS
Memoire de maitrise en science appliquees
Speciality: genie mecanique
Composition dujury Madani MAGBI
Directeur de recherche : Nicoals Galanis
Codirecteur de recherche : Ouzzane Mohamed
President(e) du jury : Yves Mercadier
1*1
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RESUME
La refrigeration dans les arenas represente un pourcentage tres important de leur
consommation energetique. Ceci confirme rimportance de mettre en place des mesures
d'efficacite energetique lie a ce volet. L'optimisation de la consommation d'energie, et
1'augmentation de la fiabilite et de la duree de vie des equipements dans les systemes de
refrigeration est une preoccupation qui ne cesse de prendre de rimportance.
Actuellement, les systemes de refrigeration incorpores dans les arenas sont generalement
dimensionnes selon un standard americain, qui ne tient pas compte du climat canadien.
L'objectif de la presente etude est de demontrer 1'impact de moduler la pression de
condensation du systeme de refrigeration pour beneficier du climat canadien. L'etude
demontre qu'un systeme de refrigeration operant avec une pression de condensation
variable, offre plusieurs opportunites pour diminuer la consommation des systemes et
accroitre rapidement l'efficacite energetique du pare des arenas au Quebec. Elle peut
aussi a court, moyen et long terme avoir un impact important et positif sur la facture
d'energie des arenas.
Mots cles : Cycle de refrigeration; Coefficient de performance; Pression de condensation
variable; Efficacite energetique; Systeme de refrigeration dans les arenas
REMERCIEMENTS
Gun tout premier, Je voudrais d'abord remercier mes parents, ^yfatiha et Q&aid cfui n ont eparcpie
aucun effort pour men hen etre et men education.
Q $ ? tiens a remercier particulierement mafemme aui m'a beaucoup soutenu tout au long de mes
etudes.
Q $ ? remercie mes directeurs de recherche, OM. dHicelas (^/alanis et OW. (Du&zane
OWohamed, aui m ont guide et effort le support techniaue et finance. ^Zeurs aualites humaines ont ete
tres appreciees.
Q # ? remercie ensuite les membres dejurp d'avoir accepte d'evakter ce tropail Q # ? tiens sincerement
a remercie leauipe de (Uhermaus de I'QSniversite de Qfbherbrooke, pour I'appui et hsjudiciewe
ccnseils prodigues durant toute la duree de ce travail
TABLE DES MATIERES
RESUME i LISTE DES FIGURES v
LISTE DES TABLEAUX vii CHAPITRE 1 . INTRODUCTION 1
1.1. But du projet 1 1.2. Objectifs du projet de recherche 1
CHAPITRE 2 . NOTIONS DE BASE EN REFRIGERATION 3
2.1. Cycle de refrigeration 3 2.2. La surchauffe 4 2.3. Regulation de la surchauffe 4 2.4. Le sous-refroidissement 5 2.5. LePumpdown 5 2.6. Coefficient de performance 5
2.7. Influence de la temperature de condensation sur le COP 6 CHAPITRE 3 . RECHERCHE BIBLIOGRAPHIQUE 9 CHAPITRE 4 . DESCRIPTION DU SYSTEME DE REFRIGERATION 15
4.1. Vue d'ensemble du systeme de refrigeration 15
4.2. Caracteristiques du compresseur 15 4.3. Caracteristiques du condenseur 17
4.3.1. Les donnees du condenseur 17 4.3.2. Specifications des ailettes 17 4.4. Caracteristiques de l'evaporateur 18 4.5. Proprietes thermodynamiques utilisees dans le calcul 19
CHAPITRE 5 . COMMANDE ET REGULATION DU SYSTEME DE
REFRIGERATION 20 5.1. Commande de pression de condenseur 20
5.1.1. Specification de lavanne de regulation 20
5.2. Principe de fonctionnement 20 5.3. Controle du fonctionnement des ventilateurs 22
5.4. Controle du fonctionnement des compresseurs 23 CHAPITRE 6 . MODELISATION DU SYSTEME DE REFRIGERATION 24
6.1. Hypotheses de base 24 6.2. La structure modulaire 25
6.2.1. Modele du condenseur 26 6.2.2. Modele de Pevaporateur et vanne de detente 29
6.2.3. Modele du compresseur 32 6.2.4. Coefficient polytropique selon la courbe de tendance 32
6.2.5. Debit massique du refrigerant a Pentree du condenseur corrige m 34
6.2.6. Debit volumique de refrigerant Qv 34
6.2.7. Calcul de la temperature a Pentree du condenseur Tx 34
6.3. Calcul des coefficients de transfer! thermique dans Pevaporateur 41
6.4. Organigramme global de calcul 47 CHAPITRE 7 . VERIFICATION ET VALIDATION DU MODEL 48
7.1. Validation du modele de Parena Camilien Houde 48 7.2. Verification des equations des bilans energetiques apres simulation 49
CHAPITRE 8 . RESULTATS ET ETUDE PARAMETRIQUE 52 8.1. Variation journaliere du debit du refrigerant a differentes pressions de
condensation 53 8.2. L'evolution journaliere du nombre de compresseurs fonctionnels 53
8.3. Variation mensuelle des energies 54 8.3.1. Variation mensuelle des energies fournies au niveau des evaporateurs.... 54
8.3.2. Variation mensuelle de Penergie degagee au niveau des condenseurs 55 8.3.3. Variation mensuelle de Penergie consommee par les compresseurs 56 8.3.4. Variation mensuelle de Penergie consommee par les ventilateurs 57 8.4. Variation journaliere des puissances a differentes pressions de condensation. 58
8.5. L'effet de la variation de la temperature ambiante sur le COP 62 8.6. La variation des temperatures du R22 entre deux saisons a pression de
condensation constante 63 8.7. Effet de la variation de la pression de condensation sur la temperature du R22
65
8.8. Cycle de refrigeration reel du R22 a diff6rentes pressions de condensation.... 66
CONCLUSION 70 ANNEXE I PHOTO D'UNE VUE D'ENSEMBLE DU SYSTEME DE
REFRIGERATION DE L'ARENA CAMELIEN HOUDE 72
ANNEXE II A SCHEMA DU COMPRESSEUR 73 ANNEXE IIB PARAMETRES PHYSIQUES DU COMPRESSEUR 74
ANNEXE III DISPOSITION DES CONDENSEURS 75
ANNEXE IV VANNES DE REGULATION 76 ANNEXE V PROPRIETES DE L'AIR 77 ANNEXE VI-A COMPARTIMENTS DANS L'EVAPORATEUR 78
ANNEXE VI-B PROPRIETES THERMODYNAMIQUES DE LA SAUMURE 79
ANNEXE VI-C PARAMETRES DE L'EVAPORATEUR 80 ANNEXE VII SYSTEME DE CONTROL DE LA PRESSION 81
L I S T E D E S F I G U R E S
Figure 2-1 Schema simplifie d'un cycle de refroidissement par compression 3
Figure 2-2 Schema d'une vanne thermostatique avec bulbe 4
Figure 2-3 Cycle de refrigeration theorique 6
Figure 2-4 Effet de pression de condensation sur le COPf 7
Figure 4-1 Schema du systeme de refrigeration de l'arena Camilien Houde 16
Figure 4-2 Vue en plan des tubes et des ailettes dans le condenseur 18 Figure 5-1 Dispositif de reglage de la pression de condensation 21 Figure 6-1 Schema d'ecoulement d'un circuit du systeme 25
Figure 6-2 Structure modulaire 26 Figure 6-3 Cycle de refrigeration reel adapte pour l'arena 26
Figure 6-4 Schema du circuit d' ecoulement du systeme de refrigeration 27
Figure 6-5 Modele du condenseur 27 Figure 6-6 Presentation modulaire de l'evaporateur 30
Figure 6-7 Les courbes de tendances de la variation du coefficient polytropique versus
le taux compression versus 33 Figure 6-8 Courbe de tendance optimale 33 Figure 6-9 Arrangement des tubes dans le condenseur 39
Figure 6-10 Schema d'espacement entre les tubes a) Pitch carre b) Pitch triangulaire 41 Figure 6-11 La variation qualitative du fluide frigorigene en cas d'ebullition interne
dans un tube horizontal 43 Figure 7-1 Schema explicite pour le bilan energetique 50
Figure 8-1 Variation journaliere du debit de refrigerant R22 a differente pressions de
condensation 53 Figure 8-2 Variation journaliere du nombre de compresseurs fonctionnels en fonction
de la charge 54 Figure 8-3 Energie fournie au niveau des evaporateurs a differentes pressions de
condensation 55
Figure 8-4 Energie mensuelle degagee au niveau des condenseurs a differentes
pressions de condensation 56 Figure 8-5 Energie mensuelle consommee par les compresseurs a differentes
pressions de condensation 57 Figure 8-6 Energie mensuelle consommee par les ventilateurs a differentes pressions
de condensation 58 Figure 8-7 Variation journaliere des puissances a Psat = 1533.6 kPa 60
Figure 8-8 Variation journaliere des puissances a Psat =1191.9 kPa 61 Figure 8-9 Variation journaliere des puissances du cycle reel a Psat =685.9 kPa 62
Figure 8-10 Variation journaliere du coefficient de performance en fonction de la pression de condensation et la temperature ambiante durant une journee du
mois de Janvier 63 Figure 8-11 Variation journaliere des temperatures du R22 a Psat= 1533,6 kPa mois de
Janvier 64 Figure 8-12 Variation journaliere des temperatures du R22 a Psat=1533,6 kPa mois de
Mai 64 Figure 8-13 Variation journaliere des temperatures du R22 a Psat=l 191,9 kPa mois de
Janvier 65 Figure 8-14 Variation journaliere des temperatures du R22 a Psat=685.9 kPa mois de
Janvier 66 Figure 8-15 Cycle de refrigeration reel du R22 a Psat = 1533.6 kPa 67
Figure 8-16 Cycle de refrigeration reel du R22 a Psat = 1191.9 kPa 68 Figure 8-17 Cycle de refrigeration reel du R22 a Psat = 680.95 kPa 68 Figure 8-18 Comparaison des cycles de refrigeration reels du R22 a differentes
LISTE DES TABLEAUX
Tableau 3-1 Conditions d'operation standards 9 Tableau 3-2 Conditions d'operation normales 9 Tableau 4-1 Proprietes thermodynamiques du R22 19 Tableau 6-1 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie
desurchauffe 28 Tableau 6-2 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie latente du
condenseur 28 Tableau 6-3 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie
sous-refroidissement 29 Tableau 6-4 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans le condenseur 29
Tableau 6-5 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie latente
dans Pevaporateur 30 Tableau 6-6 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie surchauffe
31 Tableau 6-7 Variation du taux de compression en fonction du coefficient polytropique .
32
Tableau 6-8 Les valeurs de Ft en fonction du fluide frigorigene 44 Tableau 7-1 Resultats experimentaux vs resultats numeriques 48 Tableau 7-2 Exemple de fichier des resultats (RES) obtenus a partir de la simulation 51
Tableau 7-3 Exemple de fichier des resultats (PUIS) obtenus a partir de la simulation 51
C H A P I T R E 1 . I N T R O D U C T I O N
1.1. But du projet
Cette etude a ete financee par le Conseil de recherche en sciences naturelles et en genie (CRSNG) du Canada dans le cadre du projet strategique STPGP 306792. Son but principal est le developpement d'outils de conception et de regies d'operation pour les systemes de chauffage, ventilation, climatisation et refrigeration des arenas et des curlings. Actuellement, les systemes de refrigeration incorpores dans les arenas sont generalement dimensionnes selon un standard americain, qui ne tient pas compte du climat canadien. Selon les rapports des specialistes du Centre de la technologie de l'energie de CANMET, a Varennes (CTEC-Varennes) et du departement de genie mecanique de PUniversite de Sherbrooke, on constate qu'il y a un potentiel d'amelioration au niveau du dimensionnement des equipements de climatisation, ventilation, chauffage, et refrigeration. Cette situation est principalement causee par un manque de methodes precises de calcul des charges thermiques correspondantes qui tiennent compte de tous les mecanismes de transfer! de chaleur et de masse qui rentrent en vigueur pour differents milieux chauffes et refrigeres. En plus, le systeme de refrigeration dans un arena est un systeme energivore, il constitue presque 50 % de leur consommation totale. Si on veut diminuer cette consommation et augmenter Pefficacite energetique, il est temps d'introduire des mesures d'efficacite energetique. Parmi ces mesures, celle qui consiste a moduler la pression de condensation du systeme de refrigeration pour beneficier du climat canadien, semble etre Pune des plus prometteuses. Un systeme capable de travailler de facon optimale sous differentes pressions de condensation offre plusieurs avantages, les plus importants etant la reduction de la consommation d'energie et Paugmentation de la capacite de refrigeration, de la fiabilite et de la duree de vie des compresseurs.
1.2. Objectifs du projet de recherche
• Developper un modele pour la simulation du fonctionnement du systeme de refrigeration de Parena Camilien-Houde operant avec une pression de condensation variable.
• Valider le modele avec des resultats de mesures effectuees par une equipe du Centre de la technologie de l'energie de CANMET, a Varennes (CTEC-Varennes) en septembre 2006 sur le systeme de refrigeration de l'arena Camilien Houde.
• Etudier a l'aide du modele l'effet de la variation de la pression de condensation sur les parametres thermodynamiques du circuit de refrigeration.
• Evaluer les gains energetiques en faisant varier la pression de condensation.
CHAPITRE 2 . NOTIONS DE BASE EN REFRIGERATION
2.1. Cycle de refrigeration
La figure 2.1 montre un schema simplifie d'un systeme de refrigeration a compression.
Le cycle de compression peut etre decompose comme suit:
• le fluide frigorigene a basse pression, legerement surchauffe (etat 1), est
comprime pour atteindre la haute pression et la haute temperature (etat 2);
• Apres refroidissement dans le condenseur, ce fluide refrigerant est
condense (etat 3) et la chaleur degagee est evacuee dans le milieu ambiant
(eau de refroidissement ou air environnant);
• Le condensat est detendu a basse pression et a basse temperature a travers
la vanne de detente (etat 4);
La vapeur humide du fluide frigorigene absorbe alors, dans l'evaporateur, la chaleur du milieu
ambiant: (Saumure de l'evaporateur, a basse temperature), en s'evaporant et en revenant a un
etat de vapeur (etat 1).
3 Vanne de detente ) A i 1 Condensseur ^^f Q&
/W\A
AAV
Evagamieur \ <^ V m
2 i i Compresseur2.2. La surchauffe
La surchauffe est la difference entre la temperature du refrigerant a la sortie de l'evaporateur et la temperature d'evaporation. Plus la surchauffe est petite, les performances du systeme de refrigeration sont meilleures. L'ideal c'est d'avoir une surchauffe nulle, mais malheureusement elle est necessaire afin d'eviter le risque de migration des gouttelettes de liquide dans le compresseur, en plus la surchauffe peut causer le phenomene d'oscillation de la vanne de detente. En pratique la surchauffe varie entre 5 a 10 degres. A partir de la figure 2.3, on a:
Surchauffe = T\ — TV
2.3. Regulation de la surchauffe
La vanne de detente thermostatique est raccordee a un bulbe via un tube capillaire. Le bulbe, accole a la sortie de l'evaporateur, contient du refrigerant qui se dilate en fonction de la temperature du refrigerant circulant dans la conduite. Cette dilatation modifie Pouverture et la fermeture de la vanne d'expansion via une membrane. La deformation de la membrane depend de la pression a Pinterieur du bulbe, qui est lie directement a la temperature du fluide frigorigene a la sortie de l'evaporateur et la pression exercee par le ressort (figure 2.2).
Membrane
Membrane V
Fpresnaidubulb!
FbEssepfesdoi
FHSSJitd*reg
Viidereglage Pointeau E^lisatbn interne
F ptess km bulbe = F BP + F les sort
Figure 2-2 Schema d'une vanne thermostatique avec bulbe
2.4. Le sous-refroidissement
Le sous-refroidissement est la difference de temperature du refrigerant a la sortie du condenseur et la temperature de condensation. Plus le sous-refroidissement est eleve, plus les performances sont meilleures. A partir de la figure 2.3, on a :
Sous refroidissement = T3'-T3
2.5. Le Pumpdown
Le pump down est un phenomene transitoire, qui consiste en l'arret - depart du compresseur, mais il faut Peviter ou reduire sa frequence afin de preserver la duree de vie du compresseur. II se produit quand la pression de fonctionnement en amont et en aval du compresseur depasse respectivement la limite inferieure ou superieure, une vanne solenoide ferme pour proteger le compresseur et isoler le circuit. La vanne est placee generalement sur la ligne du refrigerant liquide.
2.6. Coefficient de performance
L'efficacite d'un systeme de refrigeration est determinee par le coefficient de performance (COP) de la machine frigorifique qui s'exprime par le rapport entre l'energie frigorifique fournie et l'energie consommee (figure 2.3):
COPf = Q. (2-1)
L'equation du bilan d'energie d'un cycle frigorifique ideal s'ecrit:
Qc=Q.+w (2-2)
Avec:
Qc Energie rejetee au niveau du condenseur. W : Travail mecanique fourni.
Qe : Energie fournie a l'evaporateur.
Les differentes contributions energetiques se presentent comme suit (figure 2.3) :
• la quantite de chaleur degagee au condenseur : Qc = ri2 - ri3
• le travail depense par le compresseur : W = h2- hi
On remplace dans Pequation (2.2) et on obtient:
h 2 - h3 = ( h1- h4) + (h2 — h i ) = h2 — h4
On remplace dans l'equation (2.1): COPf = —L
-(car h.3 = I14) Cond Evap => COPf = h, —h 4 h2-h, (2-3) liquide 3 3/ humide
Vapeur seche ou suichauffee
Q.
w
Qc
-X
•
Figure 2-3 Cycle de refrigeration theorique
2.7. Influence de la temperature de condensation sur le COP
La figure 2.4 presente trois cycles de refrigeration fonctionnant entre une meme temperature d'evaporation Tivap et respectivement trois pressions de condensation telles que :
<
7\.
2 ^ 2Le calcul des COP pour une machine frigorifique fonctionnant dans trois cas differents peut etre exprime en fonction des enthalpies par la relation suivante :
COP,
(2-4-a)COPf : est le coefficient de performance du premier cas
Avec I 2' : est la temperature a l'entree du condenseur, et elle correspond a la temperature
normale en saison d'ete. En temps hivernal canadien, la temperature a l'exterieur descend a son minimum. En ce moment, l'air froid qui traverse le condenseur permet la diminution de la temperature de condensation. Dans ce cas, l'equation du coefficient de performance prend la forme suivante :
COP/=
K~
Kh
2-h
x (2-4-b) P 4 i " cond cond ' cond f" " evap palier de condensation Domaine de flottement de la pression de condensation palier d'evaporation hFigure 2-4 Effet de pression de condensation sur le COPf
On sait qu'une diminution de la temperature de condensation entraine automatiquement une diminution de la pression de condensation. Done, on voit clairement que si la pression de condensation diminue, le denominateur de l'equation (2.4.b) diminue, et le numerateur augmente done le rapport augmente.
On conclut que si: ^ 2' > ^ 2 > ^2 => COPf < COPf2 <COPf2
Le but principal du present projet est d'evaluer les gains energetiques obtenus quand la pression de condensation diminue. On a indique ci-dessus qu'une surchauffe est necessaire afin d'eviter rendommagement du compresseur. Quand le fluide frigorigene est comprime par le compresseur, il subit une deuxieme surchauffe, et on s'eloigne de la temperature de saturation. Plus on s'eloigne de la zone diphasique, plus l'echange de chaleur se fait par la chaleur sensible en amont du condenseur au lieu qu'il se fait en changement de phase (latente) ce qui diminue l'efficacite du condenseur. II est interessant de ramener la temperature du point 2 (figure 2.4) le plus proche possible de la cloche. Si on veut ameliorer l'efficacite du systeme, il est preferable de desurchauffer le refrigerant jusqu'a la temperature de condensation avant Pentree du condenseur. L'energie recuperee peut etre utilisee a d'autres fins (stockage, chauffage d'eau, etc.).
C H A P I T R E 3 . R E C H E R C H E B I B L I O G R A P H I Q U E
OUZZANE [1] a realise une etude experimentale sur un banc d'essai muni d'une vanne thermostatique pour la detente du refrigerant, avec les conditions d'operation selon les standards ARI Std.550/590-1998 indiquees dans le tableau ci-dessous.
Tableau 3.1 Conditions d'operation standards
Temperature d'eau a l'entree du condenseur 14.4 UC Temperature d'eau a 1'entree de Pevaporateur 12.2 UC
Debit d'eau dans le condenseur
940 ml/s
Debit d'eau dans Pevaporateur
940 ml/s
surchauffe
6.0 UC
Dans le cas d'un regime permanent, la pression de condensation a ete variee par le biais de la temperature de l'eau a l'entree du condenseur. Pour cela, trois cas ont ete considered :
Te,cond=10, 1 5 e t 2 0 ° C .
Tableau 3.2 Conditions d'operation normales
Temperature d'eau a Pentree du condenseur variable Temperature d'eau a l'entree de Pevaporateur 12.2 UC
Debit d'eau dans le condenseur
940 ml/s
Debit d'eau dans Pevaporateur
940 ml/s
surchauffe
variable
Apres une etude minutieuse de l'effet de la surchauffe et de la pression de condensation sur le fonctionnement des installations frigorifiques, il confirme qu'en regime permanent, une surchauffe faible donne une bonne performance pour 1'installation. La stabilite de la surchauffe depend des caracteristiques de la vanne thermostatique. L'auteur voit que la vanne thermostatique utilisee dans le systeme presente une tres bonne stabilite jusqu'a une
surchauffe de Pordre de 3 C. Aussi il a ete demontre qu'a une pression de condensation basse correspondante a un climat hivernal modere, Famelioration des performances de la machine est considerable. Le coefficient de performance (COP) peut atteindre une valeur de 7. Le gain realise par rapport au cas de base effectue selon les standards ARI Std.550/590-1998 est de :
7 0 - 3 1
ACOP=- — = 125%
3.1
En plus, il stipule qu'une amelioration des performances est encore plus importante quand le compresseur fonctionne avec deux cylindres (taux de compression plus faible). Neanmoins, la puissance de froid obtenue au niveau de Fevaporateur est plus faible.
OUZZANE et al. [2] ont realise la deuxieme partie de P etude qui consiste a experimenter avec le meme banc d'essai, mais cette fois-ci au lieu d'examiner le systeme avec une vanne thermostatique qui a realise des gains en performance tres significatifs dans un climat hivernal canadien modere, ils ont choisi une vanne de detente electronique geree par un controleur commercial utilisant la technique proportionnelle integrate (P.I).
Ces resultats montrent le double gain qu'on peut realiser sur le systeme de refrigeration avec des conditions de faibles valeurs de la pression de condensation, qui correspondent a un climat froid : Pevaporateur a tendance a fournir plus de puissance de froid alors que le compresseur a besoin de moins de puissance pour la compression. Le coefficient de performance (COP) augmente rapidement avec la diminution de la pression de condensation. Pour une temperature a l'entree du condenseur de 26.3 °C (conditions limites obtenues sur le banc d'essai), Paccroissement relatif du COP par rapport au cas de base est:
5 7 - 3 1
ACOP = = 83.9%
3.1
Le changement de l'eau ordinaire utilisee comme fluide secondaire par un melange eau/ethylene-glycol permet de baisser davantage la pression de condensation et d'evaluer les gains energetiques qu'on peut obtenir pour des conditions de climat hivernal canadien. Mais ces experiences ont revele des limitations, notamment dans les conditions de fonctionnement a basse pression de condensation, tel que le probleme de pump Down. Dans leur etude un programme approprie pour la commande d'une vanne electronique et de controle de la
surchauffe a ete elabore, ce programme a l'avantage d'etre flexible a l'adoption d'une valeur de surchauffe variable avec le temps. lis ont remarque qu'une surchauffe tres stable a ete obtenue en regime permanent. La difficulte d'atteindre rapidement le bon fonctionnement du systeme reside dans le choix des parametres de controle, plus particulierement des valeurs d'ouverture de la vanne et de la consigne de la surchauffe, durant la phase de demarrage; ils precisent qu'il est avantageux de connaitre au prealable la position (step) finale de la vanne afin de faire un choix approprie de la position initiate.
Ge et al. [3] ont developpe un modele pour simuler le fonctionnement d'un systeme de refrigeration pour des etalages de supermarche et pour etudier les manieres de diminuer la pression de condensation. Quand le systeme fonctionne avec le maximum de ventilateurs, la pression de condensation a baisse de 15.1 a 12 bars. Alors, ils ont remarque que plus de 22 % d'economie d'energie a ete obtenue. Cette economie etait due au fait que la diminution de la puissance du compresseur a depasse l'augmentation correspondante a la puissance des ventilateurs de condenseur. Une experience est effectuee sur un condenseur refroidi a l'air pour identifier sous quelles circonstances tous les ventilateurs de condenseur peuvent etre mis en marche. Le but est de permettre a la temperature de condensation de chuter a la valeur la plus basse possible, en se basant sur les contraintes de fonctionnement des composants du systeme de refrigeration. Les resultats experimentaux prouvent qu'une vanne electronique d'expansion permet au refrigerant d'etre adequatement alimente dans l'evaporateur pour toutes les conditions d'operation, meme lorsque la temperature de condensation chute a environ 20 ° C. En augmentant la circulation d'air dans le condenseur, la temperature de condensation peut diminuer considerablement. La puissance du compresseur peut etre diminuee de 8.6-40.2 % selon les conditions de fonctionnement. L'auteur considere que la commande de temperature de condensation (CTC) est une alternative pratique pour commander la pression de tete, et permet aux condenseurs refroidis a l'air de fonctionner tres efficacement. Les resultats experimentaux d'un condenseur refroidi a l'air confirment que le maintien de la surchauffe a un degre fixe sera toujours une commande valide pour assurer l'ecoulement du refrigerant si le CTC est applique. Des vannes electroniques d'expansion peuvent etre utilisees pour moduler correctement l'ecoulement du refrigerant a differentes charges, meme lorsque la difference entre la pression d'evaporation et la pression de condensation est basse. Quand le CTC est applique, les condenseurs refroidis a l'air ont la capacite suffisante d'extraire de la chaleur du
refrigerant. Des ventilateurs de condenseur devront parfois etre arrStes pas a pas (step by step). Apres la mise en marche de tous les ventilateurs de condenseur, l'efficacite de condenseur sera maximisee etant donne que le coefficient convectif est grand. En outre, la temperature de condensation devient controlable et previsible. II est souhaitable d'appliquer le CTC aux systemes de refrigeration refroidis a l'air pour reduire leur utilisation annuelle d'energie quand ils doivent operer pendant toute l'annee. Les systemes de refrigeration peuvent fonctionner a une temperature de condensation reduite quand la temperature exterieure est basse. Ceci aura comme consequence une meilleure gestion dans l'operation et l'efficacite des systemes de refrigeration. Le CTC signifie ramener la temperature de condensation pres de sa limite inferieure, bien que l'utilisation des pre-refroidisseurs puisse diminuer la temperature exterieure et alternativement, la temperature de condensation pour reduire la puissance de compresseur. La chute de pression a travers les pre refroidisseurs cause un appel de puissance additionnelle des ventilateurs du condenseur. Done, l'auteur laisse la porte ouverte a la recherche afin d'etudier comment l'utilisation de ces pre refrigerateurs agit l'un sur l'autre avec l'activation des compresseurs et des ventilateurs de condenseur, et comment ceci influence la difference entre la puissance de compresseur et la puissance de ventilateur pour ameliorer l'efficacite de refrigerateur. II vaut la peine d'etudier comment les ventilateurs du condenseur avec une vitesse variable peuvent etre utilises pour moduler sans interruption la circulation d'air chaud quand la CTC est appliquee. II serait interessant de voir comment la temperature de condensation peut changer sans fluctuations quand la circulation d'air chaud change sans interruption.
Yu et al. [4] Leur strategie est basee sur la diminution de la temperature de condensation en fonction de la temperature exterieure dans le but d'augmenter l'efficacite du systeme. Une experience a ete effectuee sur un refrigerateur refroidi a l'air pour confirmer qu'une valve electronique d'expansion permet au refrigerant d'etre en juste proportion lors de son passage dans Pevaporateur dans toutes les conditions de fonctionnement, meme lorsque la temperature de condensation tombe a environ 20 ° C. En augmentant la circulation d'air done, on evacue plus de chaleur au niveau du condenseur, la temperature de condensation et la capacite de refrigeration peuvent diminuer considerablement avec moins de fluctuation. Cette amelioration correspond a une redefinition du point de consigne de la temperature de condensation en fonction de la temperature exterieure. La difference entre les COP est
principalement associee au fait que les condenseurs refroidis a l'air et les condenseurs refroidis a l'eau ont differentes valeurs de temperature de condensation. Quant aux condenseurs refroidis a l'eau, la temperature de l'eau qui alimente le condenseur est 29 °C. Par contre, les condenseurs refroidis a l'air sont concus avec une difference de 11-14 C entre la temperature de condensation et la temperature exterieure. Si on considere que les condenseurs refroidis a l'air sont concus pour fonctionner a une temperature exterieure de 35 °C, la temperature de condensation peut atteindre aussi haut que 50 °C. En principe, il y a une relation inverse entre l'elevation de la temperature et sa chaleur specifique. Vu la chaleur specifique de l'air (1.02 kJ/kg °C) et celle de l'eau (4.19 kJ/kg °C), l'air du condenseur aura une grande elevation de la temperature comparee a l'eau de condenseur si le debit est le meme. Ceci fait augmenter la temperature de condensation en utilisant les condenseurs refroidis a l'air. Pour un condenseur refroidi a l'eau avec un ecoulement constant de l'eau, la temperature de condensation ainsi que l'elevation de la temperature dans l'eau du condenseur chuteront quand la charge du refrigerateur diminue. Ceci a alternativement comme consequence moins de puissance du compresseur. Cependant, la pression principale commandee (HPC) intervient pour que les refrigerateurs refroidis a l'air maintiennent la temperature de condensation a environs 50 °C. Ceci signifie que l'elevation de la temperature de l'air sera maintenue a un niveau constant en modulant son ecoulement. L'ecoulement d'air de condenseur chute quand les refrigerateurs refroidis a l'air fonctionnent a une temperature exterieure basse. Ce genre de commande empeche la temperature de condensation de diminuer et n'emploie pas entierement la capacite d'echange de chaleur du condenseur.
Smith et King [5] Ont effects une experience pour examiner la possibility de reduire la pression de condensation pour un refrigerateur avec une capacite de refroidissement de 35kW. Les resultats experimentaux montrent une diminution de 10% de la consommation d'energie globale du systeme de refrigeration. Cette diminution a ete realisee par la mise en marche des ventilateurs a une vitesse plus elevee pour abaisser la temperature de condensation quand la temperature exterieure chute en dessous de 25 C.
Roper [6] a essaye d'identifier quand la vitesse de ventilateur de condenseur a du augmenter par rapport a une reduction de la temperature exterieure. Dans un refrigerateur experimental, il y avait une boucle de retroaction pour surveiller la difference entre la temperature exterieure et la temperature de condensation. Cette difference a ete alors comparee a sa valeur minimum
pour determiner s'il faut augmenter ou reduire la vitesse du ventilateur. Cependant, il n'a donne aucune elaboration de la facon dont cette valeur minimum change avec la temperature et la charge exterieures de refrigerateur. Ensuite il affirme que la temperature de condensation devrait etre au-dessus de 27 ° C, independamment des conditions climatiques, afin d'assurer que l'huile de lubrification est correctement retournee aux compresseurs et s'assurer que les vannes thermostatiques d'expansion fonctionnent correctement a un differentiel eleve entre la pression d'evaporation et la pression de condensation.
Joudi et al. [7] ont soutenu l'idee de Roper en disant qu'une temperature de condensation minimum d'environ 30 °C a ete exigee pour actionner les vannes d'expansion thermostatiques correctement a un etendu de temperatures exterieures de 10 a 35 ° C. Cependant, cette limite est inapplicable aux refrigerateurs avec les vannes d'expansion electroniques, qui fonctionnent toujours correctement meme lorsque la temperature de condensation chute a 10 °C pour une temperature d'evaporation de 5 °C.
Manske et al [8] ont travaille sur la simulation d'un systeme de refrigeration industriel, ils ont conclu qu'il est possible de mettre en marche sans interruption tous les ventilateurs d'un condenseur evaporatif pour permettre a la pression de condensation de flotter a son niveau plus bas, qui est independant de la charge de refrigeration. Quand cette pression de condensation diminue, le cout energetique du systeme est reduit au minimum et la temperature de condensation peut etre consideree comme une fonction lineaire de la temperature humide d'air exterieur.
Brownell et al [9] ont ajoute que la temperature de condensation flottante prolonge la vie des compresseurs et des ventilateurs de condenseur puisque le demarrage et l'arret des ventilateurs de condenseur peuvent etre reduits au minimum, afin que l'usure et la deterioration des compresseurs va etre reduite quand ils operent a un bas rapport de compression.
CHAPITRE 4 . DESCRIPTION DU SYSTEME DE REFRIGERATION
4.1. Vue d'ensemble du systeme de refrigeration
Le systeme de refrigeration de Parena Camilien Houde illustre dans (figure 4.1) est constitue de 5 compresseurs reciproques de type 5H40. La vitesse de rotation est de 1750 RPM. Chaque compresseur est constitue de 4 cylindres de 8.255 centimetres de diametre interieur et une course de 6.985 cm centimetres voir (Annexe I- 1 ). Les condenseurs au nombre de 5 sont des echangeurs refroidis a Pair (air- cooled). Les evaporateurs sont des echangeurs de chaleur de type tube et calandre. La detente du refrigerant est assuree avec des vannes de detente voir (Annexe V-A). Ci-dessous on trouve les principals donnees physiques et geometriques des composantes du circuit de refrigeration. Pour d'autres details sur les caracteristiques des composants, voir les (Annexes I, II, III, IV, V)
4.2. Caracteristiques du compresseur
• La course d'un cylindre XLC = 69.85 xl0~3/w
• Diametre interieur du cylindre DICOM = 82,55 x 10"3 m • Nombre de cylindres NCY - 4
• Vitesse de rotation du moteur XNT = 1750 tr/ •
• Volume balaye par les quatre cylindres par unite de temps
.3 / .. fXNT\
\ 60 ) Qv = 0.04360 m / = V^ . | _ _ _ ]. NCY
• Volume balaye d'un cylindre Vcylindre = it • (DICOM2/A\ XLC
• Volume specifique a l'aspiration vasp =
refrigerant
• Masse volumique du refrigerant RHOrifrigirant
p /
• Rapport de compression r = refoulemeny
/ aspiration
• Rendement volumique [10] rjv = 1 - 0.05 • r
Aircoole d Condense r Rac k Com p 4 com p 5 System e d e refrigeratio n d e 1'Aren a Camilien.Houd e Fai t pa n Magbi.Madan i Figur e 4-1 Schem a d u system e d e refrigeratio n d e 1'aren a Camilie n Houd e 1 6
4.3. Caracteristiques du condenseur
4.3.1. Les donnees du condenseur
A la figure 4.2, on voit la disposition des tubes dans le condenseur. Les tubes dans le condenseur sont disposes sur 3 rangees. Le fluide frigorigene fait 6 passes entre Pentree et la sortie. Chaque 3 ranges et 6 passes forment un circuit, au total on a 28 circuits. Les tubes sont munis d'ailettes de forme rectangulaire. Pour plus de details voir (Annexe III-1, et III-2). Les proprietes de l'air et autres details concernant le condenseur sont dans (Annexe V-B). Ci dessous, on a les caracteristiques principales du condenseur :
Surface totale du condenseur A TOT = 20 m2
Longueur des passes XLREAL = 16 m
Diametre interieur du tube DIN = 9.525 • 10~3 m
Diametre exterieur du tube DOU = (9.525 + 2)-10~3 m
Nombre de rangees NRANG=3 Longueur d'une passe XL1 = 2.667m Nombre de passes NPASS = 6
Nombre de circuits NCIRCU = 14 • 2 = 28 4.3.2. Specifications des ailettes
Distance entre deux ailettes (fin Pitch) FP = 2.56 • 1CT3 m
Epaisseur de Pailette THI = 0.25 • 10"3 m
La hauteur de l'ailette HF = 25 • 10"3 m
Longueur de l'ailette XLF = 25 • 10"3 m
Nombre d'ailettes par metre NF = 390
Conductivite thermique d'un tube en cuivre XCOND = 393 W/m.K Conductivity thermique de 1'Aluminium XKFIN = \llWjm.K
mfrlgenmmkt gtmtM 2—4 6 passes \ . 3 mmgiks \~~ * 6—S refrigerant outht rmfanguforjm w
o
HF at inkt HE.FFigure 4-2 Vue en plan des tubes et des ailettes dans le condenseur 4.4. Caracteristiques de l'evaporateur
L'evaporateur est un echangeur de chaleur de type tube et calandre. Chaque evaporateur est divise en trois compartiments identiques voir (Annexe VI-A). La saumure circule a Pexterieur des tubes en contre courant avec le refrigerant. Les propri&es de la saumure et autres details concernant l'evaporateur sont dans (Annexe VI-B). Ci dessous, on a les caracteristiques principals de l'evaporateur (Annexe VI-C):
Degre de surchauffe DTSUR=8 °C
Debit total de la saumure a Pentree de l'evaporateur DEBS =52.62 —
s
Le nombre de compresseurs en marche NCOMP Le nombre d'evaporateurs dans le circuit NEVAP = 2 Le nombre de compartiments par echangeur NCOMPAR = 3
n-u-.A -f > * *• . nzrpD^, DEBR-NCOMP
Debit de refrigerant par compartiment DEBRC\=— •
NCOMPAR-NEVAP
La temperature de la saumure a l'entree de l'evaporateur TSIN= - 9 °C Le nombre de tubes par evaporateur NTUB1EVAP = 346
Le nombre de tubes dans un compartiment NTUBE=105 Longueur de tube en deux passes XLTUBEE= 2.4 • 2 = 4.8 m Le nombre de passes dans l'evaporateur NPASSE=2
Diametre interieur du tube dans l'evaporateur DINE=0.015748 m
Diametre exterieur du tube dans l'evaporateur DOUE=0.01905 m Surface totale de l'evaporateur ATOTEV =15.08 m2
n • DOUE • XLTUBEE • NTUBEE ATOTEV =-NPASSE DEBRXC • NPASSE NTUBEE' TC-DINE 2 \ kg sm
Debit massique surfacique dans l'evaporateur
GE=-Longueur de l'evaporateur LEVAP=\.11% m Pitch PT = 0.0238125 m
Baffle space B=393.0 mm
Diametre de la calandre DESHE=0.5 m
4.5. Proprietes thermodynamiques utilisees dans le calcul
Les proprietes thermodynamiques du refrigerant utilisees dans les calculs proviennent du logiciel REFPROP Version 7.0. Le logiciel est couple avec le FORTRAN, qui est le langage de programmation utilise dans la simulation de l'arena. A l'aide d'une DLL (Dynamic Library Link) on peut determiner les proprietes thermodynamiques directement a partir du programme de simulation. Dans le tableau 4.1, on a certaines proprietes thermodynamiques du refrigerant R22. T i 1 i i ableau i ; 4 " 1 1 1 -13 14 15 1 / V, . '-' : • •-> 2 . • ! - • 24 *
£
2U 4-1 Proprietes ther I e-ipsra" j r e J . U j : 0 •2.0 JO.O 18.0 16,0 14.0 12.0 10.0 0,00 r;,oo 4,00 J,00 i i 000 -.00 • • • , 0 0 t,00 •,oo 0,0 2,0 :4,0 .6,0 8.0 . 0 . 0 ."2.0 4.0 "6,0 . 8 . 0 1 "rc£s j r e i'FM] 1 .-J 14 _L9=8 226.36 245.31 264.79 285.43 307.28 330.38 354.79 380.54 407,69 436,28 466,36 497,99 531,20 566.05 602,59 640,88 680,95 722,86 766,68 812,44 860,20 910.02 961.95 1016.0 1072,4 1130,9 L.qud s-r'-iclpy I k j A g J 1 ' J ; J 1 ' J t b 174.80 177.04 179.30 181.56 183.83 186.11 188.40 190.70 193.01 195,33 187,66 200.00 202,35 204.71 207.09 209.47 211,87 214,28 216,70 219,14 221,59 224.06 226,54 229,04 231,55 234,08 modyn Vapo -Lnlha'py I k J A g l J'.-l J ' J*5 .-1 396.21 397.06 397.91 398.75 399,57 400,39 401,20 401,99 402,77 403,55 404,30 405.05 405.78 406.50 407.20 407.89 408,56 409,21 409.85 410,47 411,07 411.66 412,22 412,77 413,29 413,79 amiques du R22 Liquid Lp I k J A g M 1 11 :L. 1 l i b .1 1.1189 1.1227 1.1266 1.1307 1,1350 1,1394 1,1439 1,1487 1,1535 1,1586 1,1638 1,1692 1,1748 1,1806 1,1866 1,1929 1,1993 1,2060 1,2130 1,2202 1,2278 1.2356 1.2438 1.2524 1,2614 1,2708 ^apoi LP I U ' k g ' 1 U J - ' J - I ' J U b^Jb'J 0.65868 0.66502 0,67152 0,67820 0,68507 0,69212 0,69938 0,70684 0,71452 0,72243 0,73057 0,73897 0,74763 0,75657 0,76580 0,77534 0,78522 0,79545 0,80605 0,81706 0,82849 0.84038 0.85277 0.86569 0,87919 0,89331 Liqjid Liei-riK. I k y / m i l U L b L 1 :ftU J 1352.7 1346.5 1340.3 1334.0 1327.6 1321.2 1314.7 1308,2 1301,6 1295,0 1288,3 1281,5 1274,7 1267.8 1260.8 1253.8 1246,7 1239.5 1232,2 1224,9 1217,4 1209,9 1202,3 1194,6 1186,7 1178,8 Vapoi Uin-..lv f k g ' . T i l L L J J 0 •_ JUJ5 10.025 10.790 11.599 12.455 13.359 14.314 15,322 16,384 17,504 18,683 19,924 21,229 22,602 24.044 25,559 27,150 28,820 30,572 32,410 34,337 36,358 38,477 40,698 43,027 45,467 48,024 Liquid Therm Cond ImW/mk") l U ' j t J 1L3L1 104.70 103.78 102.87 101.97 101.06 100.15 99.250 98,347 97,445 96,543 95,643 94,743 93,843 92,944 92,045 91.146 90.247 69.348 88,448 87,547 86,645 85,742 84.838 83.833 83.025 82.116 Vapril Therm Cond ImUVm KJ / ^ J L ' J / - 4 . J 8,0548 8,1689 8,2846 8,4019 8,5209 8,6416 8,7642 8.8886 9.0151 9.1436 9,2744 9,4075 8.5431 9.6812 9.8221 9.9659 10.113 10.263 10,417 10,574 10,736 10,902 11,072 11,247 11,428 11,615 L iquid Kir Vi«cos.ly [ c m i ' s l 0 0U2117-" u O U J U / , 7 0U2117-" 0,0020399 0.0020030 0,0019671 0,0019323 0,0018985 0,0018656 0.0018336 0,0018024 0.0017720 0,0017424 0,0017135 0,0016853 0,0016578 0,0016309 0.0016047 0.0015790 0.0015538 0.0015292 0.0015051 0.0014815 0.0014583 0.0014356 0,0014133 0,0013914 0,0013699 0,0013488 Vapor K,m Viscosit, IcnSAJ 1 0 " 1040 T i r m l 0,010431 I 0,0097670 1 0,0091555 ! 0,0085916 I 0,0080710 1 0,0075897 I 0,0071441 1 0,0067311 I 0,0063480 1 0,0059920 i 0,0056608 1 0,0053526 1 0,0050653 I 0,0047973 I 0,0045469 j 0,0043129 1 0,0040938 « 0.0038886 | 0.0036962 I 0,0035157 j 0,0033462 1 0.0031868 1 0.0030370 | 0.0028959 I 0,0027629 % 0,0026375 tC H A P I T R E 5 . C O M M A N D E E T R E G U L A T I O N D U S Y S T E M E D E R E F R I G E R A T I O N
5.1. Commande de pression de condenseur
La commande de la pression dans le condenseur est assuree par la vanne A et la vanne D (Annexe VII). Elles permettent de realiser une regulation adequate de la pression au niveau du condenseur [11]. A partir de la figure 5.1, on peut identifier les elements suivants :
• La vanne TXV est une vanne a expansion thermostatique. • Les elements C, E, et F sont des clapets anti-retour. • La vanne G est une vanne solenoide.
5.1.1. Specification de la vanne de regulation
• Une grande precision et stabilite de controle de la pression • Disponible avec l'interrupteur electrique integral.
• Compacte et elle ne prend pas beaucoup de place. • La temperature liquide minimum : -40 ° C • Pression de conception : 450 psig
Ce type de vanne voir (Annexe IV), fournit un eventail d'ajustement des pressions de condenseur exigees pour un fonctionnement efficace de grands systemes refroidis a l'air. Les regulateurs sont une partie integrate du systeme de refrigeration et fournissent la commande directe des pressions de condenseur. Done on conclu que la commande de pression dans le condenseur est necessaire pour maintenir la pression suffisante au niveau du condenseur et d'assurer l'ecoulement du refrigerant a une quantite proportionnee vers Pevaporateur. II existe plusieurs methodes de regulations de pression, parmi celles-ci, on trouve la methode du condenseur inonde (flooded condenser)
5.2. Principe de fonctionnement
La regulation de la pression de condensation sur un condenseur refroidit a l'air en periode hivernale peut etre obtenue par remplissage partiel du condenseur en fluide frigorigene. Ce procede necessite l'utilisation de deux regulateurs de pression.
La vanne A dans la figure 5.1 est un regulateur de pression d'admission dans la canalisation de vidange liquide du condenseur. Elle se ferme quand il y a une chute de pression dans le condenseur. La vanne B sur la figure 5.1 est un regulateur de pression (hot gaz) de sortie dans la ligne de deviation de la decharge de compresseur vers la canalisation de vidange liquide du condenseur. Cette vanne capte la pression de recepteur liquide et s'ouvre quand la chute de pression est au-dessous du point de reglage, done elle assure le maintien de la pression dans le recepteur. La bouteille de liquide doit etre calculee pour pouvoir stocker en periode estivale, le liquide accumule dans le condenseur en periode hivernale lors du fonctionnement des regulateurs. L'element C sur la figure 5.1 est un clapet anti-retour integre dans la canalisation de vidange liquide pour empecher le retour d'une pression plus elevee dans le condenseur pendant la creation de vide surtout quand le compresseur est au ralenti. Dans certain cas, au lieu du regulateur de pression (vanne B) monte sur la tuyauterie de by-pass, on trouve un clapet a pression differentielle qui commence a s'ouvrir pour une chute de pression generalement voisine de 1.4 bar [12].
'Compressor Suction Une
5.3. Controle du fonctionnement des ventilateurs
Quand un compresseur demarre, un ventilateur se met en marche automatiquement. Generalement, les ventilateurs fonctionnent pour les conditions suivantes :
• Temperature de condensation : Entre 40° C et 50° C • Temperature ambiante : Entre 25° C et 35° C
Quand la temperature exterieure est inferieure a 25° C, done la temperature de condensation est inferieure a 40° C, on aura un seul ventilateur qui marche et la regulation hot gaz (flooded condenser) intervient. La pression de condensation actuelle est entre 190-225 Psig equivalent a 1310-1551 kPa.
En basant sur la pression de condensation la logique de controle suivie sera comme suit si: •=> Psatc > 1729.2 kPa ou Tsatc > 45 °C ^ 4 ventilateurs en marche
•=> 1609.8 kPa < Psatc ^ 1729.2 kPa ou 42 °C < Tsatc ^ 45 °C => 3 ventilateurs en marche
=> 1533.6 kPa< Psatc ^ 1571.3 kPa ou 40.0 °C < Tsatc £ 42 °C => 1 ventilateur en marche
<=> Psatc ^ 1533.6 kPa ou Tsatc ^ 40.0 °C -^ 1 ventilateur en marche Et la temperature a la sortie du condenseur est fixer a T2= Tsatc-2.
Psatc • La pression de condensation
Tsatc : La temperature de saturation dans le condenseur
<
K.
T2 : La temperature a la sortie du condenseur
^s i n : La temperature de la Saumure a Pentree de l'evaporateur.
QCHAR(ITIME): La charge en fonction du temps qui provient de 1'arena en kW. TSPi: Consigne de base pour indiquer la puissance equivalente
Le fichier charge est couplee au programme de simulation du systeme de refrigeration de l'arena. II provient du programme de simulation de la partie arena dans la reference [13]. Cette charge va servir a connaitre le nombre de compresseurs vis-a-vis la charge. Dans le terme QCHAR(ITIME), on ne tient pas compte de l'effet de la dalle de beton. Par contre, on tient en compte de l'effet de surfacage lors de la rentree de la Zamboni.
5.4. Controle du fonctionnement des compresseurs
On definit le nombre de compresseurs en marche dans le modele de calcul en fonction de la charge QCHAR(ITIME). Le fichier charge est un fichier qu'on peut ouvrir (OPEN FILE) a partir du programme principal. Dans le modele de calcul, on a fixe deux conditions de design : Temperature de la saumure a P entree de Pevaporateur est constante
Tsin = - 9 oC
Et chaque compresseur en marche fournit en moyenne 54 kW en capacite de froid [14]. La logique de controle est developpee dans le programme principal comme suit: Si Qchar(itime) < 54Kw => 1 compresseur en marche
Si 54Kw < Qchar(itime) < 108Kw=>2 compresseur en marche Si 108Kw < Qchar(itime) < 162 Kw =>3 compresseurs en marche Si 162 Kw < Qchar(itime) < 2 16Kw=>4 compresseurs en marche Si Qchar(itime) > 216Kw=>5 compresseurs en marche.
C H A P I T R E 6 . M O D E L I S A T I O N D U S Y S T E M E D E R E F R I G E R A T I O N
6.1. Hypotheses de base
Le modele est constitue de six circuits au total, qui fonctionnent de la meme facon. Afin de simplifier les calculs dans le modele de simulation, on a choisi un seul circuit. Chaque circuit comporte, un compresseur, un condenseur forme de quatre ventilateurs par unite, une vanne de detente, et un evaporateur (figure 6.1). Le modele utilise est base sur les principales hypotheses suivantes :
> Seules les principales composantes (compresseur, condenseur, vanne de detente et evaporateur) ont ete considerees dans le calcul energetique,
> Le regime est quasi stationnaire, les deperditions thermiques vers Pexterieur sont negligeables,
> Les fuites du fluide frigorigene sont negligeables,
> L'evolution thermodynamique du fluide frigorigene a travers la vanne thermostatique s'effectue a enthalpie constante (detente isenthalpique),
> Le fluide frigorigene sort du condenseur a l'etat liquide,
> L'evolution thermodynamique du fluide frigorigene a travers le compresseur est adiabatique,
> La chute de pression dans le condenseur et l'evaporateur a ete negligee.
Refrigerant R22 z=i Saumure ^m J L CONDENSEURREFROIDIAL'AIR 1 J M •
V
4
VALVE D'EXPANSIONFigure 6-1 Schema d'ecoulement d'un circuit du systeme 6.2. La structure modulaire
A partir du cycle de refrigeration de l'arena (figure 6.3), on a procede a modeliser les equipements du systeme de refrigeration. Chaque composante principale du systeme de refrigeration est presentee sous forme de module (figure 6.2). Les INPUT DATA sont les parametres thermodynamiques en amont de chaque composante tels que la pression, la temperature, et le debit. Les OUTPUT DATA expriment les parametres thermodynamiques en aval de la composante. Pour chaque composante, on a ses donnees geometriques et proprietes physiques exprimees par PARAMETERS. Cette configuration a l'avantage de pouvoir supprimer ou remplacer un ou plusieurs modules. Une partie des resultats (OUTPUT DATA) constitue des INPUT DATA pour le module suivant.
PARAMETERS • • • » • • 1 1 2 1 3 1 Nl OUTPUT DATA T 7 MODULE Pi INPUT ,DATA
Figure 6-2 Structure modulaire 6.2.1. Modele du condenseur
Le condenseur est divise en trois parties (figure 6.5):
• Partie desurchauffe (le refrigerant est sous forme de vapeur surchauffee). • Partie latente (le refrigerant est un melange de vapeur et liquide).
• partie sous-refroidissement (le refrigerant est sous forme liquide).
tr
p
c dj
$3 C-m m Jr* comp \£ Emp Superheating Enthalpy, fa (kJ/kg) >Figure 6-3 Cycle de refrigeration reel adapte pour l'arena
L'air ambiant est le fluide secondaire qui circule en courants-croises par rapport au dans le condenseur dans la figure 6.4.
ENTREE
AIR SORTIE AIR
CONDENSEUR 3
V W W W f
VANNEDE DETENTE ,'L | > i < | ^ = A A A A A A A ^
• 216
.'' 1 COMPRESSEUR EVAPORATEUR SORTIESAUMURE SAUMURE ENTREE
Figure 6-4 Schema du circuit d'ecoulement du systeme de refrigeration
fit Air in T2 . P2 i 2 T2 \ CONDENSEUR • Tcsat • • . I Pcsat rpAir 1 Tcsat i 1 T Air I ritref ' 1 " PI
a) Partie desurchauffe
m r e f i h ^ h ^ J m c ) (TZ-Tr)
ntref (h - h l«l "gcond )-\) U- (TlAx\ f (j, _T A \ ^ ~To«>)~Vcsa, -T"'Tatr\ \ r)
(6-1)
(6-2)
hkond' hgond e t ^cmi '• s o n t determinees a partir de la temperature de saturation dans le
condenseur rci(3/.
Sachant que : Pt = P2 = Pcsat (Pcsal : est la pression de saturation dans le condenseur)
Tableau 6-1 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie desurchauffe
Nombre d'inconnus 3inconnus: Al ,T% et Tf
Nombre d'equations 2 equations
b) Partie latente (Condensation)
mraf
(h
gco„
d-h
lcond) = (mc
p) (rr-rr)
\ J air mref(hgconJ-hlcond) = {U2M (Tcsat-Tr)-{Tcsal-T?) In f \rp rpair W / csat * 1 rp rpair \ Y csat I2 )J (6-3) (6-4)
Tableau 6-2 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie latente du condenseur Nombre d'inconnus 2 inconnus : A2 et Tf Nombre d'equations 2 equations 28
c) Partie sous-refroidissement (Subcooling)
m
re
f(h
lcond-h
2)Jmc
p) {rr-rr)
mrefi^ Icond
\rp rpair \ irp rpah \
In
{T
csal-TrJ
(TTCT
(6-5)
(6-6)
Tableau 6-3 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie sous-refroidissement
Nornbre d'inconnus 2 inconnus : A3 et T2
Nombre d'equations 2 equations
h2 : est determined a partie de (P2,T2)
On a aussi: Acond lol = Al+A2+A3 (6-7)
Tableau 6-4 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans le condenseur
Equations 1 + 2 + 7 3 + 4 + 7 5 + 6 + 7 inconnus
4,CJet T?
A
2et Tf
A e t T26.2.2. Modele de l'evaporateur et vanne de detente
De meme pour l'evaporateur et la vanne de detente on doit tenir compte des parametres physiques et geometriques de ces modules. Dans l'evaporateur on distingue deux parties differentes (figure 6.6), la partie latente (evaporation) et la partie surchauffe.
liiref f>2 T2 P3 T3 EVAPORATEUR Tesat -feirf^ VAWF OfOETBVfE
T
. out PesatFigure 6-6 Presentation modulaire de Pevaporateur d) Partie latente (Evaporation)
m ref (h„evap - ht ) - mc. V Js V*3S -'oar/ m Ah -h )-(n A I ^esa' T?s' ^esat T°u<> \?esat *3Sj In JT -TS
)
\ esat out ) , T3^ T4 P4 mSt
T*
(6-8) (6-9)Tableau 6-5 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie latente dans Pevaporateur
Nombre d'inconnus
4 inconnus : A,, T3S, T0sul, Tesat
Nombre d'equations 2 equations •=> Calcul du titre X3 = " 3 "levcp gevap levap 30
e) Partie surchauffe
mrefih, -hgevap) = \mcp\ fe -T3S) (6-10)
mref(h4-h )=(U5AA V4 *in) Vesat *3s)
In
fc-ff)
Tableau 6-6 Nombre d'inconnus versus nombre des equations dans la partie surchauffe (6-11)
Nombre d'inconnus
2 inconnus : A
5, T
ANombre d'equations
2 equations
On a aussi: AevapJot = A4 + A5 AT =T -T surchauffe 4 es (6-12) (6-13)hhmp, hgemp ,et Pesat: Sont determinees a partir de la temperature de saturation dans
l'SvaporateurT^.
Sachant que:
P = P - P 1 3 • ' 4 •* esat
(Pesat '• La pression de saturation dans l'evaporateur)
h2 =h3
(6-14)
(6-15)
En ajoutant les deux equations du compresseur celles du d^bit massique et du rendement volumique (voir section 4-2), on aura au total 13 equations avec 13 inconnus le systeme est solvable. II suffit de determiner les coefficients de transfer! thermique pour chaque partie dans le systeme. Les proprietes du refrigerant sont calculees en utilisant la subroutine PROP_DLL dans le programme de simulation. On fait appel a cette subroutine a chaque etape de calcul
pour aller chercher toutes les proprietes necessaires dans le calcul a partir de National Institute of standards and technology software package REFPROP V7.0 [15]. Cet outil nous permet de calculer les proprietes d'une large gamme de fluides frigorigenes.
6.2.3. Modele du compresseur
Le modele du compresseur est developpe selon les donnees trouvees dans la fiche technique du fabricant. Plusieurs fonctions ont ete developpees dans le programme qui nous permet de calculer les caracteristiques du compresseur.
Calcul du travail isentropique Wjs
W =P -v
is evap asp *
n-\
- 1 (6-16)
n : Est le coefficient polytropique pour un compresseur semi-hermetique.
Le coefficient polytropique est calcule par une equation empirique qui tient compte du rapport de compression [16].
Tableau 6-7 Variation du taux de compression en fonction du coefficient polytropique
Taux de compression n 2 3 4 5 6 8 10 12 Coefficient polytropique 1,325 1,258 1,24 1,234 1,232 1,228 1,225 1,224
6.2.4. Coefficient polytropique selon la courbe de tendance
Les valeurs de n du tableau 6.7, peuvent etre exprimees en fonction de xpar unpolynome de
3ime, 4™\ 5imeau 6*medegre (figure 6.7).
« = 5.563-10^-(r6)-0.0002504-(r5)+0.004579-(r4)-0.04357-(T3)+0.2282-(T2)
- 0.6284 -(T)+1.9519
(6-17)
1.34 1.32 1.3h 1.28 •2 1.26 1.24 1.22 y = -0.00046B3V + 0.01:163V - 0.09177rx + U 5 6
i=amm'r,,r.Q.mmm3.+mA%'*1:miFx.±i:so\ |.
y - - 2.582e-0O5*K5 +0.001008*x4 • 0.01518V + 0.11O2V. - 0.3877'x +1.755 y = 5.563e-006*xe - 0.0002504'x5 + 0.004579*x* - 0.04357V + 0.2282V • 0.6284*x + 1.952 • o data 1 cubic 4th degree 5th degree 6th degree \ N \ ^
*S
6 7 8 Taux de compression 10 11 12Figure 6-7 Les courbes de tendance de la variation du coefficient polytropique versus le taux compression
En regardant ces courbes, on voit clairement que le polynome est a la 6eme puissances
represente la meilleure tendance pour notre fonction (figure 6.8). 1.34 1.32 1.3 1.28h c 1.26 1.24 1.22 1.2. ° data 1 — Fitting 6th degree y =;5.563e-006*xB - 0.0002504*x5 + 0.004579*x4 H 0.04357*x^ + 0.2282*xp - 0.6284*x +1.952 V 6 7 8 Taux de compression 10 11 12
6.2.5. Debit massique du refrigerant a l'entree du condenseur corrigem m = V 1 cylindre V asP J (RPM\
I 60 J
1 r]v • Nbre, cylindre (6-18)6.2.6. Debit volumique de refrigerant Qv
Le debit volumique en CFM est donne dans le document du compresseur qui vient directement du fabricant. Qv =92 A{cfin)x\-T-\cfm 0.0004719
Ws)-0
0436™, Done: m=Qvr \
Jh
v V asP J (6-19)6.2.7. Calcul de la temperature a l'entree du condenseur 7]
T, =(r4
+273.15)-n-\\
'P (6-20)
En fin de compte, on a le debit m, Penthalpier!, et la pressionPj done on peut calculer la nouvelle enthalpie Hx. Grace a la subroutine PROPDLL on cherche toutes les proprietes
necessaires dans le calcul, a l'aide du software package REFPROP7 (National Institute of standards and technology). Une fois on calcule tous ces parametres on precede a un systeme iteratif pour les inputs tels que, le debit, la pression, et la temperature a l'entree du condenseur jusqu'a la convergence totale du systeme.
Pour augmenter l'efficacite de Pechange entre le fluide primaire le R 22 et le fluide secondaire, Pair est en contre-courant avec le R22.
•=> Coefficient de transfert thermique cote refrigerant dans la partie desurchauffe On a cree une fonction dans notre programme qui calcule le coefficient d'echange thermique pour une seule phase. Basee sur la correlation de Dittus-Boelter [17]
NuD =0.023 Re/5 Pr" (6-21)
Pour le cas de refroidissementw = 0.3, et 0 . 7 < P r < 1 6 0 le L ReD > 10.000 D,. >10 cond
Sachant que : ReD = Gcond 'D i n
Avec le debit massique dans le condenseur : Gcond - m,ef
Le debit massique dans l'evaporateur : G =
cond / It • V mref
far)
2
4 evap ( 7t Vfar)
4 *\ (6-22) (6-23) (6-24)Cette correlation est appliquee dans trois zones du systeme respectivement partie desurchauffe cote refrigerant dans le condenseur, partie sous refroidissement cote refrigerant, et partie surchauffe cote refrigerant dans l'evaporateur. Une fois, le nombre de Nusselt est calcule on en deduit le coefficient d'echange interne comme suit:
j desur ^Ud '
"-K
= - 5 —
(6-25)^> Coefficient de transfert thermique cote refrigerant dans la partie latente
Le calcul du coefficient d'echange thermique durant le processus de condensation (la partie latente) est calcule par une fonction creee dans le programme. Cette fonction tient compte de la correlation de Akers et al [18]. lis supposent dans leur etude que la condensation suit un modele annulaire. Le coefficient d'echange est local done, on est appele a integrer cette fonction pour obtenir le coefficient d'echange moyen/z^,-^"" .
r two _ phase / ^ p n 'lloc_cond - *- * 1 S-C/ " r f ' „
c = 0.0265, ,« = 0.8 for Re
;M)-5xl0
4c = 5.03, ,« = ^ /or R e ; ^ 5 x l 0
4 conrf (l-jt)+;eX'
> ^cond Iflref cond / 71'for)
2
4v v
(6
Pour notre cas, on peut ecrire :
C°_-^=0.0265-Re
; 0-
8-Pr^-A-D'ou: C_-«£" = ^ - 0 . 0 2 6 5 .
/ \0.8(l-x)
+jA
X'
0.8•Pr
X
(6
Done, l'equation (6-27) est l'expression de /? local. Mais on sait que :
i two _=phase __ * [(l1tw0 — P^ase\^v nmoy_cond ~ j\"loc_cond r*1
Si on fait un changement de variable dans l'equation (6-28), on obtient
(6
itwoj=phase •* i
moy
'-
cond~l.S-a-{x
0-x,)
[(l-x
0-af
s-{l-x
raf
s]
(6
Avec :
F, = 0.0265
f \ 0 . 8G
rD,
a =
\-in Vrv f
Mi•Pr V
De la meme maniere on a h^°-cpJ^se, h^rface, et houl done le coefficient d'echange global dans
la partie latente est exprime comme suit:
U:°
nd-
phase= - J — — - (6-30)
_ _ ! _ _ ! Atube ! *
hair A • hlw°-=Phase ucond
out in moy _cond interface
Le coefficient U^°j-phase calcule represente leC/2 dans l'equation 4 done on peut calculer la
surface partielle A2,
•=> Coefficient de transfert thermique cote refrigerant dans la partie sous refroidissement
On a procede de la meme maniere que dans le cas de la desurchauffe sauf qu'il faut tenir compte des proprietes thermodynamiques qui changent. Toujours en appliquant la correlation de Dittus-Boelter.
Le coefficient U'™*c/0'mg calcule represente lef/3 dans l'equation 6 done on peut calculer la
surface partielle A3.
•=> Coefficient de transfert thermique externe cote Air
Le calcul du coefficient d'echange thermique externe (cote Air) est calcule par une fonction creee dans le programme. Cette fonction tient compte de la correlation de Wang [19].
Pour un ecoulement externe, on a :
Nuair=J-ReDout_,ube-Vv% (6-31)
