Thermal analysis of Stirling Engine solar drivenread.pudn.com/downloads546/ebook/2254403/THEME1Complet.pdfICRE’07 University of Bejaia Thermal analysis of Stirling Engine solar driven

ICRE’07 University of Bejaia

Thermal analysis of Stirling Engine solar drivenM. Abbas

Unité de développement deséquipements solaire (UDES)

Route Nationale N° 11, B.P 365,Bou Ismail, 42415, Tipaza, Algérie

e-mail: [email protected]

N. SaidCentre de développement des énergies

renouvelables (CDER)Route de l’observatoire, Bouzareah,

Algérie

Dr. B. BoumeddaneDépartement de mécanique

Université Saad DahlebRoute de Soumàa, Blida

Algérie

Abstract— Solar energy is one of the more attractive renewableenergy sources; the conversion of the latter per thermal wayinto electricity is a major energy stake. The current systemsare primarily based on technology known as 'solardish/Stirling', which uses Stirling engines placed at the focalplan of a parabolic concentrator. The Stirling engine presentsan excellent theoretical output equivalent to the output ofCarnot one. It is with external combustion, less pollutant,silencer and request little maintenance. Thanks to theseadvantages which the Stirling engine is very interesting tostudy. The dish Stirling system studies consist on three parts;the thermal modelling of Stirling engine, optical study ofparabolic concentrator and finally the thermal study of thereceiver. The present study is dedicated only to a thermalmodeling of the Stirling engine based on the decoupledmethod ,. We evaluate, starting from an ideal adiabaticanalysis, the thermal and mechanical powers exchanged, thatwe correct then by calculating the various losses within themachine. This model led to the writing of important set ofequations algébro-differentials. The calculation programmeworked out under FORTRAN to solve this system, makes allowto calculate the performances of any types of the Stirlingengines, according to the kinematics used, the types ofregenerators, the exchangers, as well as the various workingliquids used.

I. INTRODUCTION

The rapid depletion of our natural resources has focusedattention on new energy sources and on effective means ofenergy conservation. One of the means of effective energyconservation is the Stirling engine [1].

A Stirling cycle machine operates on a closedregenerative thermodynamic cycle using a working gas, andsubjects the gas to expansion and compression processes atdifferent temperatures. Since Stirling engines are externallyheated, environmentally very clean engine having hightheoretical cycle efficiency, they can be powered using awide variety of fuels and heat sources such as, combustiblematerials, solar radiation, geothermal hot water,radioisotope energy [2]. The Stirling heat engine was firstpatented in 1816 by Robert Stirling. Since then, severalStirling engines based on his invention have been built inmany forms and sizes [3]. In solar modules, Stirling-Dish,

the solar radiation is converted to electricity in three stages.In the first stage, radiation is converted to heat by focusingthe solar radiation onto a light absorbing heat pipe by meansof a parabolic reflector. In the second stage, the heat isconverted to mechanical power by a Stirling engine. In thefinal stage, the mechanical power is converted to electricityby an alternator.

The techniques of analysis for Stirling engines can becategorized with Martini's [4] nomenclature as follows:

· Zeroth Order Analysis: as Beale formula.· First Order Analysis: (Schmidt analysis) was done in

1871 by Gustav Schmidt in which he obtainedclosed-form solutions for the special case ofsinusoidal volume variations and isothermal hot andcold spaces.

· Second Order Analysis (decoupled methods): This levelof analysis may be based on an adiabatic analysis thatsubtracts losses caused by heat transfer and flowpower losses. It relies on a modified Schmidt analysisand requires nonlinear time integration of the modelequations. It assumes adiabatic expansion andcompression regions.

· Third order analysis (coupled methods): uses controlvolumes or nodes to directly solve one-dimensional(2D and 3D) governing equations. At this level ofmodeling, the use of the computer codes is verynecessary such as GLIMPS, HFAST, CAST,FLUENT, STAR, CFX.

In the present study the thermodynamic modeling of theGamma type of Stirling-cycle engine based on thedecoupled method is performed. We evaluate, starting froman ideal adiabatic analysis, the thermal and mechanicalpowers exchanged, that we correct then by calculating thevarious losses within the machine[5]. The engine is divided into 5 control volumes, inaddition the regenerator is divided into three subdivisions,as shown in Fig. 1 [6]. The engine consists respectively ofan expansion space, E; heater H, regenerator, R; cooler, K;and a compression space, C . Heat is transferred from theexternal heat source to the working fluid in the heatersection, cyclically stored and recovered in the regenerator,

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


and rejected by the working fluid to the external heat sink inthe cooler section. The control volumes of compression and expansionspaces are variable volumes, and the volumes of H and Khave fixed volumes [7]. The conservation of mass and energy equation arewritten for each control volume of the Engine [5,6]. Acomputer program is written in FORTRAN, and theequations are solved iteratively.

Fig.1: Stirling engine configuration

II. THEORY

A. Ideal adiabatic model The adiabatic model relies on the following usual

main assumptions [5]:- The processes are considered to be reversible.- The ideal gas law can be applied to the working fluid.- The instantaneous pressure is uniform in the engine.- The compression and expansion space are adiabatic.

The general approach for deriving the equation set isto apply the equations of energy and state to each of thecontrol volume. The resulting equations are linked byapplying the continuity equation across the entire system[6].

In this ideal model, the Fluid temperature in the heatexchangers are taken as uniform and constant, in theregenerator a constant linear fluid temperature profile isassumed between HT and KT .

The mean effective fluid temperature in the threeparts of regenerator is thus obtained as the logarithmic meantemperature between HT , 1T , 2T and KT , for example:

÷÷ø

öççè

æ

-=

K

1

K1R1

TT

ln

TTT (1)

The variable volume expansion and compressionspaces; C and E depend on the kinematics used , in the caseof Swash plate, it’s expressed as respectively:

( )( )αθcos1.2

VVV SWEDEAEE +++= (2)

( )( )θcos12

VVV SWCDEACC ++= (3)

The equation of state is: mRTPV = (4)

The total mass of gas is constant and equal to:EHR3R2R1KC mmmmmmmM ++++++= (5)

The instantaneous pressure of the engine is:1

E

E

H

H

R

R

K

K

C

C

TV

TV

TV

TV

TV

M.R.P-

÷÷ø

öççè

æ++++= (6)

The equations of the mass flow rate of the interfaces areobtained by the method suggested by W R. Martini [5].They are given for i control volume by:

( )dt

mdmm 1ii,

i1i+

+ -= && (7)

For example: ( )CCK mdm -=& (8) The energy equation applied to a generalised controlvolume is written as:

( ) ( ).Tm.CddWT..mCT..mCdQ voutoutPininP +=-+ (9)

This equation is written for each control volume tocalculate the amount of heat transferred in each element ofStirling engine, for example:

( )KRKCKCKpvKK m.Tm.T.CRdp..CVdQ && --= (10)

The work done in the compression and expansion cells is:

( )÷øö

çèæ +-= αθ.sin

2VP.δW SWE

E (11)

÷÷ø

öççè

æ-= .sinθ

2V

P.δW SWCC (12)

We define the indicated efficiency as follows:

HQWη = (13)

B. Decoupled analysis In this section we adopt a "Quasi-Steady Flow"approach, in that we assume that at each instant of the cyclethe fluid behaves as though it is in steady flow.

1) Non - ideal heater and cooler We consider that the fluid temperature is different thenthe wall temperature in both exchangers. We evaluate thenew values of gas temperatures KT and HT as follow:

Compressionspace Cooler

RegeneratorHeater

Expansionspace

1 32

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


wgkK

KWKK .Ah

QTT -= (14)

wghH

HWHH .Ah

QTT -= (15)

2) Non – ideal regenerator The relationship of regenerator effectiveness ε andthermal efficiency η is:

( )úúû

ù

êêë

é-÷÷

ø

öççè

æ+

=

ε1QQ

1

ηη

Hi

Ri

i (16)

We can assimilate the regenerator as a counter-flowexchanger, its effectiveness is:

NUT1NUTε+

= (17)

With:2

AA

.NNUT R

WRST ÷÷

ø

öççè

æ

= (18)

3) Actual thermal power The actual thermal power is the sum of basic thermalpower and different thermal losses:

å å ++++= SHUTPUMPCONDRiAct QQQQQQ &&&&&&

a) Shuttle heat transfer loss

It’s done with:( )pg

CEpg2L

SHUT .LxTT..d.k0.4.S

Q-

=& (19)

b) Regenerator net enthalpy loss Can be expressed by:

( )( )ε1.TT..CmQ WKWHpRR --= && (20)

c) Regenerator wall heat leakage Can be modeled by:

( )j

froidchaudjjCOND L

TT..AkQ

-=& (21)

d) Pumping losses Can be expressed by Leo formula [5]:

( ) ( )( )

2.6g

1.6

CE

pminmaxCEp0.6

g

p.PUMP .x.

TTR..freq.CPP2.

.1.5

TT.2.L.

kπ.d

Q ÷÷ø

öççè

æ-

--÷÷ø

öççè

æ=&

(22)

4) Actual mechanical power

The actual mechanical power is equal to:

å --= fricwiAct WWWW &&&& (23)

a) Pressure drop loss We can determine the new value of work doneby integrating over the complete cycle, and isolate thepumping loss term as follows as:

( ) ( )( ) ( ) ΔWWVΣΔP.dVdVdPW iEEC -=-+= òò (24)

Where:( )

.dθdθVd

.ΔPΔW2π

0

5

1i

Eiò å ÷

÷ø

öççè

æ=

=

(25)

The pressure drop in the 3 exchangers can be expressed as:

.Ad

.u.Vμ.2.CΔP

2h

ref= (26)

refC can be according to the following equation:

fref Re.CC = (27)

III. NUMERICAL METHOD

We must solve a system of 30 equations non linearamong which 10 differential equations that should beintegrated numerically for specific configurations andoperating conditions.

Because of its cyclic nature, the system can be formedas an initial value problem by assigning arbitrary initialconditions, and integrating the equations through severalcomplete cycles until a cyclic steady state has been attained.According to Ureili et Berchowitz [5], the most sensitivemeasure of convergence to cyclic steady state is the residualregenerator heat RQ at the end of the cycle, which shouldbe zero.

IV. RESULTS AND DISCUSIONS

The computer program prepared in FORTRAN isapplied to a Stirling engine known as “ORGAN machine”[8]. Air is used as the working gas, the compression andexpansion space initial gas temperatures are taken as 875and 285 K, respectively. The results are obtained using theparameters given in Table 1. The simulation of a kinematicsStirling engine led to the P–V diagram given in Fig. 2. Wecan notice however that the diagram obtained differs alreadyappreciably from that of the theoretical cycle of Stirling,although does not correspond yet to the real diagram.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Fig.2. P-V diagram

The variation of temperatures of the control volumes withcrank angle are shown in fig.3. We can remark that:· The expansion control volume temperature is on average

less low than that of the wall of the heater but there ishowever part of the cycle where it him is higher.

· The cyclic variation of the gas temperature in theexpansion space is larger that space compression one.

Fig.3: Temperatures variation in Stirling engine

Fig. 4 show the mass flow rate variation in differentspaces with crank angle, the figure show that the variationamplitude of flow rates is larger in the cold space. Thepositive flow rate period is more important that the negativeflow rate one; and there are values of the phase for which allthe flow rates are equal. this phenomenon occurs at the time

of each extremum of pressure.

Fig. 4. Flow rates in controls volume of engine.

Fig. 5 shows the heats accumulate transferred over thecycle. The most significant aspect of this diagram is the:

· Considerable amount of heat transferred in theregenerator over the cycle. This tends to indicate thatthe engine performance depends critically on theregenerator effectiveness.

· Significantly the energy rejected by the gas to theregenerator matrix in the first half of the cycle isequal to the energy absorbed by the gas from thematrix in the second half of the cycle, thus the netheat transfer to the regenerator over a cycle is zero.

Fig.5: Heat accumulated in engine

A. Influence of losses on the stirling engine performances Fig. 6 illustrates the influence of the imperfection ofcooler and heater on the Stirling engine performances.Notice that the mean temperature of the gas in the heaterspace is 53.9 degrees below that of the heater wall, andsimilarly the mean temperature of the gas in the coolerspace is 11 degrees above that of the cooler wall. Thislower temperature range of operation reduced the outputpower, and the thermal efficiency.

Fig. 7 illustrates the pressure drop in the 3 heatexchangers in Stirling engine. Note the relative magnitudeof the regenerator pressure drop with respect to those of theheater and cooler.

TABLEAU 1.DATA USED TO ANALYSISTHE STIRLING ENGINE [6,11]

Type engine GammaWork fluid HydrogenEngine speed 2000 rpmAverage pressure 15 MpaPhase angle 90 degreeSwept volume per cylinder 134 CCCompression dead volume 28 CCExpansion dead volume 33 CC

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Fig. 6: Influence of the imperfection of heater and cooler

Fig.7. Pressure drop in heat exchangers

Fig. 8 shows the effect of regenerator effectivenessε on thermal efficiency η . Notice that the thermalefficiency η drops from more than 60% to less than 10%.Thus we see that for highly effective regenerators a 1%reduction in regenerator effectiveness results in a morethan 5% reduction in thermal efficiency η .

Fig.8: Regenerator effectiveness influence

Furthermore we see that if one has a regeneratorthat has an effectiveness of 0.8, the thermal efficiency hasdropped by half to around 30%. This not only means asignificantly less efficient machine. Obviously we need to

have a means of determining the actual regeneratoreffectiveness in any specific machine [7].

CONCLUSION

The following conclusions are derived from theanalysis:

· The analysis provides the necessary data for thecomparison of several aspects of the Stirling-cycleengine.

· The Stirling engine can be designed using theresults of this analysis.

· The regenerator effectiveness must be more than80%.

· The progression of the gas work pressure must beensured by a good sealing.

· The phase angle must be 90 degrees.· A sensitivity study of different parameters is

necessary, to known their influence to the Stirlingengine performances.

ACKNOWLEDGEMENT

The support of UDES (Unité de développementdes équipements solaires), CDER (Mr N. Said) and Blidauniversity( Mr Boumedanne) is gratefully acknowledged.

REFERENCES[1] Can Çinar, Halit Karabulut. ”Manufacturing andtesting of a gamma type Stirling engine”, Renewable Energy30 (2005) 57–66.

[2] ö. Ercan Ataer, H. Karabulut, ”Thermodynamic analysisof the V-type Stirling-cycle refrigerator”, InternationalJournal of Refrigeration 30 (2005) 1–7.

[3] Kongtragool B, Wongwises S. ”A review of solar-powered Stirling engines and low temperature differentialStirling engines. ” Renewable and Sustainable EnergyReviews 2003;7(2):131–54.

[4] Rodger W. Dyson, Scott D. Wilson, Roy C. Tew”Review of Computational Stirling Analysis Methods”,NASA/TM—2004-213300, AIAA–2004–5582.

[5] M. Abbas ”Simulation Numérique d’un cycle demoteur Stirling solaire de type gamma par la méthodedécouplée”mémoire de Magister, Université de Blida, 2006.

[6] I. Ureili, D.M. Berchowitz: ”Stirling Cycle Analysis”.Published by Adam Hilger Ltd. Bristol. Version actualiséede ce livre est disponible sur le site personnel du professeurIsraël Ureili : www.ent.ohiou.edu

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://www.ent.ohiou.edu/


[7] Sébastien Bonnet ”Moteurs thermiques à apport dechaleur externe: étude d’un moteur Stirling et d’un moteurEricsson. ” Université de Pau et des Pays de l'Adour, 2005.

[8] Pascal Stouffs : “Conception et réalisation d’un moteurStirling de 1KW électrique destiné à la production combinéed’électricité et d’eau chaude à partir d’énergie solaire”.Journée d’études SFT, France, 14 Octobre 1999.

NOMENCLATURE

Subscripts and Superscripts

Act Actual

C Compression space

CK Interface between compression space and cooler

dea Dead volume

E Expansion space

Fric Friction

g gas

H heater

HE Interface between heater and expansion space

i Ideal , number of control volume

K Cooler

KR Interface between part 1 of regenerator and cooler

Pump Pumpage

R Regenerator

R1 Part 1 of regenerator



R1R2 Interface between part1 and part2 of regenerator

R2R3 Interface between part1 and part2 of regenerator

R3H Interface between part 3 of regenerator and heater

sw Swept volume

Shut Shuttle losses

wg wetted area

Wk Cooler wall

Wh Heater wall

Greek symbols

A Area (section) m2

Cf Friction coefficient

refC Reynolds Friction Coefficient

pC Pressure constant heat capacity J.kg-1.K-1

vC Volume constant heat capacity J.kg-1.K-1

m Masse kg

m& Flow rate Kg / s

NUT Number unit transfer

STN Stanton Number

P Pressure Pascal

Q Heat J

R Ideal gas constant J.kg-1.K-1

Re Reynolds Number

LS Piston course m

W Work J

gx Displacers- cylinder Clearance m

α Phase angle piston- displacer rad

ε Regenerator effectiveness

η Engine thermal efficiency

θ Rotation angle rad

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

1

MODELISATION ET CONCEPTION D’UN CHAUFFE-EAU SOLAIRE

El Hassan ACHOUYAB1,2 *, Bennasser BAHRAR2

1 Laboratoire de Mécanique & Energétique, Faculté des sciences, Rabat-Maroc2 Laboratoire de Mécanique des Fluides & Energétique, ENSET, Mohammedia - Maroc

* e-mail: [email protected]

Résumé : le solaire thermique est une énergie gratuite et renouvelable, peut participer à l'économie de l'énergie,ce qui, par conséquent, réduit la facture énergétique. Nous présentons dans cette étude une application de cetteénergie renouvelable.L'objectif essentiel de ce travail concerne la conception et la réalisation d'un chauffe-eau solaire, destiné auxrégions où l'eau ne gèle pas. Ce modèle (chauffe-eau solaire) permet des économies de 50 à 80 % de la factureénergétique en moyenne annuelle, possède deux modes de fonctionnement (mode saison solaire SS et modesaison froide Sf) et offre la possibilité d’utiliser directement de l’eau chaude dans le cas de l’ensoleillementfaible.

Mots clés :Énergies renouvelables, Chauffe-eau solaire, conception, réalisation, Chauffage solaire, capteur solairethermique, économie d'énergie, respect de l'environnement, absorbeur, préchauffage de l'eau, mode saisonsolaire, mode saison froide, l’ensoleillement faible, Productivité, rendement, Besoins d’eau chaude, prototype.

Summary: solar thermics is energy free and renewable, can take part in the energy saving, which, consequently,reduced the energy invoice. We present in this study an application of this renewable energy.The essential objective of this work relates to the design and the realization of a solar-fired heater, intended forthe areas where water does not freeze. This model (solar-fired heater) allows savings in 50 to 80 % of the energyinvoice on average annual, has two operating modes (mode solar season SS and mode cold season Sf) and makesit possible to directly use hot water in the case of the weak sunning.

Key words:Renewable energies, Solar-fired heater, design, realization, solar Heating, thermal solar collector, energy saving,respect of the environment, absorber, pre-heating of water, solar season mode, cold season mode, weak sunning,Productivity, output, Needs for hot water, prototype.

Nomenclature

Becs Besoins d’eau chaude solaire, kWh/j A Surface, m2

Vecs volume d'eau chaude par personne, l/j T Température, KTecs Température d'eau chaude solaire, K Ta Température ambiante, KNp nombre de personnes I flux du rayonnement, W/m2

Tm Température moyenne dans le capteur, K B coefficient de gain du capteurK coefficient des pertes du capteur, W/m2.0C Qu puissance cédée au fluide, WQa puissance solaire absorbée, W Qp puissance perdue, WUAV coefficient de déperditions face avant, W/m2.K SS saison solaireUAR coefficient de déperditions face arrière, W/m2.K Sf saison froideG éclairement énergétique global, W/m2

St Coefficient de transmissionD Mode de fonctionnement Sa Coefficient d’absorption

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

mailto:[email protected]

2

1. Introduction:

Le chauffage solaire s'est développé dans de nombreux pays européens au cours desdernières années: en Allemagne, Autriche, Suisse, Grèce, Hollande, Danemark...La France comptait 726 500 m² de capteurs solaire thermique en 2003, l'Allemagne (5,4Mm²), la Grèce (2,9 Mm²) et l'Autriche (2,7 Mm²) [3], [4], [5], [6].

Le Maroc a programmé beaucoup d’actions sur la période 2006-2012 pour augmenterl’utilisation de l’énergie renouvelable [7]. D’après la belle formule de Gottfried Haas,ambassadeur de la république fédérale d’Allemagne au Maroc : " Vu son énorme potentiel, leMaroc doit avoir des parcs éoliens et solaires qui diront chaque jour : bonjour Europe" [7].C'est dans ce contexte que s'inscrit notre travail de publication. Ces principaux objectifs sont :

- Le respect de l'environnement en évitant le rejet de CO2.- La préservation des ressources naturelles (économie d’énergie, recours aux énergies

renouvelables) [8].- L'autonomie et le confort des utilisateurs (préchauffer l’eau).

Le Chauffe-eau Solaire possède deux modes de fonctionnement : mode saison solaire SS etmode saison froide Sf. Il offre la possibilité d’utiliser directement de l’eau chaude dans le casde l’ensoleillement faible.

2. Le chauffe-eau solaire

2.1. Objectifs opérationnels:

Le Chauffe-eau Solaire permet :- des économies de 50 à 80 % de la facture énergétique en moyenne annuelle (économie

d'énergie).- d'éviter le rejet de CO2 dans l'atmosphère et dans la maison (non polluant).- d'éviter les dangers de CO2 et autres dangers liés au chauffe-eau non solaire (sécurisé).- des économises de l’argent.

2.2. Fonctionnement, Schéma de principe

Le flux solaire peut être directement converti en chaleur par l'intermédiaire de capteursolaire thermique (Figure 1) [1], [2]. La chaleur est récupérée grâce à l’eau, qui s'échauffe encirculant dans un absorbeur. Le Chauffe-eau solaire permettra, en été et mi-saison, lechauffage de l'eau. En hiver, ce chauffe-eau permettra, également, le préchauffage de l'eau,quant au complément il est assuré par l'énergie d'appoint.

Le mode de fonctionnement du Chauffe-eau solaire peut être exprimé par l'équationbooléenne suivante [1], [2]:

Sf SSD Å= (1)En été, le chauffe-eau solaire peut fonctionner en mode saison solaire D = SS = 1 et Sf = 0.

En hiver, ce chauffe-eau solaire peut fonctionner en mode saison faible solaire D = Sf = 1 etSS = 0.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

3

Figure 1 : Schéma de principe

2.3. Le capteur solaire.

On donne ci-après (Figure 2) la conception du capteur solaire du chauffe eau solaire encoupe partielle avec les matériaux des éléments constituants de ce capteur. Cette conceptionpeut donner un produit de meilleures performances, mais dans un premier temps on utilise uncapteur, sans vitrage, qui peut être employer dans des régions où le flux du rayonnement estsupérieur où égale à 3,5 KW/m2.

Figure 2 : Capteur solaire en coupe partielle

2.4. Les besoins énergétiques:

Les besoins énergétiques peuvent être calculés par l’expression suivante [9]:

NpTTVB aecsecsecs ).(., -= 161 (2)

2.5. Bilan énergétique global

En régime permanent de fonctionnement, on obtient l’équation caractéristique d’un capteursolaire plan en écrivant son bilan énergétique global [9].

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

4

QpQaQu -= (3)

La puissance absorbée, en Watts, est donnée par l’expression:

GAQa SSat= (4)

Les puissances correspondant aux pertes thermiques sont:ARAVP QQQ -= (5)

)( amAVAV TTAUQ -= (6)Avec

)( amARAR TTAUQ -= (7)

2.6. Productivité et rendement

La production énergétique instantanée d'un capteur solaire est donnée par [9]:( )[ ]am TTKIBAQu --= . (8)

Pour un capteur plan :8070 ,, << B Et 104 << K (9)

Productivité en fonction de K pour deuxvaleurs de B

0

100

200

300

400

500

600

700

4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5 8 8,5 9 9,5 10 K

Prod

uctiv

ité (w

/m2)

B=0,7

B=0,8

Rendement en fonction de K pour deuxvaleurs de B

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

70%

80%

4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5 8 8,5 9 9,5 10 K

Ren

dem

ent

B=0,7B=0,8

Figure 3: Productivité en fonction de K et B [1], [2] Figure 4: Rendement en fonction de K et B [1], [2]

3. Résultats et prototypes

A titre d'application, nous avons réalisé un prototype donné ci-après (figures 5,6..10):

Figure 5: Prototype du chauffe-eau solaire

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5

Figure 6: Conduites saison froide et saison chaude

Figure 7: Voies: eau chaude /eau froide Figure 8: Vanne vers sanitaire et/ou douche

Figure 9: Ballon lié au capteur Figure 10: Clapet anti-retour

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

6

4. Conclusion

Le chauffe-eau solaire présente l’avantage d’avoir une conception simple ainsi qu’unetotale autonomie énergétique pendant la production de l'eau chaude. Le prototype, réalisé sansvitrage, est expérimenté et donne de bon résultat.

Ce chauffe-eau solaire peut donner de meilleurs résultats, avec vitrage et isolationrenforcée (étanchéité). Notre prochain objectif est d’étudier, d'évaluer à travers sonrendement, sa productivité et les matériaux isolants, les performances de ce produit.

Références

[1] E.H. ACHOUYAB, A. BAHRAR, chauffe-eau solaire individuel. Colloque International Sur lesEnergies Renouvelables CER’2007. Oujda, 4-5 Mai 2007.

[2] E.H. ACHOUYAB et all, différentes installations d'un chauffe-eau solaire. Colloque Surles Energies Renouvelables, Enjeux pour l'Economie et l'environnement, ENSETMohammedia, 20 -21 avril 2006.

[3] www.ciele.org[4] http://www.canren.gc.ca[5] http://www.institut-solaire.com[6] www.outilssolaires.com, www.clipsol.com[7] La Gazette du Maroc- N°464 - 20 Mars 2006[8] Rapport RDH50, Maroc, janvier 2006[9] ADEM, Agence de l’Environnement et de la Maîtrise de l’Energie, Avril 2002

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Réduction des Pertes Thermiques pour l’Absorbeurd’un Concentrateur Cylindro-Parabolique pour

différents gazMerzaka Ameghchouche; Hocine Ben moussaDépartement de mécanique Faculté des sciences del’ingénieur, Université El-Hadj Lakhdar de Batna,

Algé[email protected]

Ahmed Hazem; Ammar BenderradjiDépartement de mécanique Faculté des sciences del’ingénieur, Université El-Hadj Lakhdar de Batna,

Algé[email protected]

RESUME— L'analyse des pertes thermiques dans unconcentrateur cylindro-parabolique est une problématiquecomplexe émergeant de contextes applicatifs variés. Ce travailélabore un ensemble d'outils répondant à ces attentes, et lesappliqués à la résolution de ce problème. Le travail analytiqueconsiste à calculer les pertes de chaleur par conductionthermique et convection naturelle dans les géométries del'espace l'annulaire de l’absorbeur solaire par des méthodesnumériques en utilisant un programme informatique enPascal. Les techniques étudiées pour réduire les pertes dechaleur incluent l’usage d'autres gaz que l'air dans l'espaceannulaire. La configuration de l’absorbeur choisie pourl'étude est typique de celle utilisée dans les systèmes solairestester aux laboratoires du Sandia.

I. INTRODUCTION

Un appareil efficace pour la collection d'énergiesolaire qui a réussi à tiré l'attention est ce qu'on appel lecollecteur solaire cylindro-parabolique. Dans cet appareil untube du receveur circulaire avec une couche sélectiveconvenable, est joint par une enveloppe du verreconcentrique et a situé le long de la ligne focale d'unréflecteur cylindro-parabolique. Les processus du transfertde la chaleur qui se produisent dans l'espace annulaire entrele tube du receveur et l'enveloppe du verre sont importantsde les déterminer sur toutes les pertes de chaleur del'ensemble du receveur.

Dans l'ordre d'améliorer l'efficacité totale duconcentrateur cylindro-parabolique, plusieurs méthodesutiles pour la réduction de perte d'énergie par conductionthermique et convection dans le concentrateur sontconsidérées. Cette étude consiste à étudier la méthode deréduction des pertes d'énergie dans un absorbeur : utilisationd'autres gaz que l'air.

L'objectif principal de ce présent travail peut êtreconsidéré comme une étude visant a valider les résultatsnumériques par des résultats expérimental effectués par le

laboratoire SANDIA et a mettre en évidence les difficultésliées aux pertes.

II. EQUATIONS GENERALES

A. Corrélations des coefficients de convection· Le coefficient de convection entre l'élément chauffant

et le tube en acier h12 : (la convection libre estsupprimée et le transfert de chaleur par conductionprédomine ) .

( )121air12 /rln(rr/Kh = (1)

· Le coefficient de convection entre le tube de l'acier etdu verre h34 est défini par les équations suivantes:

1)/r(rλb)/rln(rrK

4334334 ++

=h (2)

úû

ùêë

é+--

=1)2( γ59 γ

aa2b (3)

Selon la littérature de la technologie du vide indiquantque la conductivité thermique d’un gaz est une fonction dupas du parcours moyen des molécules de gaz. Ce dernierd’un gaz enfermé dans une cavité est donné par la relation[7] :

n2σ2π1λ = (4)

· Le coefficient de convection entre le verre etl’ambiance h5a : deux cas sont considérés, selon [3]:

)(Reh5a Df= Où ReD est basé sur le diamètre

νVDReD = (5)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia




· 1er cas : ReD @ 0 (Convection naturelle de l'air)

úûù

êëé -

=D

)T(T0.314h 45

5a (6)

· 2eme cas : 0<ReD<2.5×105 (convection forcée laminaire)

mD

air5a CRe

DK

h = (7)

C et m peuvent être trouvés dans [ 3 ].

B. Constantes géométriques utilisées

Les constantes géométriques ( 1r , 2r , 3r , 4r , 5r ) utilisésdans la simulation numérique sont les mêmes prises dans[4].Les autres paramètres sont représentés ci-dessous:a) les propriétés radiativese1 = 0.95 ; e2 = 0.85 ; e3 = variable (voir propriété enfonction de la température); e4 = 0.92; e5 = 0.92; s=5.6693x10-12 W / cm2. K4.b) Les conditions de l’ambiance et de l'espace annulaireTa =298 KPatm =8.379 ×104 PaV : variable ( 0 ≤ V ≤ 10 m/s)Pan : variable (10-1 ≤ Pan ≤ 105 Pa)Les gaz dans l'espace annulaire= variables (azote, air, argon,krypton, xénon).c)Les paramètres physiques dépendent de la température.ε3 : (émissivité thermique de tube absorbeur). ε3 (373 K) =0.15 ε3 (573 K) =0.20, 0.25, ou 0.30Ks (Conductivité thermique du tube en acier)Ks (273 K) =58.9 W/m.KKs (573 K) =45.0 W/m.KKg (Conductivité thermique du verre).Kg (293 K) =1.26 W/m.KKg (373 K) =1.33 W/m.KKg (573 K) =1.66 W/m.K

C. Gaz de remplacementDans les conditions normales, l'air, l'hydrogène et les

gaz nobles peuvent être convenablement décrit comme gazparfait. Pour la détermination de la conductivité thermiquepour les gaz parfait, on a deux cas :

Gaz monoatomique [3]: MR)415(K m= (8)

Gaz polyatomique [3]: μ)MR

45(CK p+= (9)

D. Caractéristiques des gaz de remplacementParmi les gaz de remplacement de l’air on a considéré

quatre gaz- l’argon, le xénon, l’azote et le krypton. Leurscaractéristiques thermophysiques sont présentées dans letableau (1).

Tableau (1) : Propriétés des gaz

Principaux gaz de remplacement

Gaz

Désignationdu gaz

Masse

molaire

(gr/mole)

Cp

(KJ/K

g.K)

Cv

(KJ/K

g.K)

Masse

volumique

(Kg/m

3)

AirAzoteArgon

KryptonXénon

-N2AKrXe

28.97028.01339.94883.800131.30

1.00351.04160.52030.25000.1600

0.71650.74480.31220.15100.0970

1.2921.2501.7833.6805.850

E. Caractéristiques des gaz de remplacementUn modèle thermique est utilisé pour la prédiction des

pertes thermiques de l’absorbeur des concentrateurscylindro-parabolique. Les coefficients des pertes thermiquessont déterminés comme étant une fonction de la température.En reliant les pertes thermiques à la température del’absorbeur, on élimine le besoin de spécifier la températuredu fluide à l’entrée et à la sortie, Le modèle unidimensionnelradial considéré en régime stationnaire et que le tubeabsorbeur et son couvert sont considérés comme grisdiffusent et absorbent des radiations thermiques. Leshypothèses utilisées pour le calcul sont ceux énumérés dans[3] et [4]. Le débit des pertes thermiques à partir du tubeabsorbeur est déterminé en résolvant les équations de bilan,relatives aux cinq surfaces, itérativement :

Fig. 1. Coupe du tube absorbeur

F. Le bilan thermique

( ))T(Th

1)(1//rr1/TT

2/rq 21122211

42

41

1 εεσ

-+-+

-=& (10)

Enveloppede verre

r4

r5

r2

Elémentchauffant

Tube dureceveur

r1

T

P

3r

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


( ))/r(rlnr)T-(TK)T(Th

1)(1//rr1/TT

231

32s2112

2211

42

41

εεσ

=-+-+

- (11)

( )1)(1//r1/

TT)T(Th)/r(rlnr)T-(TK

4433

44

43

4334233

32s

εεσ

-+-

+-=r

(12)

( ))/r(rlnr)T-(TK

1)(1//rr1/TT)T(Th

453

54g

4433

44

43

4334 εεσ

=-+

-+- (13)

( )4a

455a55a

455

54g TT)T(Th)/r(rlnr)T-(TK σε -+-= (14)

G. Interprétation et validation des résultatsLe choix des gaz alternatifs pour la réduction des pertes

thermiques de l'ensemble de l’absorbeur commence enexaminant, les données de la conductivité thermiquedisponible pour les gaz, de la théorie des cinétiques des gaz.Les considérations supplémentaires utilisées dans la sélectionde ces gaz incluent :

· Que les gaz sont abondants et / ou raisonnablementbon marché.

· Que les gaz sont non toxiques et non corrosifs.

L'azote, en comprenant 78,1% de l'air par volume, a étésélectionné comme le gaz de référence pour les études dugaz alternatif.

L’utilisation de gaz autres que l'air dans l'espaceannulaire de l’absorbeur devrait réduire les pertesthermiques. Cela est illustré dans la fig.2et fig.3 lesquellescomparent l'usage de l'argon, l’air, et le bioxyde du carbonedans l'espace annulaire. Bien que le bioxyde du carbone àune conductivité thermique inférieure que celle de l'air(0.031 W/m-K comparée à 0.048 W/m-K à 477 K).

Deux pressions du fonctionnement ont été sélectionnéespour l’analyse: 105 Pa et 6.6*103 Pa. Les résultats des testsconduits avec des pressions de 6.6*103 Pa dans l’espaceannulaire sont représentés dans la figure (5) .

L’analyse des résultats des figures (5 ; 6) indiquent que lekrypton et le xénon fournissent le minimum des pertesthermiques totales, contrairement à l’azote. La figure (7)présente les résultats expérimentaux d’une comparaisonentre les gaz inertes utilisés dans l’espace annulaire

Les figures (5 ;6) présentent les pertes thermiques totalesdans l’ensemble de l’absorbeur en fonction de la températurede tube absorbeur. Le remplacement de l’air avec d’autresgaz sont considérés dans notre analyse avec une pression del’espace annulaire de l’ordre de 105 Pa, on remarque que leXénon et le Krypton suivis par l’Argon, ont des pertesthermiques très faibles par rapport à l’azote. Même chosedans les figures (2 ;3) seulement dans ce cas la pression del’espace annulaire est de l’ordre de 6.6*103 Pa, les résultatsmontrent toujours que le Xénon et le Krypton ont de faiblespertes. Les résultats pour le xénon et le krypton à pressions

de l’espace annulaire maintenue à 6.6*103 Pa sontparticulièrement remarquables. A 573 K et 6.6*103 Pa, lestaux des pertes thermiques mesurées pour le krypton (108W/m) et le xénon (95 W/m) sont comparables à ceux obtenuspar évacuation de l'espace annulaire aux pressions dans lagamme de 5 Pa à 5*10-1Pa.

Les figures (8 ;9) montrent les pertes thermiques pour lesgaz de remplacement à différentes pressions, on remarqueque l’air a des pertes thermiques faibles à des pressions del’espace annulaire égales à 0.66 et 3.2 Pa, par rapport auXénon et le Krypton. Ces figures présentes les différentestechniques comparant l’usage des gaz inertes dans l'espaceannulaire. Les réductions des pertes thermiques sontminimales uniquement si le gaz de l'espace annulaire estmaintenu à des pressions au-dessous de 1 Pa.

Finalement, les figures (11 ; 12) représentent d’autres gazque ceux présentés dans l’expérimental, leurs effets sur ladiminution des pertes thermique sont toujours inférieurs àl’azote mais, supérieure au Xénon qui reste pour le momentle meilleur gaz alternatif sous toutes pressions defonctionnements possibles.

Comme une note définitive, d'un point de vue del'économie, l'utilisation de krypton ou du xénon comme ungaz remplaçant est pratique, seulement quand les petitesquantités du gaz sont exigées. Alors le xénon et le kryptonsont beaucoup moins abondants que l’argon. En utilisant lekrypton et le xénon à des pressions inférieures à la pressionatmosphérique, la quantité de gaz exigé peut être réduiteconsidérablement. Cette considération, est associé avec lefait que les réductions des pertes thermiques efficaces pour lexénon et le krypton sont plus grandes qu’à pression réduite.

L’utilisation d’autres gaz que l’air dans l’espaceannulaire pourrait diminuer les pertes thermiques parconduction à cause de leur coefficient de conductivité qui estinférieur à celui de l’air. Les figures montrent que l’argonpeut améliorer les pertes thermiques avec sa faibleconductivité par rapport à l’azote. L’argon est égalementchimiquement inerte et abondant et moins cher que les autresgaz. L’utilisation du krypton et du xénon, moins abondantsque l’argon, du point de vue économique sont très chers.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


460 480 500 520 540 560 580 600 620

Température du tube absorbeur (°K)

0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2ArKrXe

Fig. 2. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu a P=105 Pa, par l’équationsemi empirique.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2ArKrXe

Fig. 3. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifsmaintenu a P=105 Pa, par itération, méthode de Newton.

Fig. 4. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu a P=105 Pa, donnés parl’expérimentation.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2(6600)N2(100000)ArKrXe

Fig.5. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu a P=6.6*103 Pa, par l’équationsemi empirique.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2(100000)N2(6600)ArKrXe

Fig.6. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu a P=6.6*103 Pa, par itération,méthode de Newton.

Fig.7. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu a P=6.6*103 Pa, données parl’expérimentation.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2(100000)Ar(100000)Ar(6600)Kr(6600)Xe(6600)Air(3.2)Air(0.66)

Fig.8. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu à différentes pressions, parl’équation semi empirique.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

N2(100000)Ar(100000)Ar(6600)Kr(6600)Xe(6600)air(3.2)air(0.66)

Fig.9. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu à différentes pressions, paritération, méthode de Newton.

Fig.10. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu à différentes pressions,données par l’expérimentation.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

275

300

325

350

375

400

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r(W

/m)

XeN2C2H4CH4C3H8

Fig.11. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu à P=105 Pa, par itération,méthode de Newton.

460 480 500 520 540 560 580 600 620


0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

275

300

325

350

375

400

Pert

es d

e ch

aleu

r to

tale

dan

s l'e

nsem

ble

abso

rbeu

r (W

/m)

XeN2O2CONECO2

Fig.12. Pertes thermiques totales en fonction de la température du tubeabsorbeur pour des gaz alternatifs maintenu à P=105 Pa, par itération,méthode de Newton.

III. CONCLUSION

L’étude numérique et expérimentale ont montré qu’il estpossible de calculer, d’une façon approchée, les pertesthermiques et les températures correspondantes du tubeabsorbeur ainsi que du tube en verre, comme étant fonctionde la pression de l’espace annulaire. Les techniques utiliséespour la réduction du transfert de chaleur par conductioninclus l’utilisation d’autres gaz autre que l’air dans l’espaceannulaire.

La configuration choisie pour notre étude est similaire àcelle de Sandia laboratories. Les réductions significatives despertes thermiques d’environ 50 % peuvent être accompli enmaintenant la pression au-dessous de 102 Pa. L’utilisation del’argon comme gaz annulaire est une pratique rentable pourréduire les pertes thermiques. Pour un tube absorbeurtravaillant à une température donnée, un gain des pertesthermiques de 25 à 30 W/m peut être réalisé en remplaçantl’air avec de l’argon. En effet l’argon peut amélioré lespertes thermiques grâce à sa faible conductivité thermiquepar rapport à l’azote. L’utilisation du krypton et du xénon,

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


moins abondant que l’argon, du point de vue économique esttrès cher.

REFERENCES

[1] RENE FRANCOIS BIZEC « la recherche sur les énergies nouvelles»Sciences édition (1980).

[2] G. A. BOUTRY: «physique appliquée aux industries du vide et del'électronique» tome II édition Masson et Cie (1962).

[3] Arthur C. Ratzel, Charles E. Simpson «heat loss reduction techniquefor annular solar receiver designs» (1979).

[4] Thomas D.Harisson, Gary N. Bond, Arhtur C. Ratzel « designconsiderations for a proposed passive vacuum solar annular receive»(1979).

[5] TREADWELL G.W. “Design Considerations for Parabolic-Cylindical Solar Collectors”, SAND76-0082, Sandia Laboratories,Albuquerque, NM, (July 1976).

[6] DUSHMAN S. “ Scientific Fondations of Vacuum Technique ” ,Lafferty J.M eds , John Wiley and Sons inc , New York ( 1962 ) .

[7] BECK A. H. , EDS , “ Handbook of Vacuum Physics , Volume 1 :Gases ans Vacuum ” , Pergamon Press , London ( 1966 ) .

[8] S. C. MULLICK, S. NANDA «An improved technique for computingthe heat loss factor of a tubular absorber» (1989).

[9] ARTHUR C. RATZEL,CHARLES E. SIMPSON «heat lossreduction technique for annular solar receiver designs» (1979).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Emissivity influence on the radiatives thermalproperties of opaque materials according to the

temperatureN. Baba Ahmed*

Material sciences and energetics laboratory* Mechanical sciences Department, Faculty of the Engineering,Abou Bekr Belkaid University of Tlemcen - BP 230 - chetouan –

13000, Tlemcen [email protected]

A. Benmoussat*

Material sciences and energetics laboratory* Mechanical sciences Department, Faculty of the Engineering,Abou Bekr Belkaid University of Tlemcen - BP 230 - chetouan –

13000, Tlemcen [email protected]

Abstract

Thermal properties of opaque materials are studied byconsidering their radiative transfers properties, particularlytheir total emissivity. It depends of material nature, thesurface quality, temperature and the measurementwavelength. Total emissivity measurements of opaquesamples on a temperature range around the ambient onewere taken by direct method based on the temperaturemodulation of sample and the infra-red signal processingresulting from surface. The radiometric technique wasapplied to total emissivity measurement in the temperaturerange 10 - 60°C for Nickel samples. Total emissivitymeasurements values obtained according to the temperaturewere modelled to establish linear correlations. Coupling ofnumerical method are used: optimal linearization tooptimize the non linear parameters and the finite elementsmethod were applied to the non linear problem of heattransfer where the thermal conductivity, the specific heatand the studied material emissivity depend on thetemperature. The non linear equation resolution of heat andmeasurements values obtained according to the temperatureis in joint agreement.Results showed that the applied coupling numericalmethods, optimal linearization and finite elementsconfirmed the temperature modulation following theemissivity dependence according to the temperature. Thismodulation is represented by a damping of temperature intime and space. The temperature variation through thesample is well in periodic form and deadened due toabsorption effect by sample thermal radiation, consequentlythe temperature decreases.

Keys Words: opaque materials - thermal properties –thermal emissivity – Modelling - optimal linearizationmethod – finite elements method – Temperaturemodulation

I. Introduction:

The thermal properties of opaque materials such asmetallic materials considering their radiative properties,particularly their emissivity present a large field ofengineering application such as cast iron manufacture ofhigh quality, austenization of sheet iron by laser (thermalconditioning of the laser), climatic and solar environment(thermal conversion solar , glass development... The thermaltransfer modeling requires a good knowledge of materialradiative properties. The emissivity radiative propertydepends on a large factors number such as chemicalcomposition of material (dielectric or conductor), surfacequality and geometry (roughness, oxidation, stains...),material thickness, temperature, measurement angle,spectral band of this measurement and wavelength to whichmeasurement is carried out... however there are not directcorrelations between the material emissivity according tothese factors [1].

The most relevant parameter to describe theradiative transfers of opaque materials is the total emissivitythat expresses the materials capacity to absorb or to emitinfrared energy. The calculated emissivity values, in mostcases are supplemented and checked by appropriatesmeasurements particularly at low temperature around theambient one. The measurement techniques emissivityaccording to various measuring criteria were developed byseveral authors [2-4]. In this paper we will present a directmethod proposed and developed in our laboratory todetermine total emissivity values measurement of opaquematerials samples in temperature range around the ambientone based on the sample temperature modulation and theinfrared signal processing resulting of the sample surface.We associate the reflective hemisphere method for themeasurement of the reference emissivity (black painting)because at the beginning we do not use an emissivityreference, significant source of error in this type of

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia




Modulation intemperature Modulated

Thermocouple

Reflected flow notmodulated

Detect

K Ué

ch

Sample Ambient flow

measurements.The periodic radiometric method proposes is more

efficient when the reflective flow is very significant inparticular emissivity measurements at low temperatures.

The results obtained enable us to establish correlationsbetween total emissivity obtained experimentally accordingto the temperature and to solve a non linear equation of heattransfer by coupling two numerical methods: The optimallinearization method [5] that permits to optimize parametersat the origin of the non linearity and the resolution by thefinite element method [6]. We used an iterative method [7]to verify the modeling results and to compare the resultsobtained by coupling.

II. Materials and methods:

The method of periodic radiometric measurement consists tomodulate the temperature of the studied sample and tomeasure the temperature of its surface and to measure thetotal flow emitted by this surface according to time.

2.1 measurement method:A direct measurement method used is the technical

method based on periodic radiometry in modulated mode(figure 1).

Figure 1 - Radiometric measurement method in modulatedmode.

The sample temperature is given by the following relation:( )jp +××××+= tf2cosTTT 00

(1)

Where 0T,T and 0f are respectively the averagetemperature of the sample, the modulation amplitude andthe frequency.The infrared detector measures total flow resulting from thesample and provides the sinusoidal tension U (t) whose theFourier transform is written:

( ) ( ) ( )04

00 fT~SfK~fU~ ×××

×=pse (2)

Where ( )0fK~ is the transform of Fourier of the

measuring equipment constant ( )tk .The thermal power generated by the heat sources isdescribed by the Joule effect and is given:

( ) ( )( )( )

( )[ ]( )

8222

TT

TKT

t,TUt,P ××÷øö

çèæ ×

==re

ps

rW (3)

Where ( )TU is the electric tension density V.m-2 and ( )Tris the electrical resistivity m×W and W is the fielddescribed by the sample.To determine the sample emission, it is necessary to taketwo measurements: one on the sample and the other on aknown emissivity reference surface. One will lead to thefollowing relation:

( ) ( )

( ) ( )04

0

04

0~~

~~

fTfU

fTfU

échréf

réféchrefsam

×

××= ee

(4)

Where εsam and εref are respectively the sample emissivityand the reference emissivity. According to relation (4), onecan determine the sample emissivity under the condition toknow the reference emissivity, as well as amplitudes ofsignals for the sample and for the reference.

2.2 materials samples and measurementsTo determine the emissivity of the sample studied by

the periodic method with directional measurements we useda sample of weakly emissive material: Nickel in thincoating and temperature measurements around the ambientone and at low temperature. The nickel sample wasobtained by electrolytic coating on the plate before carry-sample. The angles of measurements thus accessible arebetween 0° and 20°, by using a detection device withrevolving plate. The amplitude of modulation peak to peakis 20C, the frequency of temperature excitation is 0.025 Hzand the duration of each test is approximately 21 minutes.

The black painting is used as very emissive referenceEmissivity of type painting Velvet Coating 811 - 21 whoseemissivity was calculated and known with precision. Thispainting is deposited on the front plate using a paintingroller in two successive layers at 24 hours of interval. Thethickness of the final layer measured out of microscope isapproximately 60 μm. The black painting emissivitymeasurements were taken for six different averagetemperatures ranging between – 38 °C and 82 °C.

The temperature is measured by a Chromel-Alumelthermocouple type placed in the center of the plate whichreceives the sample, to 5 mm of surface. A polyimide resincharged with silver of thermal conductivity (k = 2.2 W.m-1.°C-1) ensures the contact between the thermocouple and theCarry-sample. The measured temperature is wellrepresentative of the surface temperature of the Carry-sample.

2.3 Measuring Bench:The experimental device (figure 2) includes: vacuum

chamber and its pumping installation, several devices carry-sample, an optical bench, a reflective cupola, Athermostated bath with circulation, a system of control andacquisition. The experimental device must ensure the

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


thermal modulation in synchronization with the emittedflow and temperature measurement [9]. Otherwise it mustallow the variation in the average temperature of the samplewhile avoiding the phenomenon of water condensation onthe sample during measurements at low temperature. Inaddition, two measurements are taken: one on the sampleand the other on the sample when this one is covered withthe reflective hemisphere.

Figure 2: Overall view of the experimental device

2.4 measurement resultsEmissivity measurements were taken on sample of two

types: black painting and nickel coating. It appears that formeasurements tests on black painting realized for lowtemperatures lower than 0°C the correction is negligible infront of relative statistical uncertainty, but it will have to betaken into account for measurements tests above 0°C. Theresults are regrouped in tables 1 to 3.

Measurements tests BPe Composed

uncertainty - typeWidened

uncertainty

- 36°C 0,974 0,002 0,004

-18 °C 0,975 0,002 0,004

0 °C 0,973 0,002 0,004

Table 1: Emissivity measurements of black painting coatingas Reference emissivity in the temperature range -30°C to

0°C

Table 2: Emissivity measurements of black painting coatingas Reference emissivity in the temperature range 30°C to

80°c.εBP is the emissivity measured of black painting asreference emissivity

Temperature(°C) NIe

Wideneduncertainty

- type0 0,0410 0,001210 0,0429 0,001020 0,04397 0,0005230 0,0500 0,001540 0,0512 0,002250 0,0515 0,001260 0,0532 0,0017

Table 3: Results of directional measurements of nickelsample emissivity at low temperature

εNI is the emissivity measured of .nickel sample.

10 pairs of emissivity measurements were carried outsuccessively on the black reference of known emissivity( BPe = 0.975 ± 0.002) and on the polished Nickel sample.Each pair of measurements was carried out for fiveincidence angles compared to the normal.

III. Emissivity modeling

3.1 Correlations:From the results found on emissivity according to thetemperature, several correlations are possible. Amongthem, we propose the following correlations:

( ) ( ) 017.0TT35.1T1 -××= re (5)

( ) ( ) ( ) ( )( )32 TT1435TT144TT6.2T ××-××+××-= rrre (6)

( ) ( ) ( ) ( )( )33 TT27902TT3931TT18285.2T ××-××+××-= rrre (7)

3.2 nonlinear problem resolution :

For the resolution of the nonlinear problem several modelscan be used such as the optimal linearization method [5] forthe parameters calculation which is an approximate methodreplaces a non linear equation by an optimal linear equation,or the finite elements method [6], which allows theresolution of the optimal linear equation related to thecorrelations of emissivity according to the temperature. We

Measurementstests BPe Composed

uncertainty -type

Wideneduncertainty

32°C 0.975 0.001 0.002

64 °C 0,970 0,002 0,004

80°C 0,973 0,002 0,004

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


chose the iterative method, which is essentially based on thefixed point theorem and which is useful to determine theiterative process [7, 10, 11].To solve the linearized equation,we used the finite elements method. The field division ofour sample is made and the functional is already posedTherefore, it is only about constructing the iterative processwhich is built in relation to the T temperature

o non linear equation :The one-dimensional non linear mathematical model of heattransfer by conduction in a homogeneous and isotropicmedium takes a following equation form:

( ) ( ) ( ) ( )[ ]( )

822

22 TT

TKtTTgradT

dTTdTT ××÷

øö

çèæ ×

-¶¶×=×+Ñ×

re

psgll

(8)

It is submitted to the following boundary conditions:( )

( ) 0xThxT

tf2cosTTT

00xx

000x

0

=×+¶¶

××××+=

=

=

l

p (9)

Where h is the coefficient of convective heat transfer( )12 KmW -- ×× . We consider that :

( ) ( )( ) ( )( ) ( )T1T

T1TT1T

0

0

0

×+×=

×+×=×¢+×=

arrbggall (10)

o linear equation resolution :

The linear equation corresponding to our problem is written:

8

0

20

2

02

0 TKtTT ××÷

øö

çèæ ×

-¶¶×=Ñ×

re

ps

gl (11)

It is subjected to the boundary conditions described before.The resolution of the linear equation of heat guides ustowards the following solution [7].

( ) ÷÷ø

öççè

æ×

××

-××÷÷ø

öççè

æ×

××

-×= x2

tsinx2

expTt,xT0

0

0

00 l

gww

lgw (12)

It is represented on figure 3.

Figure 3: Graphic representation of the solution of the heat.linear equation

The solution (15) returns account that for each instant t onehas amortized oscillations of the temperature at an xdistance of the reference point.

o optimal linear equation :

We use the optimal linearization method [5] for thecalculation of these parameters which is an approximatemethod replaces a non linear equation by an optimal linearequation. The principle of the method consists inminimizing the quantity:

( ) ò ò ××=1t

0

2 dtdvKJWD (13)

Where ( )NLTLT -=D who is written:

( ) ( )

( )[ ] ( )[ ]( ) úúû

ù

êêë

é-××÷

ø

öçè

æ ×+

¶¶×--

úû

ùêë

é ×+Ñ×-Ñ×=D

TT

KTK

tT

TK

gradTdT

TdTTTK

re

ps

g

ll

2

38

2

2

2221

(14)

And 321 K,K,K are the optimal parameters which

replace respectively0

20

00 ,,re

gl .

After calculation, the quantity (6) is written:

( ) ( )( ) ( )

DKKYKKXKKWKVRQOKNMHG

KFEKCKBKAKKKJ

+××+××+××++×-+++×+-++

×--+×+×+×=

313221

32

123

22

21321 1,,

(15)

Such as:

( )

( )

( )[ ]( )

( ) ( )

( )ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

××××¶¶

=

××¶¶×Ñ×=

××××÷øö

çèæ ××Ñ=

××¶¶×Ñ×=

×××÷øö

çèæ ×

=

××÷øö

çèæ¶¶

=

××Ñ=

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

0

2

0

0 0

2

0

28

2

0

2

0 0

2

8

0 0

20 0

20 0

22

t x

t x

t x

t x

t x

t x

t x

dtdxgradTdT

TdtTH

dtdxtTTTG

dtdxT

TTKTF

dtdxtTTTE

dtdxTKC

dtdxtTB

dtdxTA

l

l

re

ps

g

ps

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


( )

( )[ ]( )

( ) ( )

( )

( )

( )[ ]( )

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

ò ò

×××÷øö

çèæ ××Ñ=

××¶¶××÷

øö

çèæ ×

×-=

××¶¶×Ñ×-=

××¶¶××÷

÷ø

öççè

æ×÷

øö

çèæ ×

=

××¶¶×××÷

øö

çèæ ×

=

×××=

××Ñ×=

××¶¶×××÷

øö

çèæ ×

×=

×××÷øö

çèæ¶¶

×=

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

1 0

0

82

0

2

0 0

82

0 0

2

0 0

22

82

0 0

82

0 0

2

0 0

2

0 0

28

20 0

2

2

2

2

2

2

t x

t x

t x

t x

t x

t x

t x

t x

t x

dtdxTKTY

dtdxtTTKX

dtdxtTTW

dtdxtT

TTTKV

dtdxtTTTKR

dtdxgradTdT

TdQ

dtdxTTO

dtdxtT

TTTKN

dtdxTtTM

ps

ps

re

ps

gps

l

l

re

ps

g

The last term D doesn't depend neither on K1, K2 and K3.The minimization of the functional (15) brings back us tothe resolution of the system (16) of three equations to threeunknown to obtain the critical point.

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ

-+++-+

---=

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ×

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ

××

×

VRQONMHG

1FE

KKK

C2XYXB2WYWA2

3

2

1 (16)

o Finite elements methods

Using the finite elements method [6], we will solvethe optimal linear equation related to the correlations ofemissivity according to the temperature after calculation ofthe optimal coefficients. This equation is written:

83

2

22

1 TKKtTKTK ××÷

øö

çèæ ×

-¶¶×=Ñ×

ps (17)

It is subjected to the boundary conditions following:

( )

( ) 0xThxT

t05.0cos85.27415.304T

0

0xx

0x

0

=×+¶¶

×××+=

=

=

l

p (18)

3.3 iterative method

The iterative method chosen is based on the fixed pointtheorem which is useful to determine the iterative process.To solve the linearized equation, we used the finite elementsmethod. It is a question to construct iterative process which

is built compared to the temperature T by using the finiteelements tool. Thus, iterative method [12] is summarized totake as starting point the solution of the linear equation, thento adjust constants to the origin of non linearities, whichleads to a linearized equation. The solution of the latter willbe used to readjust the constants which will bring to a newlinearized equation and so on until the checking of stopcriterion, knowing that the resolutions of the linearizedequations are made by the finite element method.

VI. Results and discussion

The physical data that we considered are thethermophysical parameters of Nickel at the ambienttemperature 20 °C. They are given by:

14

14

14

80

0

0

10

10

110

1088235.510021276.12

1047761.4

109.6

sec450018900

444

7.90

--

--

--

-

-

-

--

×=

×-=¢

×=

××=

=

=×=

××=

××=

KK

KmOhm

ondestmx

mKgKKgJc

KmW

K

K

K

K

K

K

K

K

K

b

a

a

r

d

l

It is considered that emissivity is defined by the relation (5).From the relations given by (10), we obtain:

201090107462.58399998A ×=41066831903.97005536B ×= ,

111034458227.81798197C -×= ,171020166841.35462660E ×=

361085416327-4.8290579F ×= ,191092531057-2.3244053G ×= ,

201096583455.52409062H ×= ,111007782953.13005727M ×= ,

191007583072.77753241O ×= ,191084974487-2.3196142Q ×= ,

i1030706997.34640431+1026836771.282633316

7

××

×=N

i1052051327.58309975-100753063-7.620555612

12

××

×=V

10108950341.31721243R ×= ,1610336545056220335.2W ×= ,

86271744131641.5X = ,1910392373312771412.1Y ×-= .

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


The resolution of this system of three equations to threeunknown enables us to obtain the three points criticizefollowing:

52332836272.6155K78136688527.68K

9074892.0401607110K

3

2

1

===

(19)

After resolution of the following optimal linear equation(20) one obtains the graph (figure 4) which represents anaxial distribution of the distribution of the temperaturethroughout the studied sample. It enables us to see thedamping of the temperature throughout the sample. Withinthe sample, the temperature varies between 293 °K and upto a value superior 580 °K and this will depend on thecorrelation suggested between emissivity and thetemperature. For this example, one reaches 898.85 °K.

TemperatureT (K)

579.0

550.4

521.8

493.2

464.6

436.0

407.4

378.8

350.2

321.6

293.0

Figure 4: Graphic obtained by resolution of the linearequation optimal. It represents an axial distribution of thetemperature distribution throughout the studied sample.

The optimal linear equation is written:

83

2

22

1 TKKtTKTK ××÷

øö

çèæ ×

-¶¶×=Ñ×

ps (20)

Figure 5: Graphic representation visualizing the space-time damping of the Temperature according to X and time

as solution of the optimal equation by the coupling.

Figure 6: Graphic representation of the optimal equationsolution Obtained by the iterative method

Figure 5 is a graphic representation visualizing the space-time damping of the Temperature according to X and timeas solution of the optimal equation by the coupling.Figure 6 is a graphic representation of the optimal equationsolution obtained by the iterative methodBy comparing the two curves (figure 5 and 6), we note thatthey have the same graphic form but there is a slightdifference in temperature according to time. Thus, moretime increases more the difference in temperature increases.This difference is represented on figure 7.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 7: Graphic representation of the difference intemperature according to time

Moreover, one notes that the execution time of the couplingis 2.957 seconds whereas with the iterative method 17.374seconds were necessary. From curves of optimal solutiongraphic representation one notes a difference intemperature for a point given on all the surface of thesample by comparing graphs obtained by the tworesolution methods of heat transfer non linear problem.This difference,, which is about a few tens of degrees ofdegrees, is due essentially to the calculation precision ofeach method.Results showed that to apply the coupling method betweenthe optimal linearization and the finite element methodsone carries out only one iteration then, that by applying theiterative method, one carries out 301 iterations. Thus, to usethe coupling method one will have a saving of executiontime as well as a better precision in calculation.

Figure 8: Graphic representation of the temperaturerelative error according to the temperature for time t=10

seconds Figure 8 showed that the temperature relative erroraccording to the temperature, for an execution time whichapproaches 10 second. This error is 0.04 on average andvaries between 0.034 and 0.047.

We remark that by comparing results obtained by the twomethods: iterative method and those obtained by thecoupling method converge toward the same solution. Thenumeric execution precision is better and faster by thecoupling because the iteration number is less compared toiterative method. Results of coupling method, whilecomparing the analytic solution proposed for the linearsystem resolution are better. In fixed pulsationw , thediffusion phenomenon degenerated to a propagationphenomenon toward the x positive with a celerity C whichdispersed in frequency and to equal relation (21):

( )21

0

02C ÷÷ø

öççè

æ ××=

gwl

w (21)

The spectral analysis of diffusion phenomenon shows that,at low frequency, the signals are propagated slowly andwhile being strongly attenuated according relation (22)

÷÷ø

öççè

æ×

××

- x2

exp0

0lgw (22)

Results can be to confirm by iterative method while basingon the finite elements method. It's obtained by iterativemethod, while basing on the Crank-Nicholson method [5]are in agreement with the exact solution of the heat linearequation. In the case of the temperature distribution in thespace, one distinguishes that there is a temperaturemodulation. Its amortization is quite real and decreasesexponentially that one moves away from the initial point ofthe modulation.According to time, the temperature increases as theexposure time increases. This is due primarily to thereduction in the difference between the average temperaturevalue modulated and the ambient temperature of theexternal medium.Moreover experimentally results showed a water vaporcondensation and oil deposit on the sample as soon as onereaches a certain threshold towards the low temperatures.The increase in the temperature is fast and moves accordingto a quasi exponential form because the temperature ismodulated.

V. Conclusion :

The thermal opaque material properties such as anickel are studied by considering their emissivity radiativeproperties. They depend on a large factors number such aschemical composition of material (dielectric or conductor),surface quality and geometry (roughness, oxidation,stains...), material thickness, temperature, measurementangle, spectral band of this measurement and wavelength towhich measurement is carried out... however there are notdirect correlations between the material emissivityaccording to these factors.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Emissivity measurements were taken on sample oftwo types: black painting and nickel coating by using aproposed direct method which was developed in ourlaboratory to measure the total emissivity of opaque sampleson a temperature range around the ambient. It is based onthe sample temperature modulation and the infrared signaltreatment resulting from sample surface. We associate thereflective hemisphere method for the measurement of theblack painting reference emissivity.

We showed that the radiometric technique isapplicable to the measurement of total emissivity on a widetemperature range around the ambient one. The study onNickel sample showed mainly that emissivity measurementsunder weak incidence on a shining sample could be takenwith a precision.

The results obtained enable us to establishcorrelations between total emissivity obtainedexperimentally according to the temperature and to solve anon linear equation of heat transfer by coupling twonumerical methods.

The finite element method coupling with theoptimal linearization method carried out confirmed thetemperature modulation following the dependence ofemissivity according to the temperature. This modulation isrepresented by a damping of temperature in time and spacesince in the sample there is part of the energy power whichwill be absorbed.

The results will be developed to a future work onenergy materials used in the climatic environment andthermal solar such as solar desalination of brackish waterby greenhouse effect

REFERENCES

[1] Y. S. Touloukian, D. P. De Witt, ThermophysicalProperties of Matter – Thermal Radiative Properties,IFI/Plenum, New York, Washington, Volume 7 : MetallicElements and Alloys, 1970; Vol. 8 : Nonmetallic Solids,1972; Volume 9 : Coatings, 1972.

[2] P. Hervé, Mesure de l’émissivité thermique,Techniques de l’ingénieur, Traité Mesures et Contrôle,R2737, PP 1 – 9, 1989.

[3] M. Huetz-Aubert, Mesure des propriétés radiativesdes métaux opaques, Métrologie des propriétésthermophysiques des matériaux, Hladik J., PP 254 – 275,Masson, 1990.

[4] J. F. Sacadura, Measurement Techniques forThermal Radiation Properties, Proc. 9, Int. Heat TransferConf.¸Jérusalem, Volume 1, PP 207 – 222, 1990.

[5] B. Vujanovic, B. Baclic, Application of the optimallinearization method to the heat transfer problem, Int. J.Heat Mass Transfer, Vol. 16, PP 1111 – 1117, 1973.[6] F. N. Bouayed, Application de la méthode deséléments finis aux problèmes non linéaires de transfert dechaleur , Magister thesis, Tlemcen University - Algeria,April 1986.

[7] J. M. Ortega, W. C. Rheinboldt, Iterative solutionof non linear equations in several variables, AcademicPress, 1970.

[8] N. Baba Ahmed, Mesure de l’émissivité totaledirectionnelle d’un métal à basse température, D.E.ATraining course Report, Paris 12 University of Val deMarne, France, 1999.

[9] E. Tang-Kwar, Contribution au développement deméthodes périodiques de mesure des propriétésThermophysiques des matériaux opaques, Doctorat thesis,Paris 12 University– Val de Marne, 1998.

[10] J. P. Nougier, Méthodes de calcul numérique, PP261 – 289, Ed. Masson, 1983.

[11] Piskounov, Calcul différentiel et intégral, PP 316-317, éd. Mir, Moscou, 1980.

[12] Behnam Davoodi, Adinel Gavrus and EricRagneau, An experimental and numerical analysis of thefaet transfer problem in SHPB at elevated temperatures ,Meas. Sci. Texhno. Vol. 16, Numb. 10, 2101-2108, October2005.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

1

Climate behavior of a heated agriculturalgreenhouse

Y. BABI 1, M. SAIGHI 2 , A. DOBBI. 1

B. BOUCHEKIMA 1 and A. BENZAOUI2.1Laboratoire de Développement des Energies Nouvelles et Renouvelables Université de Ouargla

30000 Algeria, 2 Laboratoire de Mécanique des fluides et Systèmes Energetiques USTHB AlgiersAlgeria

Tel : 213 29 71 70 37 Fax : 213 29 71 70 81 e-mail [email protected] Heating and cooling of agricultural greenhouses is one of the most energy consuming sectorsamong agricultural activities.

Lack of heating has an important effect on the yield, as well as on the cultivation time and thequality of the products.

Research efforts to improve the efficiency of greenhouse by using geothermal energy have beencarried out during the last years. Hundreds of greenhouses heated by this type of energy have beentested with satisfactory technical results.

This paper deals with the design, construction and operation of a prototype agriculturalgreenhouse heated with geothermal energy during night. This greenhouse, located inExperimental Station in Ouargla ( south Algeria), has been designed in order to increase cropproduction. It is monitored over all the season of development of crop ( tomato, courgette,..).

The design and the thermal behavior of this greenhouse, has been presented. The equationssystem described the thermal and mass balance are to be solved for prediction the yield.

The experimental results show that the heating greenhouse with geothermal water is characterizedby significant higher indoor temperatures during the energy consumption.

KeywordsAgricultural greenhouse. Geothermal water. Crop production. Solar greenhouse.

I. IntroductionThere is enough heat stored in the earth’s interior to cover the total energy demand of

humankind for the rest of the lifetime of the biosphere and even beyond that. On our scale,geothermal energy is as inexhaustible as solar energy.The direct use of geothermal resources is a proven, renewable, economic and clean energyoption that saves money and reduces pollution. This sustainable source that is available to thebenefit of all people.Geothermal reservoirs of low to moderate temperature are used for heating homes, offices andgreenhouses; aquaculture and food-processing plants and other applications. Theseapplications provide a savings in energy costs to the consumer and produce only a very smallpercentage of the air pollutants emitted by burning fossil fuels.Geothermal energy is not depending on climatic conditions. It allows to create an energysupplying structure from local resources. Since there are no expenses for fuels, geothermalenergy is not directly depending upon the conditions of the international energy markets.Because of its special character, geothermal energy is an appropriate source for powergeneration, heat supply, cooling, energy storage, agricultural uses, fish farming, desalinationof water, development of tourist and balneological applications and for health purposes.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

2

Geothermal energy involves the lowest specific investment cost for gas reduction incomparison to other renewable energy sources. Geothermal energy is available for theconsumer anytime, whenever there is need for it : 24 hours a day irrespective of the time ofthe day or night, independent of weather and climate. Geothermal energy is base-load energy.It offers the basis for a general energy supply from renewable sources. Anybody who isheading towards an overall application of renewables cannot pass geothermal energy. Thoseare the reasons why geothermal energy is one of the sustainable energy sources most widelyused on earth.In South of Algeria, there is enormous hydrogeothermal energy potential. It can used formany applications: thermal bath, thermal water for swimming, heating greenhouses forimprovement of crops, heating buildings.....The aim of our research in South Algeria is to use geothermal energy sources for greenhouseheating: to develop plants for crop production at lower temperatures and to improve theefficiency of this heating system.

2. Greenhouse heating

Greenhouses that use geothermal water, both for heating and irrigation, are considered to bevery complicated systems. For a new project, careful planning and technical aspects arerequired in order to guarantee efficiency without a high risk of mistakes and failures. Thegovernment and the private sector are both involved in the capital investment of the project.Each one has a role and responsibility to ensure sufficient and better use of geothermalresources in the country. However, accurate analysis and technical parameters should be takeninto consideration when creating a geothermal greenhouse project. These parameters can beclassified as follows:- It is obvious that the choice of an appropriate site for a geothermal greenhouse is veryimportant: a greenhouse should be placed close to the geothermal well and to the ventilatedcascade cooling tower. It must be located close to the pipelines connecting the well and thecooling tower. The greenhouses should be located at a higher level than the oases or otherutilisers.- It is very important to determine the flowrate needed for irrigation in an oases during theheating period in order to calculate the appropriate area of the greenhouse project and to avoidwater disequilibrium between heating and irrigation purposes. Theoretically, the greenhousescan exploit the maximum flowrate from the well, but for better use and optimization ofgeothermal resources without any losses of using a model for calculation of peak loading.- It is necessary to calculate the total heat loss from the greenhouse in order to determine itsheat demand from the geothermal water. The inside air temperature is the internal temperatureof the greenhouse. It can be called the reference temperature that is required by the cropduring the night to ensure favorable conditions for its growth. The temperature value used isthe minimum temperature desired to be maintained inside greenhouse during the heatingperiod. This value is chosen as the most favorable temperature for a crop during the night.- The determination of the geothermal water flowrate needed to supply heat for thegreenhouse can be found by the balance energy.- The maximum growing area of geothermal greenhouse depends on the maximum flow ratefrom the geothermal well.- Different heating systems are used for greenhouses. They can be classified according totheir heat transfer to the environment, material of the heat exchangers or allocation of the heatexchangers: Heating systems with pipes in the soil, heating systems with pipes on the soil,

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

3

aerial heating systems, forced air heating units, different combined heating systems, non-standard heating systems.

3. Description of the Experimented greenhouse

The greenhouse is located in Ouargla, in the south of Algeria. Climatic conditions in theregion are characterized by low and high ambient temperatures during winter and summer,respectively. The absolute minimum during winter is close to – 5°C, while the meanminimum is close to 4°C. During the summer period the absolute maximum is close to 43°C.

4. Thermal balance in agricultural greenhouse

At the cover

rpi,ch

Condi

li,ae

li,ai

ci,al

cri,IRag

iiip QQQQQi,aiQQQ

dtdT

CV +++++++= (1)

Qsga : solar power (W), QrIR,i : Power by IR radiation (W), Qcai,i : Power by convectionbetween inside air and wall (W), Qrch,i : Power by radiation (W), Qlai,i Qlai,i : Power byphase change (W), Qcondi : Power by conduction.

Sensitive heatch

ci,vren

cs,ai

ci,ai

aiaiai QQQQQ

dtdT

VC ++++= (2)

Fig.2 Arrangement of pipes ingreenhouse (Ouargla, Algeria)

Fig.1 Starting installation of heatingsystem( Ouargla, Algeria)

b

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

4

Cai : specific heat of inside air (cal/kg°C), CaiVai dTi/dt: stocked energy in inside air,Qcai,i : power by convection, Qc ai,s : power by convection between inside air and ground,Qren : power by renewal inside dry air, Qc v,ai : power by convection at crop, Qch : power by geothermal water.

Latent Heat

(3)

Qlai,s : Evaporation of water in ground, Qlai,p : Evaporation / Condensation at inside wall,Qlren : Enthalpy Transfer between inside and outside, QETP : evaporation-transpiration ofcrop, Lai : latent heat of vaporization.

Balance at groundConds

cs,ai

ls,ai

rs

sgs

ssss QQQQQ

dtdT

VC ++++=r (4)

VS : Volume of ground in greenhouse (m3), QSgs : Solar radiation at ground of greenhouse(W), QrS : power by radiation at ground (W), Ql ai,S : power by latent heat (evaporation)(W), Qc ai,S : power by convection at ground (W), QCondS : power byconduction across ground (W), x : thick of ground (m).

6. Experimental results

fig . 4.8 Temp érature de l 'air interieur (chauff é ) et éxterieur du 13.01.2000

0

10

20

30

40

8 9 10 11 12 14 15 16,30 18

horaire (H)

Tai Tae

T(°C

Fig. 3 Comparison between temperatures of outside air nad inside inheated greenhouse

rai ETPQl

Ql

,aiQl

s,aiQdt

aidWaiai renpVL +++=

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5

Fig. 4 Relative humidity: heating greenhouse(WC)

and controlled greenhouse(WT)

10

30

50

70

90

2 4 6 8 10

12

14

16

18

20

22

24

(H)

WTWC

Humidité

Fig. 6 Comparison production between control greenhouse and heatedgreenhouse

0

500

1000

1500

2000

2500

6 13 20 27 35 42 44 49 52 56 59 63 66 70 73 77

number of days

prod

uctio

n

Kg/SC

Kg/ST

0

25

50

75

100

8 9 10 12 13 14 16 18 20 21 22

horaire(H)

Wai Wae

Fig. 5 Relative humidity of inside and outside air

H(%)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

6

7. ConclusionThis research work concern the development of greenhouses heated by geothermal

water in the southern of Algeria for producing commercial out-of- season vegetables andfruits ( tomatoes, melons,...).The experimental results obtained are satisfying to develop this technique in the near futurefor supply population in these regions where the geothermal water, clean and free energy,exists on abundance.

References[1] Popovsky K., 1992 ; ‘‘Application directe de l’énergie géothermique en agriculture, en aquacultureet dans l’industrie alimentaire’’ Yougoslavie CNRE article n° 4 FAO/CNRE ; 353 –367[2] Boulard T., Rarafnjohany E. and Baille S., 1989, ‘‘Heat and water vapor transfer in a greenhousewith an underground heat storage system : Part 1, Experimental Results; Agricultural and ForestMeteorology, 175, 175-184[3] Souter C., 1989, ‘‘Use of geothermal energy for agricultural purposes’’, Proc. of the NationalConf. on Geothermal Energy, 148-158

0

20

40

60

80

100

120

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24

Horaire(H)Hum

idit

Wai Wmes

Fig. 8 Calculate and measurat of relative humidity at a type day ofFebruary

0

1 0

2 0

3 0

4 0

5 0

6 0

2 4 6 8 1 0 1 2 1 4 1 6 1 8 2 0 2 2 2 4

H o ra i re (H )

T.CalT.Mes

Fig. 7 measurat and calculate Temperature at type day ofJanuary

T(°C)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

1

Climate behavior of a heated agriculturalgreenhouse

Y. BABI 1, M. SAIGHI 2 , A. DOBBI. 1

B. BOUCHEKIMA 1 and A. BENZAOUI2.1Laboratoire de Développement des Energies Nouvelles et Renouvelables Université de Ouargla

30000 Algeria, 2 Laboratoire de Mécanique des fluides et Systèmes Energetiques USTHB AlgiersAlgeria

Tel : 213 29 71 70 37 Fax : 213 29 71 70 81 e-mail [email protected] Heating and cooling of agricultural greenhouses is one of the most energy consuming sectorsamong agricultural activities.

Lack of heating has an important effect on the yield, as well as on the cultivation time and thequality of the products.

Research efforts to improve the efficiency of greenhouse by using geothermal energy have beencarried out during the last years. Hundreds of greenhouses heated by this type of energy have beentested with satisfactory technical results.

This paper deals with the design, construction and operation of a prototype agriculturalgreenhouse heated with geothermal energy during night. This greenhouse, located inExperimental Station in Ouargla ( south Algeria), has been designed in order to increase cropproduction. It is monitored over all the season of development of crop ( tomato, courgette,..).

The design and the thermal behavior of this greenhouse, has been presented. The equationssystem described the thermal and mass balance are to be solved for prediction the yield.

The experimental results show that the heating greenhouse with geothermal water is characterizedby significant higher indoor temperatures during the energy consumption.

KeywordsAgricultural greenhouse. Geothermal water. Crop production. Solar greenhouse.

I. IntroductionThere is enough heat stored in the earth’s interior to cover the total energy demand of

humankind for the rest of the lifetime of the biosphere and even beyond that. On our scale,geothermal energy is as inexhaustible as solar energy.The direct use of geothermal resources is a proven, renewable, economic and clean energyoption that saves money and reduces pollution. This sustainable source that is available to thebenefit of all people.Geothermal reservoirs of low to moderate temperature are used for heating homes, offices andgreenhouses; aquaculture and food-processing plants and other applications. Theseapplications provide a savings in energy costs to the consumer and produce only a very smallpercentage of the air pollutants emitted by burning fossil fuels.Geothermal energy is not depending on climatic conditions. It allows to create an energysupplying structure from local resources. Since there are no expenses for fuels, geothermalenergy is not directly depending upon the conditions of the international energy markets.Because of its special character, geothermal energy is an appropriate source for powergeneration, heat supply, cooling, energy storage, agricultural uses, fish farming, desalinationof water, development of tourist and balneological applications and for health purposes.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

2

Geothermal energy involves the lowest specific investment cost for gas reduction incomparison to other renewable energy sources. Geothermal energy is available for theconsumer anytime, whenever there is need for it : 24 hours a day irrespective of the time ofthe day or night, independent of weather and climate. Geothermal energy is base-load energy.It offers the basis for a general energy supply from renewable sources. Anybody who isheading towards an overall application of renewables cannot pass geothermal energy. Thoseare the reasons why geothermal energy is one of the sustainable energy sources most widelyused on earth.In South of Algeria, there is enormous hydrogeothermal energy potential. It can used formany applications: thermal bath, thermal water for swimming, heating greenhouses forimprovement of crops, heating buildings.....The aim of our research in South Algeria is to use geothermal energy sources for greenhouseheating: to develop plants for crop production at lower temperatures and to improve theefficiency of this heating system.

2. Greenhouse heating

Greenhouses that use geothermal water, both for heating and irrigation, are considered to bevery complicated systems. For a new project, careful planning and technical aspects arerequired in order to guarantee efficiency without a high risk of mistakes and failures. Thegovernment and the private sector are both involved in the capital investment of the project.Each one has a role and responsibility to ensure sufficient and better use of geothermalresources in the country. However, accurate analysis and technical parameters should be takeninto consideration when creating a geothermal greenhouse project. These parameters can beclassified as follows:- It is obvious that the choice of an appropriate site for a geothermal greenhouse is veryimportant: a greenhouse should be placed close to the geothermal well and to the ventilatedcascade cooling tower. It must be located close to the pipelines connecting the well and thecooling tower. The greenhouses should be located at a higher level than the oases or otherutilisers.- It is very important to determine the flowrate needed for irrigation in an oases during theheating period in order to calculate the appropriate area of the greenhouse project and to avoidwater disequilibrium between heating and irrigation purposes. Theoretically, the greenhousescan exploit the maximum flowrate from the well, but for better use and optimization ofgeothermal resources without any losses of using a model for calculation of peak loading.- It is necessary to calculate the total heat loss from the greenhouse in order to determine itsheat demand from the geothermal water. The inside air temperature is the internal temperatureof the greenhouse. It can be called the reference temperature that is required by the cropduring the night to ensure favorable conditions for its growth. The temperature value used isthe minimum temperature desired to be maintained inside greenhouse during the heatingperiod. This value is chosen as the most favorable temperature for a crop during the night.- The determination of the geothermal water flowrate needed to supply heat for thegreenhouse can be found by the balance energy.- The maximum growing area of geothermal greenhouse depends on the maximum flow ratefrom the geothermal well.- Different heating systems are used for greenhouses. They can be classified according totheir heat transfer to the environment, material of the heat exchangers or allocation of the heatexchangers: Heating systems with pipes in the soil, heating systems with pipes on the soil,

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

3

aerial heating systems, forced air heating units, different combined heating systems, non-standard heating systems.

3. Description of the Experimented greenhouse

The greenhouse is located in Ouargla, in the south of Algeria. Climatic conditions in theregion are characterized by low and high ambient temperatures during winter and summer,respectively. The absolute minimum during winter is close to – 5°C, while the meanminimum is close to 4°C. During the summer period the absolute maximum is close to 43°C.

4. Thermal balance in agricultural greenhouse

At the cover

rpi,ch

Condi

li,ae

li,ai

ci,al

cri,IRag

iiip QQQQQi,aiQQQ

dtdT

CV +++++++= (1)

Qsga : solar power (W), QrIR,i : Power by IR radiation (W), Qcai,i : Power by convectionbetween inside air and wall (W), Qrch,i : Power by radiation (W), Qlai,i Qlai,i : Power byphase change (W), Qcondi : Power by conduction.

Sensitive heatch

ci,vren

cs,ai

ci,ai

aiaiai QQQQQ

dtdT

VC ++++= (2)

Fig.2 Arrangement of pipes ingreenhouse (Ouargla, Algeria)

Fig.1 Starting installation of heatingsystem( Ouargla, Algeria)

b

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

4

Cai : specific heat of inside air (cal/kg°C), CaiVai dTi/dt: stocked energy in inside air,Qcai,i : power by convection, Qc ai,s : power by convection between inside air and ground,Qren : power by renewal inside dry air, Qc v,ai : power by convection at crop, Qch : power by geothermal water.

Latent Heat

(3)

Qlai,s : Evaporation of water in ground, Qlai,p : Evaporation / Condensation at inside wall,Qlren : Enthalpy Transfer between inside and outside, QETP : evaporation-transpiration ofcrop, Lai : latent heat of vaporization.

Balance at groundConds

cs,ai

ls,ai

rs

sgs

ssss QQQQQ

dtdT

VC ++++=r (4)

VS : Volume of ground in greenhouse (m3), QSgs : Solar radiation at ground of greenhouse(W), QrS : power by radiation at ground (W), Ql ai,S : power by latent heat (evaporation)(W), Qc ai,S : power by convection at ground (W), QCondS : power byconduction across ground (W), x : thick of ground (m).

6. Experimental results

fig . 4.8 Temp érature de l 'air interieur (chauff é ) et éxterieur du 13.01.2000

0

10

20

30

40

8 9 10 11 12 14 15 16,30 18

horaire (H)

Tai Tae

T(°C

Fig. 3 Comparison between temperatures of outside air nad inside inheated greenhouse

rai ETPQl

Ql

,aiQl

s,aiQdt

aidWaiai renpVL +++=

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5

Fig. 4 Relative humidity: heating greenhouse(WC)

and controlled greenhouse(WT)

10

30

50

70

90

2 4 6 8 10

12

14

16

18

20

22

24

(H)

WTWC

Humidité

Fig. 6 Comparison production between control greenhouse and heatedgreenhouse

0

500

1000

1500

2000

2500

6 13 20 27 35 42 44 49 52 56 59 63 66 70 73 77

number of days

prod

uctio

n

Kg/SC

Kg/ST

0

25

50

75

100

8 9 10 12 13 14 16 18 20 21 22

horaire(H)

Wai Wae

Fig. 5 Relative humidity of inside and outside air

H(%)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

6

7. ConclusionThis research work concern the development of greenhouses heated by geothermal

water in the southern of Algeria for producing commercial out-of- season vegetables andfruits ( tomatoes, melons,...).The experimental results obtained are satisfying to develop this technique in the near futurefor supply population in these regions where the geothermal water, clean and free energy,exists on abundance.

References[1] Popovsky K., 1992 ; ‘‘Application directe de l’énergie géothermique en agriculture, en aquacultureet dans l’industrie alimentaire’’ Yougoslavie CNRE article n° 4 FAO/CNRE ; 353 –367[2] Boulard T., Rarafnjohany E. and Baille S., 1989, ‘‘Heat and water vapor transfer in a greenhousewith an underground heat storage system : Part 1, Experimental Results; Agricultural and ForestMeteorology, 175, 175-184[3] Souter C., 1989, ‘‘Use of geothermal energy for agricultural purposes’’, Proc. of the NationalConf. on Geothermal Energy, 148-158

0

20

40

60

80

100

120

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24

Horaire(H)Hum

idit

Wai Wmes

Fig. 8 Calculate and measurat of relative humidity at a type day ofFebruary

0

1 0

2 0

3 0

4 0

5 0

6 0

2 4 6 8 1 0 1 2 1 4 1 6 1 8 2 0 2 2 2 4

H o ra i re (H )

T.CalT.Mes

Fig. 7 measurat and calculate Temperature at type day ofJanuary

T(°C)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Impact du couplage d’un capteur plan avec un distillateur solaire sur larentabilité du système en matière de la quantité d’eau distillée produite

Mohammed. BENHAMMOU (*), Abdelouahab. BOUBGHAL, Mourad GAHGAH,Sofine AMARA

Unité de Recherche en Energies Renouvelables en Milieu SaharienB.P. 478, Route de Reggane-Adrar. Algérie Tél : 213 049 96 51 68, Fax : 213 049 96 04 92

(*)E mail : [email protected]

Résumé

L’eau -que toute vie en dépend que ce soit humain,animal ou végétal- commence dans ces dernièresdécennies à se raréfier sur le globe. Elle fait l’enjeude demain. En effet, plusieurs régions sont touchéespar la sècheresse, d’autres ont commencé à ensentir. La situation est alarmante. Les ressourcesconventionnelles en eau comme les pluies, lesfleuves et les eaux souterraines sont en voied’épuisement et ne peuvent plus dans les décenniesà venir répondre à la demande accrue sur l’eau. Lerecours au dessalement des eaux de mer etsaumâtres et à la valorisation des usées fait la bonnealternative. Cependant, les techniques utiliséesjusqu’à présent pour le dessalement consommenttrop d’énergie ce qui rend très élevé leur prix derevient. Delà vient l’importance de chercher unenouvelle source énergétique moins coûteuse etpuisque la région sud du bassin méditerranéen ycompris les pays du Maghreb disposent d’ungisement solaire très important il est très utiled’opter pour la distillation solaire afin de satisfairenos besoins en eaux même si cela se limite commepremier pas aux régions rustiques et désertes.Les distillateurs solaires sont connus depuis la findu dix-neuvième siècle. Ils ont été conçus demanière qu’ils soient très économiques de point devue construction. Mais ils ont l’inconvénient queleur rendement est faible.Plusieurs études tant théoriques qu’expérimentalesont été menées afin d’améliorer le rendement desdistillateurs, elles ont abouti à des prototypesdifférents. Sous ce rapport vient le présent travailconsistant à étudier d’une manière thermique ledistillateur solaire muni d’un condenseur et coupléà un capteur. Cette configuration a été choisie pources raisons : la séparation du condenseur del’évaporateur permet de maintenir ce dernier chaud

pour longtemps et le capteur va fournir audistillateur de l’eau déjà préchauffée, chose quipermet d’élever la température de l’eau à distiller etpar conséquent la production en eau distilléeaugmente.

1. Introduction

Le distillateur solaire a vu le jour il y a longtemps.Il s’agit d’un appareil qui peut convertir l’énergiesolaire en chaleur pour vaporiser une masse d’eausaline. Il est doté également d’un systèmepermettant la condensation de la vapeur d’eau et lacanalisation d’eau distillée. Ce que ces dispositifsont comme inconvénient c’est que son rendementen matière d’eau distillée produite est faible.Plusieurs facteurs en seraient la cause.Ce qui est sûr, est que l’amélioration du rendementsera la conséquence de l’augmentation du tauxd’évaporation ou de condensation. Pour favoriserl’évaporation, on doit soit augmenter la quantitéd’énergie solaire reçue par le système soit endiminuer les pertes thermiques ou on donne ausystème un apport énergétique secondaire qui quece soit solaire ou non. De plus, afin de rendre lerythme de condensation plus rapide, il faut utiliserun système de refroidissement approprié.Dans ce travail, on propose l’étude d’un distillateursolaire constitué d’un évaporateur et d’uncondenseur et couplé à un capteur solaire planincliné. D’une telle configuration, on s’attend àaugmenter l’évaporation par le fait que le capteursolaire va fournir au système un apport énergétiquesupplémentaire et à accélérer la condensation enséparant le condenseur de l’évaporateur.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

2. Description du système

Le prototype est formé d’un évaporateur et d’uncondenseur et relié à un capteur plan. L’évaporateurest un bassin en tôle d’acier galvanisé dont le fondpeint en noir sert de l’absorbeur au dessus duquel ily a une lame d’eau saumâtre. Il se ferme par-dessusavec un double vitrage. Le condenseur est uncompartiment vide avec une toiture inclinée enverre et il communique dans l’évaporateur à traversune fente.Le capteur est constitué d’un boîtier, d’une plaqued’absorption en aluminium à rainures montée surune échelle tubulaire en cuivre et d’une couverturetransparente en verre.

Fig 1 : Schéma représentatif du système

3. Modélisation du système

Afin de modéliser le système, on a mis leshypothèses suivantes :

- Le distillateur est composé de plusieurséléments, chacun d’eaux est considérécomme un sous-système ayant un seulnœud.

- La température de chaque élément estsupposée uniforme.

- Les pertes thermiques dans la tuyauteriesont omises.

- On néglige la quantité du rayonnementsolaire absorbée par l’ensemble de vitrage.

- La masse d’eau dans l’évaporateur estconstante et on ne tient en considération ledéficit en chaleur dû à la quantité d’eauentrant dans l’évaporateur pour compensercelle qui s’est évaporée.

- Vu la capacité thermique importante dufluide, c’est la seule qu’on prend enconsidération.

Le bilan énergétique du système au niveau dechaque élément est donné comme suit :Au niveau de la saumure :

( ) ( )( ) ( ) 0af0dvif

0viff

0hfpfvv

ATTharLAmTThr

ATThcdt

dTMCpQuAG

-++-

+-+=+a+attt

Au niveau du vitrage intérieur :( ) ( ) ( ) 0vevi0vif0vif ATThrATThrATThc -=-+-

Au niveau du vitrage extérieur :( ) ( ) ( ) 0cve0ave

'0vevi ATThrATThcATThr -+-=-

Au niveau du condenseur :( ) ( ) 0ccd0acd

'0d ATThrATThcLAm -+-=

Qu étant la chaleur utile du capteur, elle estsupposée transférée intégralement à la saumure.

4. Résultats et discussion

Cette étude est effectuée sur le site d’Adrar. Cetteville est située à 264 m d’altitude, 27.88° delatitude, et à -0.17° de longitude Ouest. L’étude estfaite le long de l’année 2007. Le distillateur estd’une surface de 1m², et il comprend une quantitéd’eau saumâtre de 20 kg, soit 2 cm d’épaisseur. Lasurface du capteur est égale à 2 m².Avant de voir l’effet du capteur sur la productiondu distillateur, on a réalisé une étude sur le capteurafin de déterminer l’inclinaison et l’orientationoptimale pour chaque saison. A cet effet, on achoisi la période de l’année la plus défavorablec’est l’hiver. Pour bien représenter cette saison, ona pris pour chaque mois qui en composent unejournée type à savoir 10 décembre, 17 janvier et 16février. Il y a à noter que dans tous graphes quiviennent, les courbes pleine, pointillée etdiscontinue se rapportent respectivement aux mois :décembre, janvier et février.Sur les figures (2,3), on a représenté la variation del’éclairement solaire journalier moyen arrivant surle capteur en fonction respectivement de l’angled’inclinaison du capteur et de l’angle dit azimutaldu capteur que forme la projection de la normaleavec le méridien du lieu. On a trouvé que pour uneorientation dans la direction plein Sud et un angled’inclinaison égal à 60° (fig 2), l’éclairementsolaire moyen est le plus intense. De même, pourune inclinaison égale à la latitude du lieul’éclairement solaire moyen est le plus grand quandle capteur sera orienté dans la direction plein Sudcorrespondant un angle nul (fig 3).

Evaporateur

Condenseur

Capteur solaire

(1)

(2)

(3)

(4)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Quant à la production journalière en matière d’eaudistillée les figures (4,5,6), on peut observéaisément que plus l’éclairement sur le capteur estgrand plus la quantité d’eau distillée produite estgrande. De plus, on a enregistré une meilleureproduction pour une inclinaison égale à 60° et uneorientation dans la direction du Sud. Celas’explique par le fait que lorsque l’éclairement surle capteur augmente, l’énergie apportée audistillateur augmente aussi ce qui se répercutepositivement sur la production.

0 20 40 60 80

400

500

600

Ecla

irem

ent s

olai

re m

oyen

(W/m

²)

Inclinaison du capteur en degrés.

Fig 2 : Variation de l’éclairement solaire moyen journalierarrivant sur le capteur en fonction de l’inclinaison du capteur.

-80 -60 -40 -20 0 20 40 60 80300

400

500

Ecla

irem

ent s

olai

re m

oyen

(w/m

²)

Angle azimutal du capteur en degré

Fig 3 :Variation de l’éclairement solaire moyenjournalier arrivant sur le capteur en fonction de l’angle

d’orientation du capteur.

0 20 40 60 80

3

4

5

6

Prod

uctio

n jo

urna

lière

en

eau

dist

illée

en (

L)

Inclinaison du capteur en degré

Fig 4 : Variation de la production journalière dudistillateur en fonction de l’inclinaison du capteur.

Prod

uctio

n jo

urna

lière

en

eau

dist

illée

en (

L)

-80 -60 -40 -20 0 20 40 60 80

3

4

5

Angle azimutal du capteur en degré

Fig 5 : Variation de la production journalière dudistillateur en fonction de l’orientation du

capteur.

-80 -60 -40 -20 0 20 40 60 802

3

4

5

6

Prod

uctio

n jo

urna

lière

en

eau

dist

illée

en (

L)

Angle azimutal du capteur

Fig 6 : Variation de la production journalière dudistillateur en fonction de l’orientation ducapteur pour une inclinaison égale à 60°.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5. Conclusion

Dans le dessein d’améliorer la rentabilité dudistillateur solaire en matière de la quantité d’eaudistillée produite, on a fait coupler le distillateuravec un capteur plan solaire. L’étude a été menéesur deux voies. La première a pour objectifd’optimiser les paramètres du capteur plan à savoirl’inclinaison et l’orientation. On a abouti au résultatque par suite de la déclinaison du soleil, pour le sited’Adrar et dans la période hivernale il convientd’incliner le capteur avec un angle de 60° dans ladirection du Sud.Quant à l’effet du capteur sur la production dudistillateur, on a constaté que d’une part, la quantitédu distillat a très nettement, elle peut dépasser lescinq litres. D’autre part, la production dudistillateur dépend fortement de l’inclinaison et del’orientation du capteur.

BIBLIOGRAPHIE:

[1] DUFFIE J. A, BECKMAN W. A. Solarngieneering of thermal processes (1997) JOHNWILLEY & SONS, INC. New York[2] EYGLUNENT B. Manuel de thermique (1997)2ème édition HERMES. .Paris[3] SACADURA J. F. Initiation aux transfertsthermiques (1980) Edition Technique &documentation. Paris[4] BOUCHEKIMA B, GROS B., OUAHES R,DIBOUN M. Desalination. 138 (2001) 147[5] BOUCHEKIMA B. Desalination. 156 (2002)353[6] BOUIRDEN E. L, AHAROUNE A, BANOUNIM. FIER (2002) Tétouan-Maroc[7] KHEDIM A. Rev. Energ. Ren, 11ème JITH(2003) 1

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude d’un système photo thermique de production et de stockage d’eauchaude sanitaire

Mohammed. BENHAMMOU (*), Abdelouahab BOUBGHAL, Sofiane AMARA

Unité de Recherche en Energies Renouvelables en Milieu SaharienB.P. 478, Route de Reggane-Adrar. Algérie Tél : 213 049 96 51 68, Fax : 213 049 96 04 92

(*) E mail : [email protected]

Résumé

Un intérêt particulier est dirigé actuellement versles énergies renouvelables a priori inépuisables etperturbant moins l’environnement que lesénergies fossiles. Le solaire, bien que bonmarché, son rendement reste bien inférieur de cel’on souhaite, ce qui le rend moins compétitif. Sesutilisations sont restreintes pour les petitesapplications surtout dans les milieux ruraux etrégions à accès difficile c’est pourquoi il y a àl’associer avec d’autres formes d’énergie.De plus, l’utilisation domestique de l’énergiesolaire est d’une grande importance car aumoindre coût, on peut s’en servir pour faire lacuisson, avoir de l’eau chaude ou même pour lechauffage domestique. Le chauffe-eau solaire estun dispositif qui permet de chauffer de l’eau àpartir de l’énergie solaire. Beaucoup deprototypes ont été conçus, étudiés et expérimentésafin d’améliorer leur rendement en matière de latempérature de l’eau stockée.Suivant la technique dans laquelle est établi lecontact entre le fluide caloporteur et la plaqued’absorption, on en distingue plusieurs types.Mais on s’intéresse uniquement à celui de typeRoll Bond qui assure un contact direct entre lefluide caloporteur et la plaque d’absorption. La présente étude a pour objectif de déterminerles performances thermiques d’un chauffe-eausolaire en fonction de l’inclinaison du capteurdans la période hivernale où la demande sur l’eauchaude sanitaire est souvent élevée.

1. Introduction :

La fin de ce vingt unième siècle marque une étapedécisive dans l’orientation de la rechercheénergétique mondiale et le progrès tangiblesréalisés récemment dans les domaines del’économie d’énergie, démontrent tout l’intérêtaccordé à la maîtrise de l’énergie d’origine fossiledont l’exploitation des réserves, malheureusementlimitée doit être la plus rationnelle possible pour

préparer l’avenir énergétique. L’énergie solaireparaît être une alternative très prometteuse, plusparticulièrement pour l’Algérie oùl’ensoleillement est l’un des plus élevés du globe.Parmi les travaux de recherche qui portent sur lescapteurs solaires on cite le travail de Close [1] quiavait comparé les résultats théoriques etexpérimentaux du point de vue des températuresd’entrée et de sortie dont l’écart est de 10 °C dansle cas d’une circulation naturelle.S. A. Klein, J.A. Duffie, W.A. Beckman [2]avaient étudié les effets de la capacité thermiquedans la modélisation des performances d’uncapteurs solaire plan qui sont souventnégligeables pour simplifier les calculs. Mais lecapteur solaire étant exposé à des conditionsclimatiques variables dans le temps, les effets decapacité thermique peuvent être significatifs. Lesrésultats montrent que quand les donnéesmétéorologiques horaires sont utilisées, lemodèle à zéro est adéquat.K.S. Ong [3] a perfectionné un modèle théoriquepour prévoir les performances thermique dusystème à thermosiphon. Le modèle considèreque le système peut être divisé en un nombre finide sections, chacune d’elle ayant une températureuniforme. Le bilan énergétique pour chaquesection est écrit en différences finies. Le débitmassique a été évalué à partir de la distribution detempérature du système complet.A. K. Singh et G.N. Tiwari [12] ont développéune expression analytique pour le facteurd’efficacité, basé sur un bilan d’énergie de Ncuves de stockage compactes. Les effets deplusieurs paramètres du chauffe-eau, notammentle facteur d’efficacité, la température defonctionnement, l’épaisseur entre réservoirs,l’épaisseur de l’absorbeur, l’épaisseur entre lavitre et l’absorbeur et d’autre paramètres ont faitl’objet de leur étude. Le facteur d’efficacitédépend considérablement du nombre desréservoirs du chauffe-eau.Dans ce travail, on va étudier l’influence del’inclinaison du capteur sur les performancesthermiques d’un chauffe-eau solaire de type Roll

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Bond pour la saison la plus défavorable del’année en matière de l’éclairement solaire, c’estl’hiver où la demande sur l’eau chaude sanitaireest plus marquée.

2. Description du prototype et principe defonctionnement

Notre prototype est un capteur plan composé d’unboîtier en acier galvanisé constituant l’enveloppearrière et latérale de l’appareil et permet laprotection de l’absorbeur contre les pertesthermiques convectives dues aux vent, grâce àune isolation en mousse de polyuréthanne, d’unecouverture transparente en verre qui produitl’effet de serre à l’intérieur et ferme par-dessus leboîtier au moyen d’un joint pour assurer unebonne étanchéité, et d’une plaque d’aluminium ennoir mât servant d’un absorbeur portant desempreintes le long de sa longueur permettant sonmontage sur une échelle de tubulaire en cuivre.L’absorbeur joue un rôle primordial car c’est à ceniveau-là que l’éclairement solaire se transformeen chaleur.La cuve de stockage est d’une forme cylindriqueen tôle noire d’acier de 2mm d’épaisseur, à cesdeux extrémités sont soudées deux plaquescirculaires convexes, à l’une d’elles sont soudésdes tubes dont deux sont reliés à la sortie et àl’entrée du capteur et deux autres pourl’alimentation en eau froide de réseau et lesoutirage de l’eau chaude. Cette cuve-là estenveloppée d’une couche isolatrice enpolyuréthanne et tout le système est protégé parun boîtier de zinc.Le chauffe-eau solaire fonctionne selon leprincipe de thermosiphon qui repose sur effetphysique créant une circulation sous l’action de lagravitation : l’eau échauffée dans le capteur sedilate et devient plus légère car sa densitédiminue et par conséquent elle monte vers la cuvede stockage. L’eau froide se trouvant dans la cuveest plus lourde, elle descend et rentre dans lecapteur où elle va être réchauffée. Grâce à cemouvement en circulation fermée, l’eau dans lacuve peut atteindre des températures plus élevées.

3. Modélisation et bilan thermique du système

L’étude thermique du capteur nécessite un bilandes énergies apportées et évacuées du système.Pour ce faire on divise notre système en deuxéléments chacun d’eux est considéré comme unseul nœud. La balance d’énergie est établie auniveau de chaque élément de manière à ce que leshypothèses suivantes soient vérifiées :

· Le régime est pris comme quasi-stationnaire dans chaque intervalle de5mn.

· La température moyenne de l’absorbeurainsi que celle du fluide est considéréeuniforme.

· De même, la température d’eau stockéedans la cuve est supposée uniforme etégale à la température du fluidecaloporteur à l’entrée du capteur.

· L’inertie du système due aux capacitéscalorifiques de l’absorbeur et du fluidecaloporteur est omise.

· Les températures du fluide et del’absorbeur sont considéréesunidimensionnelles.

· Le débit d’écoulement est supposéindépendant de la température.

Les températures moyennes de la plaqued’absorption et du fluide s’expriment par lesrelations suivantes :

÷÷ø

öççè

æ-+=

c

r

rLfefm F

F1FAcU

QuTT

( )rrL

fepm F1FAcU

QuTT -+=

Avec :( ) ( )[ ]apmLeff TTUGtAcQu --ta=

úúú

û

ù

êêê

ë

é

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ-

-= .Lc

L

.

rMCp

UFexp1UMF

Où Qu, UL, Fr, Ac, M, Gt sont respectivement lachaleur utile du système, le coefficient de pertesglobales du capteur le facteur de conductance ducapteur, la surface effective du capteur, le débitsurfacique du fluide et l’éclairement solaireglobal arrivant sur le capteur. Tfe est latempérature du fluide à l’entrée du capteur.

(1)

(2)

(3)

(4)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Le bilan énergétique au niveau de la cuve destockage s’écrit ainsi :

( )TaTs)UA(Qut

TsMCp s --=DD

M, Ts et (UA)s étant respectivement la massed’eau à chauffer dans la cuve prise égale à 150litres, ta température d’eau stockée dans la cuve etcoefficient de pertes globales vers l’ambiance.

La température ambiante est donnée par larelation suivante :

( )120t15sin2

minTmaxT2

minTmaxTTa --

++

=

Tmax et Tmin étant les températures maximale etminimale de la journée considérée.

Le produit transmissivité-absorptivité est déduitde l’égalité suivante :

( ) ( ) ( ) ( )( )

( ) ( ) ( ) ( )2

cos1G

2cos1

I

hsincos

IGG

hsoldciel

dhdirteff

b-rta+

b+ta

+q

-ta=ta

Gh, Ө, h, β étant respectivement le rayonnementsolaire sur un récepteur horizontal, l’angled’incidence du rayonnement solaire sur lecapteur, l’angle horaire du soleil et l’inclinaisondu capteur.

4. Résultats et discussions

Dans le but d’étudier le fonctionnement duprototype, on a pris comme site la ville d’Arar quiest à la latitude de 27.88° Nord et à la longitude0.17° Ouest, elle possède un climat continentalsec et chaud. L’été s’y étale sur six mois à-peu-près du mois de mai jusqu’au mois d’octobre. Lebesoin en eau chaude sanitaire se voit en hiver etpuisque la région jouit d’un gisement solaire trèsconsistant, l’utilisation des chauffe-eau solairesest à la fois très utile et très économique pour seshabitants.On a étudié la fonctionnalité du capteur prototypeexclusivement pour la période hivernale car c’estlà où il y a une demande importante de l’eauchaude sanitaire. Pour représenter cette saisondans la simulation, on a choisi la journée type dumois de janvier qui est au cœur de l’hiver : le 17janvier.

En outre, afin de savoir l’effet de l’inclinaison ducapteur sur son fonctionnement, on a pris quatrepositions différentes du capteur dont une esthorizontale et trois sont inclinées de 27.88°,50°,90° .Les graphes sur les figures suivantes (2,3)représentent respectivement l’éclairement solaireglobal incident et transmis correspondant auxquatre positions du capteur. Ils ont la mêmeallure, ils partent nuls du même point qui secoïncide avec le lever du soleil, ils atteignentleurs maximums à midi TSV et ils redeviennentnuls à partir du coucher du soleil. Cependant, il ya lieu de constater que le sommet du rayonnementvarie selon l’inclinaison du capteur, il est le plusélevé pour l’inclinaison de 50° et en général il estplus élevé pour les positions inclinéesqu’horizontale. Comme le rayonnement estintense pour une incidence normale sur le capteur.Par suite de la déclinaison du soleil, quand onincline un capteur, on fait en quelque sorte quel’éclairement solaire soit tombé d’un angled’incidence proche de la normale.L’évolution au fil du temps de la température del’eau stockée dans la cuve selon l’inclinaison ducapteur est montrée sur la figure (5) ci-dessous. Ilest à souligner que les sommets des pics les plusélevés correspondent à la position du capteur dontl’inclinaison est égale à 50°. Cela revient à ceque le plan incliné reçoive davantage durayonnement solaire, donc l’énergie fournie ausystème sous forme de rayonnement solaireaugmente et cela entraîne l’élévation de latempérature de l’eau stockée.De plus, on peut voir, sur la figure (6) plus loin, lavariation temporelle de la chaleur utile enfonction de l’inclinaison. Elle démarre au débutde la journée par des valeurs négatives, puis elledevient maximale et enfin elle décroît et redevientnégative à partir de la fin de journée. Cela est dûessentiellement au fait que, au début comme la finde la journée, les pertes du système sont plusgrandes que la chaleur reçue par le système. Uneautre chose à souligner c’est que le système estplus performant du point de vue thermique pourla position inclinée.

(5)

(6)

(7)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

8 10 12 14 16 18 20

10

15

20

25

Tem

péra

ture

am

bian

te e

n ( °

C)

Temps en (h)

Fig (4) : Variation de la température ambiantejournalière en fonction du temps pour le mois

de janvier

8 10 12 14 16 18 20

20

30

40

50

60

70 Inclinaison de 0° Inclinaison de 27° Inclinaison de 50° Inclinaison de 90°

Tem

péra

ture

d’e

au st

ocké

e en

( °C

)

Temps en (h)

Fig (5) : Evolution temporelle de latempérature d’eau stockée dans la cuve selon

l’inclinaison du capteur pour le mois dejanvier

8 10 12 14 16 18 20-200

-100

0

100

200

300

400 Inclinaison de 0° Inclinaison de 27.88° Inclinaison de 50° Inclinaison de 90°

Cha

leur

util

e en

(W/m

²)

Temps en (h)

Fig (6) : Variation de la chaleur utile apportéepar le fluide à la cuve en fonction de

l’inclinaison du capteur pour le mois dejanvier

8 10 12 14 16 18 20 22 240

250

500


(τα)

eff•G

t (W

/m²)

Temps en (h)

Fig (3) : Variation au fil du temps de la partiedu rayonnement réellement absorbée par la

plaque en fonction de l’inclinaison du capteurpour le mois de janvier

8 10 12 14 16 18 20 22 240

250

500


Ecla

irem

ent s

olai

re g

loba

l (W

/m²)

Temps en (h)

Fig (2) : Variation au fit du temps durayonnement solaire global en fonction del’inclinaison du capteur pour le mois de

janvier

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5. Conclusion

Si l’on veut porter à bien le fonctionnement d’unchauffe-eau solaire, il faut d’abord commencerd’améliorer le rendement thermique du capteurc’est pourquoi il fait l’objet de cette étude danslaquelle on a montré l’influence de soninclinaison sur les performances thermiques d’unchauffe-eau solaire de type Roll Bond dans lapériode hivernale où le rayonnement solaire sefait le moins intense et la température ambianteest la plus basse.Les résultas que nous avons obtenus exhibent quel’angle d’inclinaison du capteur a une grandeinfluence sur le rendement thermique du capteuret une inclinaison égale à la latitude de lieu donneun bon rendement.

Bibliographie

[1] S. A. Klein, J. A. Duffie and A. Beckman« Transit consideration of flat-plate solarcollector », J. Energy, 96A,106 (1974).[2] D. J. Close “The performance of solar waterheater with natural circulation”,Solar Energy, 6,33 (1980)[3] H. A. Zondag, D. W. De Vries « The thermalandelectrical yield of a PV-thermal collector »,Solar Energy, 72, pp. 113 (2002)[4]Fujii T. and Imura H. “Natural convection heattransfer from a plate with arbitrary inclination”,Int. J. Heat Mass Transfer, 15, pp. 755 (1972)[5] John A. Duffie and A. Beckman “SolarEngineering of thermal process” by John Wiley &Sons, 2nd edition New York (1991)[6] A. Hamid “Contribution à la déterminationdes performances de capteurs plans à contactdirect eau-plaque d’absorption », Mémoire demagister, Université de Blida (1999)[7] A. Harmim « Etude, Simulation et réalisationd’un capteur solaire autostockeur pour laproduction de l’eau chaude », Rapportsd’Activités scientifiques, SEES/MS Adrar (1995-1999)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude thermique d’un système solaire pour le séchage des produitsagroalimentaires

A. BOUBEGHAL(*), M. BENHAMMOU, H. MOUNGAR, L. AMER, B. OMARI & S. OUEJDI

Unité de Recherche en Energies Renouvelables en Milieu Saharien, Adrar, 1000 Algérie(*) [email protected]

Résumé

Le séchage à basse température est un phénomène complexe, où interviennent de nombreux autres phénomènesqui ressortent de la thermodynamique et des transferts de masse et de chaleur.Dans notre étude, le fluide séchant qui est l’air chauffé à travers la serre, sert, d’une part à apporter l’énergienécessaire à la vaporisation, et d’autre part à évacuer la vapeur d’eau sortant du produit.

Ce travail présente les résultats d’une étude numérique concernant l’effet de différents paramètres la cinétiquede séchage. Un modèle mathématique simulant le fonctionnement du système de séchage a été élaboré. On a utiliséla méthode des différences finies pour la résolution numérique [1]. Les résultats obtenus montrent que le passage del’air chauffé par plusieurs claies dans le séchoir conduit à l’augmentation de la teneur en eau du produit.L’augmentation de la température de l’air de 50°C à 70°C a pour conséquence une réduction de 25% du temps deséchage. La diminution de la taille et la masse du produit conduit à des vitesses de séchage plus élevées.

Mots clés : Séchage solaire, Cinétique de séchage, Différences finis, Produit alimentaire, Temps de séchage, Teneuren eau.

1. Introduction

Le séchage est un procédé important qu’utilisentpresque tous les pays en développement pour conserverleurs aliments et autres produits non alimentaires. Lesméthodes traditionnelles de séchage, bien que donnantdes résultats satisfaisants dans certains cas, souffrent dequelques désavantages, plus particulièrementl’exposition des produits à la pluie, à la poussière, auxoiseaux et aux rongeurs ainsi qu’un séchage incomplet,qui se répercutent sur la qualité des produits. Pour certains produits alimentaires, un mauvais séchageprovoque l’apparition de l’aflatoxine et d’autresmoisissures toxiques qui sont très néfastes à l’homme etaux animaux.

On sait que les méthodes traditionnelles comportentplusieurs désavantages que l’on peut éliminer en

utilisant l’énergie solaire comme source de chaleur dansun système de séchage amélioré. Malheureusement, cesséchoirs n’ont pas fait encore une percée importantedans les régions rurales. Parmi les études examinées,mentionnons : l’évolution des besoins initiaux ; lesconditions climatiques et sources d’énergie disponibles ;les études expérimentales sur les séchoirs ; les activitésdont il faut tenir compte pendant les essais sur le terrainet les domaines possibles où il y aurait lieu d’accroîtrela recherche sur le séchage solaire. Il conviendraitd’appuyer par des analyses les conclusions tirées de cesexpériences en ce qui concerne la conception, lescourbes de séchage, les configurations des réchauffeursd’air, l’accroissement du débit d’air, etc. Bien qu’ilfaudra déployer plus d’efforts techniques concertés àl’égard des séchoirs avant de pouvoir les utiliser commeil se doit.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


2. Principe de fonctionnement du séchoirLe principe de fonctionnement du prototype est

décrit comme suit :D’abord le rayonnement solaire pénètre à travers lacouverture transparente, il arrive aux parois interneshorizontales et verticales du film noir où il sera absorbéet transformé en chaleur. Ensuite l’air ambiant qui estdéjà entré dans la serre par la fente avant, s’échaufferapar une convection naturelle, il monte sous l’effet dethermosiphon et pénètre dans l’enceinte de séchage àtravers la fente. Enfin, l’air chaud sèche les produitsalimentaires et s’échappera en dehors à travers lacheminée.

3. ModélisationLes modèles mathématiques dans les séchoirs solairess’appuient sur les équations de conservation de lachaleur et de la masse [2]. Une méthode pour modéliserun tel séchoir consiste à le découper en tranchessuccessives égales de sections perpendiculaires àl’écoulement d’air, contenant chacune en son centre, unlit de produit à sécher.

3.1 HypothèsesOn néglige :§ Les échanges radiatifs à l’intérieur du séchoir,§ Les variations temporelles de la température et de

l’humidité de l’air, devant leurs variations spatialesdans le sens de l’écoulement,

§ Les variations de la porosité apparente et de lasurface d’échange entre l’air et le produit,

On suppose que:§ L’écoulement de l’air est unidirectionnel ;§ La température et la teneur en eau d’une particule

sont homogènes ;§ Les températures des parois intérieures et

extérieures d’une claie sont uniformes.

3.2 Bilan Energétique

( )

( ) ( )ampeCpevpipeCDpepi

cpeRpecpe

pepepe

TThTTh

TThdt

dTCpe

---

---=21r

( )

( )apiCapi

pepiCDpipepi

pipipi

TTh

TThdt

dTCpe

¢-

---=21r

( )

( )praCapi

praaprCapraaa

TTSh

TTShdxdTCpVm

-

---=·

( ) ( )

( ) ( )dt

dMLvTTVSh

dtdTMCpCp

prsprapr

aprCapr

preprsprs

re

re

-+-

=+-

1

1

Les équations du bilan thermique peuvent se mettre sousla forme d’un système de quatre équations à quatreinconnues. Ces dernières représentent ; la températuresuperficielle de la paroi intérieure du séchoir, celle de laparoi extérieure, la température de l’air caloporteur à lasortie du lit et celle du produit dans le lit.

1. porte en bois 5. cheminée

2. polystyrène (isolant) 6. ventilateur hélicoïdal

3. claies 7. mur en brique d’argile

4. produit alimentaire 8. capteur solaire

Fig (1a) : Schéma représentatifdu séchoir solaire indirect

Fig (1b) : Séchoir solaire indirect type serre

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Nous serons amenés à résoudre le système à travers laforme matricielle simplifiée suivante :

úúúú

û

ù

êêêê

ë

é

=

úúúúú

û

ù

êêêêê

ë

é

úúúú

û

ù

êêêê

ë

é

4

3

2

1

a

pr

pe

pi

44434241

34333231

24232221

12111211

),(T

),(T),(T

),(T

BBBB

tj

tjtj

tj

AAAAAAAAAAAAAAAA

i

i

i

i

CDpipehA -=11

CpevCDpepiRpect

pepepe hhhDCpe

A +++=212

r

013 =A014 =A

ampevcRpecipet

pepepe ThThtjTDCpe

B ++= - ),(2 11

r

CapiCDpipet

pepepe hhDCpe

A ++=221

r

CDpipehA -=22

023 =A024 =A024 =A

),1(),(2 12 iaCapiipi

t

pipipi tjThtjTDCpe

B -+= -

r

Capipipe hSA ,31 =

032 =A

CapraprhSA =33

hSA x-=34

( )),1(43 iva tjWCpCpmA -+-=·

e

( ) ÷÷

ø

ö

çç

è

æ

--+

-+= ·

),1(),1(

,

3

iaiavas

CapipipeCaprapr

tjTtjWCpCpm

hShSB

e

041 =A042 =A

( )( ) ( )

pr

aprCapr

ieprsti

pr

VS

h

tjMCpCpDtjM

A +++

-= ),(

),(11

43

re

044 =A

( )( ) ( )

( )ti

iipr

ipr

aprCapripr

ieprsit

DtjMtjMtjMLv

tjTaVS

htjT

tjMCpCptjMD

B

),(1),(),()1(

),1(),(

),(,(1

1

1

1

4

+

--

+-+

++-

=

-

-

re

e

La capacité calorifique massique de la pomme de terreest déterminée par Wang et Brennan. Elle est formuléecomme suit [3]:

La masse volumique du produit donnée par la relationsuivante [3]:

3102exp xMCBApr÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ+=r

L’équation générale de conservation de la masse duproduit solide immobile s’écrit [You 2000]:

tM

t prsprpr

¶¶

==¶

¶ **

rsr

3.3 Méthode mathématique de résolution et dediscrétisation des équations

Nous avons choisi la méthode des différences finies« régressives » qui admet des pas de temps assez grandscontrairement à la méthode des différences finies etnécessite moins de temps de calcul que la méthode desdifférences centrées [1,4].Les grandeurs dans notre cas ; la température de l’aircaloporteur, sa teneur en eau, celles du produit à sécherainsi que les températures des parois intérieures etextérieures de l’armoire. Elles sont toutes fonctions dutemps et de la position.Les équations du bilan thermique peuvent se mettre sousla forme d’un système de quatre équations à quatre

÷÷ø

öççè

æ

-

++= 20249.0203.0

00146.0406.04186

MMT

Cpa

pr

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

inconnues. Ces dernières représentent ; la températuresuperficielle de la paroi intérieure du séchoir, celle de laparoi extérieure, la température de l’air caloporteur à lasortie du lit et celle du produit dans le lit. Nous seronsamenés à résoudre le système à travers une formematricielle.

4. Résultats et discussion

§ Effet de l’ordre des claies sur la teneur d’eau duproduit

On fixe la température de séchage à l’entrée de l’armoireégale 60°C et une masse de 8Kg et on étudier lavariation de l’ordre des claies

La figure (2) représente les cinétiques de séchage duproduit dans quatre claies types. Le temps de séchage duproduit est plus élevé, lorsque l’on passe de la premièreà la dixième claie, car l’acheminement de l’air dansl’armoire se fait de bas en haut ; en passant d’une claieinférieure à une claie supérieure, la température de l’airbaisse et son taux hygrométrique augmente. Ce quiengendre un accroissement de la pression de vapeurd’eau dans l’air et une diminution du potentield’échange qui est défini par la différence entre lapression de vapeur à la surface du produit et la pressionde vapeur d’eau dans l’air [5].

§ Effet du diamètre du produitLe diamètre du produit varie de 6cm jusqu’à 10cm,avec une masse de 8Kg et une température de l’aird’entrée de 60°C.

La figure (3) représente la variation de la teneur eneau du produit pour différents diamètres. Elle montreque l’augmentation du diamètre du produit provoquel’augmentation de sa teneur en eau. Cela est dû à ladiffusion de l’eau du produit. Au début du séchage lessurfaces sont saturées en eau, le passage de l’air chaufféprovoque l’évaporation de cette eau de surface. Aprèscette période le phénomène de diffusion de l’eau duproduit apparaît, il se dirige du centre du produit vers lasurface, il a donc un trajet plus court à parcourir pour6cm que pour 10cm. C'est pourquoi la diminution dudiamètre du produit conduit à un séchage plus rapide.D’après le même modèle de cinétique de séchage estutilisé par [5,6], où le produit est mis sous forme decube de côté variant de 5mm à 15mm. Le temps deséchage augmente de 3 à 5 heures suivantl’augmentation du volume du produit.

§ Effet de la masse du produitLa masse du produit posée sur chaque claie varie entre4kg et 12 Kg.

La figure (4) représente la variation de latempérature du produit dans le séchoir. On voit que la

température du produit de 4kg est plus élevée que à12Kg pour un temps fixé et une claie désigner.L’évolution de la température de l’air d’entrée dansl’enceinte de séchage permet à ce dernier d’obtenir plusd’humidité ce qui diminue sa température, ce quiexplique que la température du produit de la premièreclaie est plus élevée que celle de la dixième claie.D’après la figure (5), on voit la variation de l’humiditéde l’air. Le passage de l’air dans l’armoire de séchagepermet d’accumuler l’eau évaporée. C’est ce quiexplique l’humidité est lus élevée à la dixième claie queà la première. On remarque aussi que l’humidité estélevée lorsque on a diminué le diamètre du produit.

§ Effet de la température de l’air chauffé à l’entrée del’enceinte de séchage

La température de l’air d’entrée varie de 50 à 70°C avecun diamètre de 6cm et une masse de 8kg.

La figure (6) représente la variation de la teneur eneau du produit. La teneur en eau pour une températurede l’air d’entrée à 50°C est inférieure à celle de l’air à70°C. Ceci explique que l’augmentation de latempérature de l’air d’entrer permet de diminuer letemps de séchage.

La figure (7) montre la variation de la températurede l’air chauffé dans l’enceinte de séchage. Le passagede l’air par les claies du séchoir lui permet d’obtenirl’eau évaporée du produit. Cela conduit à la diminutionde sa température. On remarque aussi que la pente dugraphe à 70°C est plus grande qu’à 50°C. Ceci est dûque l’évaporation de l’eau du produit est plus importanteà 70°C qu’à 50°C.La figure (8) représente l’évaluation de l’humidité del’air dans l’armoire de séchage. On remarque quel’humidité de l’air est plus importante à 70°C que à50°C, parce que l’air chauffé récupère plus d’eauévaporée à 70°C qu’à 50°C. Alors, l’augmentation de latempérature de l’air d’entrée accélère l’évaporation del’eau du produit, ce qui réduit le temps de séchage.

Fig (2) : Effet de l’ordre des claies sur lateneur d’eau du produit.

0,0 2,0x102 4,0x102 6,0x1020

1

2

3

4

5

6

7

8Tair d'entré= 60°C

Tene

ur en

eau

(Kg/

Kg)

Temps de séchage (min)

j=10 j=8 j=4 j=2

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Fig (3) : Effet du diamètre du produit sursa teneur en eau.

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

0

2

4

6

8Te

neur

en

eau

(Kg/

Kg)

temps de séchage (heurs)

D = 6cm 8cm 10cm

Fig (4) : Effet du diamètre du produit sursa température

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

0

2

4

6

8

Tene

ur e

n ea

u (K

g/K

g)

temps de séchage(min)

50 C° 60 C° 70 C°

Fig (5) : Influence du diamètre surl’humidité de l’air intérieur

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10283

284

285

286

287

288

289

290

Tem

péra

ture

du

prod

uit(K

)

Nombre des claies

4kg 8Kg 12Kg

Fig (6) : Effet de la température de l’air d’entréesur la teneur en eau du produit.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

300

305

310

315

320

325

330

335

Tem

péra

ture

de

l'air

inté

rieur

(K)

Nombre des claies

50°C 60°C 70°C

Fig (7) : Variation de la température de l’aird’entrée dans le séchoir.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

14,8

15,0

15,2

15,4

15,6

15,8

16,0

16,2

16,4

16,6

16,8

17,0

Hum

idité

(g/K

g)

Nombre de claie

4kg 8kg 12kg

Fig (8) : Effet de la température del’air chauffé sur l’humidité.

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 148

10

12

14

16

18

20

22

24

26

28

Hum

idité

(g/K

g)

temps (h)

50°C 60°C 70°C

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5. Conclusion

L’étude théorique de l’enceinte de séchage permet,de distinguer une différence de séchage du produit desdiverses claies du séchoir. L’étude permet aussi dedéterminer l’influence de la masse et le diamètre duproduit sur la variation de sa température et de sa teneurd’eau et aussi la variation des propriétés physique del’air chauffée.La progression de l’air chauffé en hauteur, c’est à direson passage par plusieurs claies dans le séchoir, conduità l’augmentation de la teneur en eau du produit de cesclaies. La cause de cela est l’eau dégagée du produitsous forme de vapeur d’eau, récupérée par l’air ce quidiminue sa température et par conséquent la chaleurapportée à ce produit.Pour ces motifs, il est donc nécessaire de bien choisir lesparamètres pour avoir un séchage de tout le produit setrouvant dans le séchoir avec une optimisation du tempsde séchage.

Références

[1] C.F. Gerold, P.O. Wheatley, "Numerical analysis",Prindel and Schmidt, Boston, 1985.

[2] M. Daguenet, "Les séchoirs solaires, théorie etpratique", U.N.E.S.C.O, 1984.

[3] S. Youcef-Ali, J. Y Desmons, A. Abene, "Numericaland experimental study of the drying of a potato inforced convection in a drier with racks",Environnement and Solar, Vol. 19-17, pp. 175-180,IEEE CNF, 2000.

[4] M. Boumahrat, A. Gourdin, "Méthodes numériquesappliquées", O.P.U, 1993.

[5] C.T. Kiranoudis, Z.B. Maroulis, D. Marinos, "Molselection air drying of foods" Drying 92, pp.785-793,1992.

[6] C.T. Kiranoudis, Z.B.Maroulis, D. Marinos, "Massetransfer model building in drying", DryingTechnology, pp. 1251-1270, 1993

Nomenclature

Cp : chaleur spécifiqueD : diamètrehC : coefficient de transfert convectifhR : coefficient de transfert radiatifhCD : coefficient de transfert conductifLv : chaleur latente de vaporisation·

m : débit massiqueS : surfaceT : températuret : tempsW : humidité absolue

X : teneur en eau

dtdX

: vitesse de séchage

Indices

a : air chaufféeam : air ambiantpr : produit alimentairepi : paroi intérieurepe : paroi extérieurex : tranche de séchoirj : nombre de claie

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude théorique et expérimentale des deux capteurs à air type serre et typeplan

A. BOUBEGHAL(*), M. BENHAMMOU, S. OUEJDI H, MOUNGAR, L. AMER & B. OMARI

Unité de Recherche en Energies Renouvelables en Milieu Saharien, Adrar, 1000 Algérie(*) [email protected]

Résumé

Nous proposons dans notre étude de comparer le capteur à air classique avec une serre à couverturetransparente avec deux surfaces noir d’absorption (horizontale et verticale). Ce choix est associe à un effort qui viseà minimiser le coût de la serre et à faciliter sa construction et ce, grâce à un choix de matériaux spécifique et unegéométrie relativement simple.

Le modèle numérique simulant le fonctionnement du capteur à air plan est validé en confrontant les résultats dela simulation avec ceux de l’expérience.En plus, notre capteur plan à air même dans des périodes automnales reste performant et peut assurer le séchage denotre produit.

Mots clés : Séchage solaire, Cinétique de séchage, Différences finis, Produit alimentaire, Temps de séchage, Teneuren eau.

1. IntroductionLes capteurs solaires à air transforment l’énergieradiante du soleil en énergie thermique extraite par l’airen écoulement dans le capteur. Cette énergie est utiliséedans différentes applications solaires, comme parexemple le séchage des aliments agro-alimentaires et lechauffage des locaux d’habitation. Plusieurs types decapteurs à air ont été construits et testés à travers lemonde. Plusieurs types de capteurs à air ont étéconstruits et testés à travers le monde, l’objectif étant decollecter le maximum d’énergie solaire à un coûtminimum [1]. Pour atteindre cet objectif, deux grandesvoies sont aujourd’hui explorées : une préconisel’utilisation de remplacer la couverture vitreuse par unecouverture plastique. Avec leurs poids relativementfaible, leur bonne résistance aux chocs et aux jets depierre et leur bonne transparence au rayonnementsolaire, certaine plastique comme le polyéthylène est

mieux indiqué que le verre pour servir de couverturetransparente.Le principal défaut des plastiques est qu’ils dégradent aucours du temps sous l’action ces UV contenus dans lerayonnement solaire.

2. Analyse théorique2. 1 Bilan thermique de la serreBilan thermique au niveau de l’absorbeur horizontalm1 Cp1 (dT1/dt) = aa tc s1 Gh – s1 hr12 (T1-T2) – s1 hr13(T1-T3) – hc14 s1 (T1-T4) – U1 s1 (T1-Ta)

Bilan thermique au niveau de l’absorbeur verticalm2 Cp2 (dT2/dt) = s2 aa tc Gv + s1 hr12 (T1-T2) – s2 hr23(T2-T3) – s2 hc24 (T2-T4) – s2 U2 (T2-Ta)

Bilan thermique au niveau de la couverture transparentem3 Cp3 (dT3/dt) = s1 hr13 (T1-T3) + s2 hr23 (T2-T3) + s3hc43 (T4-T3) – s3 hr3s (T3-Ts) – s3 hev (T3-Ta)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Bilan thermique au niveau de l’air intérieurm4 Cp4 (dT4/dt) = D Cp4 Ta + s1 hc14 (T1-T4) + s2 hc24(T2-T4) – s3 hc43 (T4-T3) – D Cp4 T4

2. 1 Bilan thermique du capteur plan

Bilan thermique au niveau de l’absorbeurm11 Cp11 (dT11/dt) = aa tc s11 Gh – s1 hr1133 (T11-T33) –hc14 s1 (T11-T44) – U1 s1 (T1-Ta)

Bilan thermique au niveau de la vitrem33 Cp33 (dT33/dt) = s1 hr1133 (T11-T33) + s3 hc4433 (T44-T33) – s3 hr3s (T3-Ts) – s3 hev (T3-Ta)

Bilan thermique au niveau de l’air intérieurm44 Cp44(dT44/dt) +m4Cp44 dT44/dx= s1 hc1144 (T11-T44)+s3 hc43 (T4-T3)

3. Résultats théoriquesLa figure (1) illustre l’évolution de la température del’air intérieur, agent séchant, pour différentes journéestypes choisies pour chaque saison. On constate que latempérature de l’air intérieur augmente suivant la saison.Il est évident d’après la figure (2) que cette évolution esttrès importante par rapport à l’évolution d’un capteur àair classique (un seul passage), surtout dans la période laplus défavorable où la température ambiante est trèsbasse. Ceci est confirmé dans le tableau (1). Ce derniermontre que lors du passage de l’air ambiant dans laserre, l’augmentation de sa température peut allerjusqu’à 49°C à Midi, tandis que cette augmentation nedépasse pas 39°C pour un capteur à air classique. Onconclut que notre serre produit davantage qu’un capteurclassique. Ceci est dû à l’utilisation d’un deuxièmeabsorbeur vertical qui est le plus efficace dans la périodehivernale.

Dans le but d’apparaître l’effet de l’absorbeur vertical,nous avons fait une comparaison entre l’intensité del’éclairement solaire incident sur la surface horizontaleet celui incident sur la surface verticale. La figure 5montre que le premier est plus important pendant lapériode estivale.Par ailleurs, pendant l’hiver l’intensité de l’éclairementsolaire incident sur la surface verticale est le plusintense[2]. Cela ce vois nettement sur la figure (3). Ceciconfirme que l’absorbeur vertical peut apporter en hiverune quantité d’énergie en plus, entraînantl’augmentation de la température de l’air intérieur.

Fig (1) : Variation de la température de l’air intérieurde la serre pour différents journées types

Tableau (1) Augmentation de la température del’air ambiant lors du passage dans la serre.

Janvier Avril Juillet OctobreAir ambiant 25 30 50 40

Air intérieur de laserre 74 78 90 86

Air intérieur ducapteur 64 86 102 84

Ecart pour la serre 49 48 40 46Ecart pour le

capteur 39 56 52 44

Fig (2) : Evolution de la température de l’air intérieurde la serre et du capteur classique pour le 17 Janvier

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Tem

péra

ture

de

l'air

inté

rieur

(°C

)

temps (h)

Serre Capteur à air classique

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30-10

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Tem

péra

ture

de

l'air

inté

rieur

de

la s

erre

(°C

)

temps (h)

17 Janvier 15 Avril 17 Juillet 15 October

Fig (3) : variation du rayonnement solaire de lasurface d’absorption verticale et horizontal pour

le 17 Janvier

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30-100

0

100

200

300

400

500

600

700

800

Ecla

irem

ent (

w/m

2 )

temps (h)

Absorbeur horizontal Absorbeur vertica l

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

La figure (4) établit une comparaison entre le cas d’uneserre avec isolation et le cas sans isolation. On remarqueque l’isolation permet d’améliorer les performancesthermiques de la serre et avoir une augmentationd’environ de 30°C.

Les figures (5, 6) relèvent l’évolution des températuresde tous les éléments de la serre dans la période hivernaleet estivale. On voit que les températures augmententavec le rayonnement solaire jusqu’à atteindre une valeurmaximale à 13h (temps local). Au coucher du soleil, onconstate qu’un équilibre thermique du système estatteint. Cela s’explique par la convergence destempératures des différents éléments vers la températureambiante.

II. Expérimental

III. 1 Réalisation d’un capteur solaire à air planLes étapes de la réalisation de notre capteur solaire sontillustrées dans les images suivantes :

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 300

20

40

60

80

100

120

Absorbeur horizontal Absorbeur vertical Couverture transparente Air intérieur Air ambiant

Tem

péra

ture

(°C

)

temps (h)

Fig (6) : Evolution des températures des différentséléments de la serre pour le 17 Juillet

Tableau (2) : Récapitulation des résultats relatifsaux journées types de simulation.

Absorbeurhorizontal

Absorbeurvertical

Couverture AirIntérieur

Airambiant

17Janvier

96 98 49 74 2515

Avril106 97 52 78 30

17Juillet

115 102 68 89 5015

Octobre110 109 63 86 40

Fig (5) : Evolution des températures des différentséléments de la serre pour le 17 Janvier

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30

0

20

40

60

80

100

Tem

péra

ture

(°C

)

temps (h)

Absorbeur horizontal Absorbeur vertical Couverture transparente Air intérieur Air ambiant

Fig (4) : Effet de l’isolation sur la température de l’airintérieur pour le 17 Janvier

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30-10

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Tem

péra

ture

de

l'air

inté

rieur

(°C

)

temps (h)

Avec Isolation Sans isolation

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

III. 1 Construction d’un capteur à air typeserre :Les différentes escales de la construction de la serre sontreprésentées d’après ces photos :

Résultats expérimentaux

La figure (7) représente l’évolution de latempérature de tous les éléments du capteur pour lajournée du 27/11/06. On voit que les températuresaugmentent avec le rayonnement solaire jusqu’àatteindre des valeurs maximales après midi (90°C à13h), puis elles diminuent progressivement. Au coucherdu soleil, on constate qu’un équilibre thermique dusystème est atteint. Cela s’explique par la convergencedes températures des différents éléments vers latempérature ambiante.D’après la comparaison entre les courbes de la figure (8)et les courbes de la figure (9) pour la journée du25/11/2006, on remarque que les résultats théoriquess’accordent avec les résultats expérimentaux. Pour celaon peut dit que le modèle numérique simulant lefonctionnement du capteur à air plan est validé.D’après la figure (10), on remarque que la températuredu milieu de l’absorbeur est inférieure à celle au bordhaut. Ce qui explique la graduation de la températuredes éléments du capteur selon sa longueur [3].La figure (11,12) montre que l’écart entre la températurede l’air ambiant et l’air chauffée par le capteur est trèsimportant dans la période diurne. Ceci explique que lecapteur plan à air même dans des périodes ditesautomnales reste performant du point de vue thermiqueet peut assurer le séchage de notre produit.

Discussion et conclusion

Le modèle mathématique établi, ainsi que leprogramme de calcul élaboré sont utilisés pourdéterminer le comportement thermique d’uncapteur à air sous forme d’une serre au cours d’uneannée.Sur la lumière des résultats obtenus, on a trouvé quenotre serre est plus performante que le capteur à airclassique.Grâce à l’absorbeur vertical, nous avons pu atteindre destempératures très élevées dans la période hivernale. Deplus l’existence de l’isolation permet d’améliorer lesperformances thermiques de la serre.

Le modèle numérique simulant le fonctionnementdu capteur à air plan est validé en confrontant lesrésultats de la simulation avec ceux de l’expérience.En plus, notre capteur plan à air même dans des périodesautomnales reste performant et peut assurer le séchagede notre produit.

Références Bibliographiques

[1] D. Njomo E. Etude théorique du comportementthermique d’un capteur solaire plan à air à couverturecombine plastique-vitre. Rev. Gén. Therm Vol 37,PP973-980, 1998.[3] John A, Beckman A. Solar Engineering of ThermalProcesses. A Wiley- Interscience Publication. NewYork, 1991.[2] Qothuizen P. Simulation of natural convection solarrice dryer. International Conference on AlternativeEnergy Sources. Florida, Int 1985: 193-196.

Nomenclaturea : Coefficient d’absorptiont : Coefficient de transmissionhr : Coefficient d’échange thermique par rayonnementhc : Coefficient d’échange thermique par convectionhev : Coefficient d’échange extérieure dû au ventD : début massiqueT : Températuret : Le tempsU : Vitesse du ventCp : Capacité calorifique

INDICES1 : absorbeur horizontal de la serre2 : absorbeur vertical de la serre3 : Couverture transparente la serre4 : Air intérieur11 : plaque d’absorption du capteur33 : vitre du capteur44 : air intérieur du capteur

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Résultats théoriques

10.00 20.00 30.00temps (h)

40.00

80.00

120.00

Tem

péra

ture

(°C

)

27-11-06

T-absorbeur au mileu

T-absorbeur au bord supérieur

Fig (10) : Graduation de la température del’absorbeur selon sa longueur.

10.00 20.00 30.00temps (h)

40.00

80.00

120.00

Tem

péra

ture

(°C

)

23-11-06

T-air sortie de capteur

T-air ambiant

Fig (12) : Variation de la température de l’airchauffée par apport à l’air ambiant pour

28/11/06.

20.00 40.00 60.00 80.00temps (h)

40.00

80.00

120.00

Tem

péra

ture

(°C

)

evolution de la tampérature de l'air pour trois jours 29-30-01

T-air chauffée (sortie)

T-air ambiant

Fig (11) : Variation de la température de l’airchauffée par apport à l’air ambiant pour trois

jours 29-30/11et 01/12/2006.

10.00 20.00 30.00temps (h)

0.00

40.00

80.00

120.00Te

mpé

ratu

re (°

C)

27_11_06

T-absorbeur

T-air sortie

T-vitre

T-air ambiant

Fig (7) : Evolution des températures desdifférents éléments de capteur plan pour le

27/11/06.

Fig (9) : Evolution des températures desdifférents éléments de capteur plan pour le

25/11/06.

10.00 20.00 30.00temps (h)

0.00

40.00

80.00

120.00

Tem

pertu

re (C

)

25-11-06

T-absorbeur

T-air sortie

T-vitre

T-air ambiant

Résultats expérimentaux

Fig (8) : Evolution des températures desdifférents éléments de capteur plan

pour le 25/11/06.

8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 300

20

40

60

80

100

120

2 5/11/06 T-Absor beur T-vitr e T-Air sor tie T-Air ambiant

Tem

péra

ture

(°C)

temps (h)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

CONTROLE A DISTANCE D’UNEINSTALLATION DE PRODUCTION

D’EAU CHAUDE SOLAIRE

F. BOUHIRED

Centre de Développement des EnergiesRenouvelables, 62 route de l’observatoire

Bouzareah, Alger, Algérie

M. ZELMAT

Université M’hamed Bougara, INHC,Boumerdes, Algérie

[email protected]

M. BELHAMELCentre de Développement des Energies Renouvelables,

62 route de l’observatoire Bouzareah, Alger, Algérie

ABSTRACT The production of hot water thanksto solar energy allows a better use of the energyresources available and contributes to thereduction of the gas emissions for purpose ofgreenhouse. The goal of our work is to study theenergy performances of the generating stations ofhot water solar through the use of the advancedtechniques allowing the ordering and the remotecontrol of the energetic efficiency and to ensurethe correct operation of the installation constantlyand thus to guarantee the results. A partner ofmeasurement is carried out on an installationlocated in Algiers and which is equipped with allthe instruments necessary (Temperature sensor,pulse counters, electric meters… etc), thedetectors take measurements and transmit themto a station control room, from there of thesuitable orders are transmitted towards theelectric pumps, supplements, valves etc Adimensioning correct of the installation to ensurean optimal productivity is necessary for that weused the software SOLO developed by CSTBFrance, it is a tool of prediction of the energyperformances of the generating stations of hotwater solar and which is based on dynamicsimulation. The results of simulation arecompared with the measured real results.

I. INTRODUCTION

L’Algérie est un pays riche en pétrole et en gaz,mais aussi en énergie solaire dont le potentielatteint plus de 3000h d’ensoleillement /an, cesénergies ne sont pas égales vis a vis de l’impactsur l’environnement et l’économie, conscientede l’intérêt à choisir les énergies propres etinépuisables pour assurer un développementdurable et harmonieux, notre pays oeuvre par lebiais de certains organismes tel que le cder pourdévelopper et promouvoir les installations del’énergie solaire, parmi ces dernières: Leschauffe eau solaires.

Un projet pilote (MEDA) a été lancé en 2004,premier de son genre en Algérie et qui concerne

l’installation d’un chauffe eau collectif au siègede l’ex RD Sonelgaz équipé d’un système detélécontrôle, permet la mesure à distance durendement énergétique et vérifier lesperformances et le bon fonctionnement del’installation à tout moment et donc l’obtentiondes résultas garantis dont est l’objectif de notretravail. Ce type de système nécessite unensemble de matériels de mesure reliés à unecentrale d’acquisition de données raccordée auréseau téléphonique.

II. DESCRIPTION DE L’INSTALLATION :

Cette installation est composée de 12 m² decaptation et deux ballons de stockage solaires300 l chacun avec un échangeur noyé et unstockage d’appoint de 200l, deux pompes uneprimaire et l’autre secondaire, compteur d'eau àémetteur d'impulsions…etc.Le schéma descriptif de cette installation estdonnée comme suit :

Figure 1..Schéma hydraulique de l’installation

Cette installation est équipée d’un système detélésurveillance, permettant de mesurer :

L’ensoleillement au moyen d’une sonded’ensoleillementLe débit d’eau chaude consommée au moyen ducompteur volumétrique

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

La température de l’eau froide à l’entrée duballon n°2La température de l’eau chaude solaire à lasortie du ballon n°1La température du départ de l’échangeur versles capteursLa température du retour des capteurs àl’échangeur afin de contrôler le fonctionnementdu circulateur (pompe) primaire et secondaire

Le circulateur primaire de l’installation solaireest piloté par un interrupteur crépusculaire enfonction de l’intensité lumineuse, le circulateurprimaire se met en service le matin et s’arrête lesoirLe circulateur secondaire asservi aufonctionnement du primaire et est piloté par unrégulateur différentielle

III.SONDES SUR INSTALLATIONSOLAIRE

On trouvera ci-dessous le détail del'implantation des différents capteurs sur leschéma hydraulique de l'installation.

Figure2 .l’emplacement des sondes sur l’installation

Le maillon de la chaîne est la centrale demesure, elle est de marque RIO de Phénix etpré- âblée dans un coffret. Sur site, il estnécessaire d’effectuer les branchements suivants:

- branchement électrique- branchement téléphonique ;- branchement des sondes de mesure.

Le coffret est placé à proximité immédiate ducoffret de régulation de l'installation, afin de s'yraccorder pour l'alimentation 220V.Voir figuresuivante :

Figure02 la centrale de mesure RIOMED de Phénix

IV.CALCULS DES PERFORMANCESMENSUELLES DE L’INSTALLATION

Le calcul mensuel de l’installation deproduction d’eau chaude solaire est fait par lelogiciel solo dévelopé par CSTB France,qui estun logiciel de dimensionnement et un moyenpour garantir les résultats solaires, les résultatsde dimensionnement sont représentés sur lafigure3 suivante (voir tableau n°1):

taux de couverture solaire en fonctiondes mois

020406080

100120

janvie

rmars mai

juille

t

septe

mbre

nove

mbre

Mois

taux

de

couv

ertu

re

Série1

éz

Irradiation capteurs wh/m²,jourAlger

0

2000

4000

6000

8000

jan fev mar avr mai juin juiaou

t sep oct nov decmois

Irrad

iatio

n ca

pteu

rsw

h/m

²,jou

r

taux de couverture solaire en fonctiondes mois

020406080

100120

janvie

rmars mai

juille

t

septe

mbre

nove

mbre

Mois

taux

de

couv

ertu

re

Série1

Apports solaires mensuelkwh/mois

0

200

400

600

800

janv

mars mai juil

sept

nov

mois

App

orts

kw

h

Série1

Figure 3 résultats de dimensionnement

VM

CaBal T TSol Bald'appSolaBal TT

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

V.INTERPRETATION DES RESULTATS DEDIMENSIONNEMENT

Les résultats de dimensionnement sont trèssatisfaisants avec un taux de couverture solairede 78.2% et une productivité annuelle de506kwh/m²/anUn bon dimensionnement doit conduire àsatisfaire 50 à 80% des besoins en eau chaudedans ce cas là on peut garantir les résultats et lacomparer à celles mesurés.

VI.RESULTATS ET INTERPRETATION DESCOURBES DE L’INSTALLATION

TELECONTROLEE

Les résultats obtenus de la première année defonctionnement, montrent que l’installationsolaire a prouvé sa capacité à délivrer laquantité annuelle d’énergie prévue voir FIG01,02 même la consommation mensuelle estgarantie courbe03 par contre pour les courbes04,06 on remarque qu’il y a une anomalie, lapompe secondaire fonctionne plus que la pompeprimaire,dans ce cas une intervention pourcorriger ce problème est nécessaire, ce dernierpeut être du à la grande consommationjournalière comme le montre la figure 05Pour les autres années on a remarqué que lesystème est à l’arrêt pratiquement surtout pour2006Notre intervention sur site montre quel’installation fonctionne très bien, on a de l’eauchaude tout le temps à des températuresdésirées, vérification du système de télécontrôleest nécessaire tout les 48h si il le faut pourpasser à d’autre vérification.

CONCLUSION :

Les chauffe eau solaires sont très rentables enAlgérie, car le climat est très favorable, unchauffe eau solaire bien conçu peut satisfairejusqu'à 80% des besoins en eau chaude.Le suivi des performances des installationssolaires impose la mise en place d’équipementsspécifiques de mesure et de télésuivi quipermettent de garantir les résultats solaires et depromouvoir des bonnes installations.Pour garantir les performances de cesinstallations, il faut les connaître et les qualifierpar, le développement des méthodes dedimensionnement et de simulation les plusavancées technologiquement, et développer lescomposants de bonnes qualité conformémentaux normes et aux spécifications techniques cartoute erreur peut pénaliser l’utilisation dusolaire en AlgérieNotre travail contribue au développement dudomaine de production d’eau chaude solairedans notre pays, par la recherche des systèmesolaires les plus performants de point de vuéconomie et environnement. Notre souhait etque l’état encourage ce genre d’application àtravers des subventions et des crédit et depouvoir généralisé la garantie des résultatssolaires pour toutes les installations collectives

qui vont être installées dans l’habitat et letertiaire.

REFERENCES

[1] F.Bouhired, et al «Application de la logiquefloue dans un système de régulation detempérature pour Le chauffe eausolaire».séminaire Adrar2001.

[2] F.Bouhired, « commande et contrôle d’uneinstallation solaire thermique », Thèse demagister en Automatique, option automatiqueappliquée et traitement du signal, soutenu le 07octobre 2004.

[3] F.Bouhired et al « Etude comparative desperformances thermique d’un prototype dechauffe eau solaire pour deux sitesAlgériens »séminaire chlef, Algérie fuel2005

[4] D.Gilliaert, et al «performancesPrévisionnelles des installations solaires deproduction d’eau chaude sanitaire», TECSOL,PERPIGNAN, France.2000

[5] A.Hamid et al «Study and realization of asolar water heating installation for differentremote sites of Algeria», incorporating the 7 thArab conference on solar Energy, sharjah, UAE,February 2001

[6]Guide pratique de l’ADEME, , «l’eau chaudesolaire collective» ,formation Tunis 2002

[7] Cours Alsace, Energie solaire Tecsol,France, Formation Strasbourg, 2004

[8] AESTBM - Télésuivi des projets pilotes,Notice d'installation du poste local, t.4.2sep2004

[9]A.F.M.E, «eau chaude solaire conception,dimensionnement et réalisation des installationscollectives»IC

RE'07 U

nivers

ity O

f Beja

ia

Tableau 1

Alger, latitude: 36.7Données météo

Mois I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII

T° exterieure 11.0 12.0 13.0 15.0 18.0 21.0 24.0 25.0 23.0 19.0 15.0 12.0

T° de l'eau 14.2 14.7 15.2 16.2 17.7 19.2 20.7 21.2 20.2 18.2 16.2 14.7

L’installation

Capteurs Stockage

Surface 12.0 m2

Inclinaison 36.7 °/Horiz

Orientation 0 °/Sud

Coefficient B 0.76

Coefficient K 4.34 W/m2.°C

Situation Exterieur

Temperature ECS 50 °C

Volume de stockage total solaire etappoint 800 Litres

Cste de refroidissement 0.1911 Wh/L.j.°C

Type d'installationCirculation forcee,echangeur noye

Taux couverture solaire 78.0 % Apport solaire annuel 6078 kWh/an

Besoin annuel 7796 kWh/an Productivite annuelle 506 kWh/m2.an

fig 01 irradiation mesurée et de référence fig 02 Energie garantie,mesurée et théorique

fig 03 consommation mesurée et garantie fig 04 fonctionnement de deux pompes en oct

fig 05 consommation mesurée et garantie/jour fig 06 fonctionnement de deux pompes nov

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

fig 07 Energie théorique,garantie,mesurée fig 08 consommation mesurée,garantie2005

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Résultats préliminaires de l’expérimentation d’undistillateur vertical à deux basins

Mebarek Boukar* Arezki Harmim M’hammed AmmarDivision de thermique et thermodynamique

Unité de recherche en énergies renouvelables en milieu saharienAdrar, Algérie

E-mail [email protected]

Résumé—un distillateur solaire vertical de section transversaletrapézoïdal, dont la plus grande hauteur est de 0.98 m, lapetite hauteur est de 0.84 m et dont la base sur laquellerepose le distillateur est de longueur 0.51 m. Le distillateur estconstruit et expérimenté à l’unité de recherche en énergiesrenouvelables en milieu saharien à Adrar. Le distillateur estcomposé de deux basins, un basin supérieur et un basininférieur, le prototype peut pivoter autour d’un axe verticalpermettant l’orientation du distillateur de l’est à l’ouest. Leprésent papier examine les résultats préliminaires obtenus lorsdes tests effectués sur le distillateur vertical dans les conditionsréelles du milieu saharien durant la période allant d’avril aujuillet 2006.

I. INTRODUCTIONLe Sahara algérien est considéré parmi les régions du

monde le plus ensoleillé. L’énergie solaire, peut être utiliséepour combler aux insuffisances du manque d’eau potable etde procéder au dessalement d’eau en utilisant la distillationthermosolaire domestique.

La distillation solaire directe par effet serre, dont larusticité convient bien aux régions désertiques mais confinéeà cause d’une efficacité très faible, cette technique est utilisédans l’expérimentation des prototypes de distillateurssolaires à Adrar [1,5]. La distillation par énergie solaire,diffère de la distillation qui utilise les énergiesconventionnelles, ces derniers visent à obtenir uneproduction plus ou moins constante, à toutes les heures dujour et pendant toutes les saisons de l’année, alors que ladistillation solaire fonctionne selon le rayonnement solaire.

Un distillateur vertical multiple effet est couplé à uncapteur plan a l’objet de l’analyse des performances et desimulation par Kiatsiriroat et al [6,7]. Dans le but dedévelopper des distillateurs solaires à petite échelle, nousavons conçu et expérimenté un distillateur solaire verticalfonctionnant en mode direct et en indirect [8,9]. Lacommunication, présente les résultats préliminaires del’expérimentation d’un nouveau distillateur solaire vertical àdeux basins, ce prototype est testé dans les conditions réelles

du milieu saharien à adrar. Les résultats présentés dans cepapier sont ceux des deux jours de test consécutifs du moisd’avril 2006, il s’agit du 3 et 4 avril.

II. LA PROCEDURE EXPERIMENTALE ETINSTRUMENTATION

Le distillateur vertical à deux, dont la photo est présentéepar la figure 1, est monté sur la plate forme des essais del’Unité de Recherche en Energies Renouvelables en MilieuSaharien à Adrar.

Fig.1 le nouveau distillateur solaire vertical

Le distillateur est composé principalement d’une enceinteverticale dont la section transversale est de formetrapézoïdal. La plus grande hauteur est de 0.98 et la pluspetite est de 0.84 m et d’une base de 0.51 m, la baseconstitue l’ossature du basin inférieur. La face avant dudistillateur constitue le capteur solaire, qui capte lerayonnement solaire, l’eau ruisselle sur un tissu derrièrel’absorbeur du capteur. Le basin supérieur dont la surface

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



contenant l’eau saumâtre est incliné légèrement, ce basin estcomposé de trois marches. Le distillateur est alimenté par lebasin supérieur, la dernière marche du basin supérieur estmunie d’un trop plein afin de réguler l’eau. L’eau distillée dubasin supérieur est récupérée en dessous du vitrage incliné etensuite est collecté dans une bouteille. L’excès de l’eaus’écoule à travers un tube distributeur derrière un tissu collécontre la plaque absorbante du capteur.

L’eau préchauffé dans le basin supérieur, encore chaufféepar le capteur solaire de la face avant du distillateur, estcollecté dans le deuxième basin, qui à son tour muni d’untrop plein. Le basin inférieur reçoit directement lerayonnement solaire à travers deux vitrages verticaux est etouest. La condensation est effectuée sur la face interne de cesdeux vitrages. L’eau saumâtre s’évapore indirectementderrière la plaque absorbante du capteur et directement dansle basin inférieur. L’eau distillée produite est collecté pardeux gouttières perfectionnée en bas des deux vitrageverticaux, ensuite elle est récupérée à la sortie par deuxbouteilles.

Fig.2, l’emplacement des différents instruments de mesure

La figure 2, présente l’emplacement des différentsinstruments de mesure, la température ambiante Ta, estmesurée sous abri à côté du système, les sondes de mesurede la température sont des thermocouples de type K, T1, T2,T3, désignent respectivement la température du vitrageincliné (basin supérieur), la température des deux vitresverticales ouest et est (basin inférieur).

Les températures T4 et T5 désignent, respectivement latempérature de l’eau saumâtre dans la marche moyenne dubasin supérieur et du basin inférieur. Le rayonnement solairesur le plan horizontal est mesuré à l’aide d’un pyranomètre Pde type KIPP et ZONEN de deuxième classe, le débit dudistillat est mesuré chaque heure, il est mesuré à l’aide d’uneéprouvette graduée EG.

Les différents paramètres, rayonnement et températuressont enregistrés continuellement pour un pas du temps d’uneminute, à l’aide d’une acquisition de données de marqueFLUKE. Dans le calcul des températures et du rayonnementles valeurs scrutées sont intègres sur un intervalle d’uneheure.

III. DISCUSSION DES RESULTATSLe montage expérimental du distillateur sur la plate

forme des essais est illustré par la photo de la figure 3. Lestestes expérimentaux sont effectués sur le distillateur du moisd’avril au mois du juillet. Le suivi expérimental du systèmeest effectué du 8 heures à 16 heures. L’eau distillée produiteest mesurée à chaque heure. Chaque matin l’eau estrenouvelée dans les deux basins. Les résultats obtenus sontprésentés par les courbes des figures ci-dessous.

Fig.3 montage expérimental

Fig.3 Evolution de la température des basins

La figure 3, présente l’évolution horaire de l’eausaumâtre contenue dans les deux basins pour les tests du 3avril, la température de l’eau saumâtre est reparti entre lestrois marches.

Fig.4 Evolution de la température des vitres

8 10 12 14 16 18 20 22 24

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80 Temp. ambiante Temp. basin sup. Temp. basin inf.

Tem

perat

ure (

° C )

Temps local ( h )

8 10 12 14 16 18 20 22 2415202530354045505560657075

Temp.ambiante Temp. vitre sup. Temp. vitre ouest Tepmp. vitre est

Tem

péra

ture

(° C

)

Temps local ( h )

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


La température maximale de l’eau enregistrée estimportante, sa valeur est de 77.67°C, la température s’élève à13 heures grâce à un manque d’eau dans les marches. Latempérature de l’eau saumâtre dans le basin supérieur permetune évaporation rapide. La température de l’eau dans le basininférieur est inférieure à la température de l’eau dans le basinsupérieur, cette dernière est exposé directement aurayonnement solaire, tandis ce que le basin inférieur estmoins exposé. La température de l’eau saumâtre dans lebasin inférieur obtenue à la même heure est de 51.37°C,puisque à cette heure le basin inférieur est ombré. La figure4, présente l’évolution horaire de la température de troisvitrages. L’allure de la courbe de la température du vitragedans le basin inférieur suit de la même manière latempérature de l’eau saumâtre contenue dans le basinsupérieur. Les températures maximales de trois vitragesrespectivement incliné, ouest et est, pour les tests du 3 avrilsont de 68.9, 56.13 et 53.99°C.

Fig.5 Evolution du rayonnement et de la température ambiante

La figure 5 présente l’évolution de la températureambiante et le rayonnement solaire global, le 3 avril, lesvaleurs maximales respectives sont 39.54°C et 998.41W/m².

Fig.6 Evolution de la température des basins

De la même manière, les figures 6, 7 et 8 présententrespectivement l’évolution horaire de la température de l’eausaumâtre dans les basins, les températures de différentsvitrage et la variation du rayonnement solaire et de latempérature ambiante pour la journée du 4 avril.

Fig. 7 Evolution de la température des vitres

Fig.8 Evolution du rayonnement et de la température ambiante

Lors des tests du 4 avril (figure 6), la chute de latempérature de l’eau saumâtre et du vitrage entre 15 heureset 17 heures est importante, la chute est du à l’ajout del’eau saumâtre dans le basin supérieur.

Fig.9 Evolution de la productivité horaire par le temps le 3 avril 2006

Les figures 9 et 10 présentent l’évolution horaire dudistillat produit respectivement pour les jours du 3 et 4 avril.La production en eau distillée de deux basins est presqueidentique avant 11 heures pour le 3 avril (figure 9), après 11heures, la production du basin supérieur est importanterelativement à la production du basin inférieur.

8 10 12 14 16 18 20 22 2420

30

40

50

60

70

80

90

100

110

Temps local en ( h )

Tem

péra

ture

en (

°C )

Température ambiante

010020030040050060070080090010001100

Rayonnement en ( W/m

² )

Global horizontal

8 10 12 14 16 18 20 22 2410

20

30

40

50

60

70

80 Temp. ambiante Temp. basin sup. Temp. basin inf.

Tem

péra

ture

( ° C

)

Temps local ( h )

8 10 12 14 16 18 20 22 2420

30

40

50

60

70

80

90

100

110

Temps local en ( h )

Tem

péra

ture

en (°

C)


0

200

400

600

800

1000

Rayonnement en ( W/m

² )

Global horizontal

7 8 9 10 11 12 13 14 15 161

21416181

101121141161181201221241

Basin sup. ( vitre inclinée ) Basin inf. ( vitre est ) Basin inf. ( vitre ouest )

Prod

uctiv

ité (

ml/h

)

Temps local ( h )

8 10 12 14 16 18 20 22 24

152025303540455055606570

Temp. ambiante Temp. vitre sup. Temp. vitre ouest Temp. vitre est

Tem

péra

ture

( ° C

)

Temps local ( h )

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Fig.10 Evolution de la productivité horaire

De la même manière on observe que pour la journée du 4avril ( figure ), la production en eau distillée du basinsupérieur est influé par l’ajout de l’eau à 13 heures tempslocal.

TABLE I. EAU DISTILLEE COLLECTEE

Basin supérieur Basin inférieurJoursVitre inclinée Vitre est Vitre ouest

3 avril 0.330 l 0.330 l 0.230 l4 avril 0.290 l 0.200 l 0.160 l

Dans le tableau 1, sont consignés la production nocturne desdeux basins ( la production nocturne est définie dans ces testscomme la production du distillateur du temps de l’arrêt destests jusqu’au temps de début des tests du jour précèdent), laproduction du basin inférieur est supérieur à la production dubasin supérieur, parce que la masse d’eau saumâtre contenuedans le basin inférieur permet le stockage de chaleur qui estrestituée la nuit.

IV. CONCLUSIONS

Dans ce papier on a évalué les résultants préliminairesobtenus lors de l’expérimentation d’un nouveau distillateursolaire vertical à deux basins testé dans les conditions réellesdu milieu saharien. Les tests présentés dans ce papier sontceux des deux jours de test consécutifs du mois d’avril, le 3et 4 avril 2006. Le basin supérieur est exposé directement aurayonnement solaire, la quantité d’eau saumâtre contenuedans les marches est faible c’est pour cette raison qui lavaporisation se produit rapidement, mais le temps de séjour

de l’eau dans les marches est très court, le basin n’est pasisolé thermiquement.

Le basin inférieur avec sa contenance en eau, unequantité de chaleur est emmagasinée dans l’eau, c’est pourcette raison que la température de l’eau saumâtre après lecoucher du soleil est supérieure à la température de l’eausaumâtre contenu dans le basin supérieur. La quantité d’eaudistillée produite après l’arrêt des tests, jusqu’à 8 heures delendemain pour le 3 avril, l’eau distillée produite par le basinsupérieur et inférieur sont respectivement de 0.330 et 0.560l /j. Le 4 avril, l’eau distillée produite par le basin supérieuret inférieur du distillateur, sont respectivement de 0.290 et0.360 l /j. La quantité d’eau journalière produite par ledistillateur le 3 et 4 avril sont respectivement de 2.54 et 2.26l /j. Pour améliorer le rendement du prototype, on doit fairel’isolement du basin supérieur et tirer profit du rayonnementsolaire par l’ajout des réflecteurs.

REFERENCES

[1] A.Harmim, M.Boukar, Simulation du fonctionnement d’un distillateursolaire hot box couplé à un insolateur plan. Revue Internationaled’Héliotechnique, Printemps N° 21, 2000, pp.9 -14.

[2] A. Harmim et M. Boukar, Simulation et expérimentation d’un distillateursolaire Hot Box couplé à un insolateur plan , Premier séminaire sur lacontribution de l’énergie solaire et éolienne dans le développementdurable, ENERSOLE 01. Adrar, Algérie, du 30 au 31 octobre 2001.

[3] M. Boukar et A. Harmim, Evaluation expérimentale des performancesénergétiques d’un distillateur couplé à un capteur plan , 4eme séminaireinternational de la physique énergétique, Bechar Algérie, du 10 au 12Novembre 1998.

[4] M. Boukar et A. Harmim, Production nocturne d’un distillateur solairecouplé à un capteur plan en milieu saharien », Journées nationalesd'études techniques et de valorisation sur l'énergie. Tlemcen,Algérie, 23 -24 Novembre 1999.

[5] M.Boukar et A.Harmim, Experimental investigation of a solar stillcoupled with a solar collector under desert climatic conditions. RevueInternationale d’Héliotechnique, Automne N° 22, 2000, pp 25-29.

[6] T.Kiatsiriroat et al, Performance analysis of multiple effect vertical stillwith a flat plate solar collector, Solar et wind Technology vol.4, No.4,1978, pp.451-457,.

|7] T.Kiatsiriroat et al Transient simulation of vertical solar still, Energyconversion and management, 1987, 27(2), pp.247-252.

[8] M.Boukar and A.Harmim, development and testing of a vertical still,Desalination, vol 158, 2003, pp. 179.

|9]M.Boukar et A.Harmim et M.Amar, Etude des performances thermiquesd’un distillateur solaire vertical indirect en milieu saharien, CongrèsNational de la Physique et ses Applications, Bechar 18-20 Décembre2006. Recueil des résumés P.192

7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

0

50

100

150

200

250

300

350 Basin sup. (vitre inclinée ) Basin inf. ( vitre est ) Basin inf. ( vitre ouest )

Prod

uctiv

ité (

ml/h

)

Temps local ( h )

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

INFLUENCE DES PARAMETRES EXTERNES ETINTERNES SUR LA PRODUCTION D'UN

DISTILLATEUR SOLAIREN. Boukerzaza, A. Chaker, Z. HaddadDépartement de Physique Energétique

Université Mentouri- Constantine-Algé[email protected]

Résumé- L’objectif essentiel de ce présent travail concerne ladétermination de la production, l'une des principalescaractéristiques de fonctionnement dont dépend le choix detout distillateur. Nous nous somme particulièrement attachés àl'étude de l'influence des paramètres externes tels quel'irradiation globale, la vitesse du vent, la températureambiante et internes à savoir la température de l'eau,l'épaisseur de la masse d'eau et l'isolation thermique sur cettecaractéristique. Cette étude a été menée sur un distillateursolaire à effet de serre. Les résultats obtenus mettent enévidence l'influence de ces paramètres sur la production dudistillateur solaire.

Mots clés : distillation solaire, distillateur, performances d'undistillateur solaire, rayonnement solaire.

I. INTRODUCTION

Le dessalement des eaux saumâtres ou des eaux de merpar distillation solaire est une opération très utilisée dans lesrégions arides, à l'échelle d'un petit village ou même d'unefamille si les besoins en eau douce sont faibles (de l'ordre dequelques m3 par jours).Plusieurs types de distillateurs solaires ont été réalisés, lesplus répandus sont ceux du type à effet de serre.Le choix d'un distillateur dépendant essentiellement de sescaractéristiques de fonctionnement, l'objectif principal de cetravail sera l'étude de l'influence de nombreux paramètres,externes et internes notamment l'irradiation globale, latempérature ambiante, la vitesse du vent, et la températurede l'eau sur la production d'un distillateur solaire à effet deserre.

II. PARAMÈTRES ET CARACTÉRISTIQUE DEFONCTIONNEMENT

A. Les caractéristiques de fonctionnement:

Un distillateur solaire est caractérisé essentiellement parles grandeurs suivantes [1].

· La production (le débit de distillat) qui est la quantitéd'eau distillée journalière produite par unité desurface d'évaporation.

v

evd

Lqm = (1)

· L'efficacité interne et l'efficacité globale respectivementdonnées par les formules suivantes:

AGLm

qq

t

vd

eau

evi .

.a

h == (2)

AGLm

AGq vdev

g ..

=×

=h (3)

Avec:

evq : Quantité de chaleur utilisée pour l'évaporation parunité de temps

A: Superficie du capteur (aire de la vitre).G: Energie solaire globale incidente par unité de surface et

par jour.

vL : Chaleur latente de vaporisation

dm : Le débit de distillat

Les Caractéristiques de fonctionnement sontgénéralement influencées par les paramètres defonctionnement [2], [3].

Deux types de paramètres influençant le système dedistillation pour un site donné doivent être pris en compte:

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


A. Paramètres externes Nous pouvons citer les paramètres géographiques (lalongitude, la latitude et la hauteur du soleil) et lesparamètres météorologiques (la vitesse du vent, Latempérature ambiante, et les paramètres d'ensoleillement).

B. Paramètres internesLes principaux étant les paramètres de position

(l'emplacement du distillateur, l'orientation…), lesparamètres de construction (la couverture, la surfaceabsorbante, la distance entre la surface d'évaporation et lasurface de condensation), et les paramètres de la saumure.

III.BILAN ENERGETIQUE D'UN DISTILLATEUR SOLAIRE

Les équations régissant le bilan thermique d'un distillateurs'écrivent comme suit:

A. Bilan thermique de la vitre

=++ evciri qqq vveviv

v ATTe

)( -l

(4)

=+ cara qq vveviv

v ATTe

)( -l

(5)

B. Bilan thermique de la masse d'eau=+-+++ baeedveciri qTTcmqqq )( eauq (6)

md.ce.(Te -Ta): flux de chaleur perdu par l'apport d'eaud'appoint.

IV. RESULTATS ET DISCUSSION

A.. Effet de l'irradiation globale sur la productionIl est évident que la production d'un distillateur dépend

étroitement de la quantité de chaleur qu'il reçoit. Ainsi etcomme le montre la figure 1, la variation de la productionmd en fonction de l'irradiation globale G, pour une vitessedu vent à peu prés constante, d'un distillateur solaire deforme quelconque plan a une allure linéaire croissante.

B. Variation de la production en fonction de la températurede l'eauLa température de l'eau Te, croît avec l'ensoleillement,

ce qui conduit en même temps à une augmentation de laproduction md (figure 2).

C. Variation de la production en fonction de la températureambianteL'augmentation moyenne de la production avec la

température ambiante a été évaluée empiriquement à unpourcentage, allant jusqu'à 6% de la production journalièremoyenne par degré Celsius. Ce qui est en bon accord avecnos résultats qui montrent que la production augmenteeffectivement avec l'élévation de la température ambiante(figure 3 et 4).

Figure 1. Variation de la production en fonction de l'irradiation globale (vitesse=1.5 m/s, température ambiante=20°c)

26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46

1

2

3

4

5

md

(Kg/

m2 .jo

ur)

Te (°C)

Figure 2. Variation de la production en fonction de la température de l'eau (v=cte)

10 15 20 25 30 35 40

30

35

40

45

50

Te=f(Ta)

5 10 15 20 25 30 35 40

0.4

0.8

1.2

1.6

2.0

2.4

2.8

md

(kg/

m2 .jo

ur)

Ta (°c)

2 3 4 5 6 7 8

1

2

3

4

5

md

Kg/m

2 .jour

G Kwh/m2.jour

Figure 3. Variation de la production en fonction de la température ambiante.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

D. Variation de la production en fonction de l'écart (Te-Ta)L'accroissement de l'écart de température (Te-Ta),

augmente la différence de température entre les surfacesintérieure et extérieure du distillateur, cette dernière étant encontact avec l'air ambiant; il en résulte un accroissement dedifférence de pressions partielles, ce qui provoquel'augmentation de la quantité d'eau condensée (figure 5).Ceci rejoint les résultats de travaux antérieurs [4].

E. Variation de la production en fonction de la vitesse duvent

La variation de la quantité d'eau distillée produite enfonction de la vitesse du vent, en maintenant la températurede l'air constante et égale à 20°C est représentée par lafigure 6. Il apparaît que dans un premier temps, laproduction augmente progressivement avec la vitesse duvent, au delà d'une valeur approximativement égale à 2 m/s,la production chuté; dans ce cas l'effet du vent est nettementdéfavorable. En effet, l'augmentation de la vitesse provoquele refroidissement de la face extérieure (surface decondensation) ce qui entraîne une diminution de latempérature de la saumure, d'une part et l'accroissement despertes par convection de l'air au niveau de la vitre (faceextérieure) qui sont liées à la vitesse du vent par lecoefficient d'échange par convection (hca=5.7+3.8v). Destravaux expérimentaux [1] ont prouvé que pour une vitessede vent allant de 0 à 2.15 m/s, la production augmente de11.5%, par contre l'effet inverse est observé pour desvaleurs plus importantes.

Pour une irradiation globale faible, l'effet du vent estdéfavorable indépendamment de la valeur de la vitesse duvent. (Figure 7)

50 100 150 200 250 300 350

0

1

2

3

4

5

6 Ta=15°C Ta=20°C Ta=30°C Ta=40°C

md

(l/m

2 .jour

)

G ( w/m2)

Figure 4. Variation de la production en fonction de l'irradiation globalepour différentes températures ambiantes.

4 8 12 16 20 24

1

2

3

4

5

6

md

( l/ m

2 .jour

)

Te-Ta (°C)

Ta=20 Ta=30 Ta=40

v=1.5m/s

Figure 5. Variation de la production en fonction de l'écart detempérature (Vitesse du vent=1..5m/s)

0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5

1.4120

1.4125

1.4130

1.4135

1.4140

1.4145

1.4150

md (

Kg/

m2 .h

r)

v (m/s)Figure 6. Variation de la production en

fonction de la vitesse du vent

15 20 25 30 35 400.38

0.39

0.40

0.41

0.42

0.43

0.44

0.45

0.46

0.47

md

Kg/h

r.m2

Ta°C

V=1m/s V=2m/s V=3m/s V=4m/s

G=600 w/m2

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

V. CONCLUSIONCette étude présente l'évaluation des principaux

paramètres influençant le système de distillation ainsi queles caractéristiques de fonctionnement d'un distillateursolaire.L'analyse est basée sur les résultats numériques de larésolution des équations régissant les transferts de chaleurdans la saumure et dans la vitre du coté intérieur etextérieur. De cette analyse, émerge les principales conclusionssuivantes:- Une augmentation de l’irradiation globale conduit à un

accroissement de la production. Néanmoins une tropgrande puissance incidente peut produire l’effet inverse.

- La production augmente avec la température ambiante et latempérature de l'eau.

- Aux fortes vitesses le vent a un effet défavorable.Pour améliorer la production il faut minimiser les pertesthermiques vers l'ambiance en utilisant un renforcementadéquat de l'isolation thermique.

REFERENCES[1] A. Chaker , et N. Boukerzaza, “Caractéristiques de fonctionnement

d'un distillateur solaire” 12èmes Journées Internationales de thermiques(JITH), Tanger (Maroc), Tome2, pp. 53- 56, novembre 2005.

[2] M.A.S. Malik, G. Tiwari, S. Kumar, et M.S. Sldha, “Solardistillation,” Oxford: Pergamon Press, 1982.

[3] Satcunanathan, et Hansen, “An investigation of some of theparameters involved in solar distillation”,” solar Energiy, vol. 14,1973, pp.353-363.

[4] “Office National de la Météorologie,”. Résumé annuel destempératures et vitesses du vent en Algérie. Centre climatologiquenational. 1992.

Figure 7. Variation de la production en fonction de la température ambiante pour différentes vitesses de vent

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

L’effet des paramètres externes sur un capteur solaire plan incliné

A. BOURAS1

1, Département de physique – universitéMentouri Constantine2, laboratoire de physique énergétique –université Mentouri [email protected]

Résumé :

Le but de ce travail est motivé par larecherche de procédé, évidemmentintermittent, qui saura exploitergratuitement l’abondance de l’énergiesolaire. Notre étude consiste à maître enrelief l’effet des paramètres externes (flux,débit et vitesse du vent) sur un capteursolaire plan incliné. La méthode nodaleconsiste à découper le capteur en tranchesfictives (mailles) de longueur x dans lesens de l’écoulement du fluide caloporteur età établir les bilans des échanges quiinterviennent aux niveaux desnœuds considérés : l’extérieure de la vitre,l’intérieur de la vitre, l’absorbeur, dans lefluide colporteur ainsi que l’intérieure etl’extérieur de l’isolant. Il est commode pourcela d’utiliser l’analogie qui existe entre lestransferts de chaleur et les lois électrique, lesprofils des températures au niveau desnœuds principaux résultats commentés.

Le programme élaboré a été validépar l’étude comparative des résultatsthéoriques et expérimentaux pris dans lesmêmes conditions.

I. INTRODUCTION

La conversion de l’énergie solaire, quiest soumise sous forme d’un rayonnementélectromagnétique, peut s’envisager suivant desprincipes physiques différents. On distingueessentiellement les conversions photoélectriqueet photochimique, ainsi que la conversionphotothermique, qui est la dégradation del’énergie solaire en chaleur.

N. BELLEL2

1, Département de physique – universitéMentouri Constantine2, laboratoire de physique énergétique –université Mentouri Constantine

Dans le domaine de la conversionphotothermique, de nombreuses applicationssont été mises en évidence, le travail présentéici s’inscrit dans la contribution de laconception et simulation des convertisseursthermiques.

De part une relative simplicité de miseen œuvre et vu l’importance des besoinsénergétique sous forme de chaleur, laconversion photothermique est encoreactuellement la plus usuelle. Concernant laproduction de chaleur à basse température, onpeut de nos jours considérer qu’au moyen dedispositifs de captation dite actifs, lesproblèmes ne sont plus que d’ordreéconomique. Le chauffage des piscines parcapteur plan est par exemple devenu classique.

Dans ce travail nous présentons L’effetdes paramètres externes sur un capteur solaireplan incliné fonctionnant en circulation forcéeavec une seule vitre.

l’étude théorique consiste à mettre enéquation les échanges énergétiques intervenantau niveau du capteur qu’on tranche en mailles,avant la résolution de ce système par unapproche numérique basé sur la méthodeitérative de Gauss Seidel nous avons placé desnœuds au sein de la maille.

nous terminerons par un étudecomparative des résultats théoriques etexpérimentales est fait pour mettre en évidencela validité de notre programme de calcule.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


II. rayonnement global extraterrestreH0 : rayonnement global extraterrestre sur unplan horizontal, est calculé par l’équationsuivant :

)1.......(sinsinsincoscos365360cos033.011367.86400

0

ss ww

nH

Où : latitude de lieu, Déclinaisonsolaire, n numéro du jour dans l’année

))81(365360sin(45.23

))284(365320sin(45.23

n

n……….(2)

L’indice de clarté

0HHKT ………….……………….……(3)

H flux solaire moyen, mensuel mesurésur un surface horizontale 2/ mw .

0H flux solaire moyen, mensuel hors del’atmosphère 2/ mw .

)4.......(........................................137.2

189.4560.3391.1

3

2

T

TTd

K

KKHH

db HHH …………….…………….(5)

bH flux moyen,mensuel direct sur unsurface horizontale 2/ mw .

dH flux moyen,mensuel diffus sur unsurface horizontale

sss

st

t

www

wwwbar

HIr

cos180

sin

coscoscos

24

sss

sd

d

dd

www

wwr

HIr

cos180

sin

coscos24

db III bbbi IRI

ww

II

b

bi

coscoscossinsinsinsincoscoscos

Le flux global parvenant au sol sur unesurface horizontale est la somme du flux directet du flux diffus

)6......(....................2cos1

2cos1

db

dbbi

II

IRII

avec : est l'albédo du solI : flux global horaire sur une surfacehorizontale

dI : flux diffus horaire sur une surfacehorizontale

bI : flux direct horaire sur une surfacehorizontale 2/ mw .

biI : flux direct sur une surfaceinclinée 2/ mw .

diI : flux diffus sur une surfaceinclinée 2/ mw .

iI : flux global horaire sur une surfaceinclinée 2/ mw .

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

fig :01 le schéma de principe d’un capteur solaire plan

III.1. Simulation du capteur

La densité de flux de chaleur échangéeentre un point de température T1 et un autrepoint de température T2 peut s’écrire sous laforme : 122121 . TTShQ Cette expression est semblable à la loid’Ohm On peut appliquer les lois d’Ohm et deKirchhoff considérons une section spatialeQuelconque du système à l’instante t, soit (i)l’un des milieux représentés dans cette section(mi) Sa masse (Kg), Cpi sa chaleur spécifique

KKgJ o. et Ti sa température (ok) .

Le bilan thermique ou noeud i

donne :n

jiij

ij

iii PTT

RtTCpm

1

1

n : ensemble de j pour les quelles Tj est unpotentiel connecte à Ti

Pi : terme source au puits

III.2. Discrétisation des équations

)7........(111

1

11

. jTjTKjTThjTThP

jTjTtSurf

Cpm

ttve

ttviv

ttveomomv

ttvecrvcv

tve

ttve

v

vv

)8(..................................................1111

1111 .

jTjTKjTjTh

jTjThjTjTtSurf

Cpm

ttvi

ttvev

ttvi

ttnvvn

ttvi

ttnnvr

tvi

ttvi

v

vv

)9........(..................................................11111

11

jTjThjTjThjTjTh

jTjThPTTtSurf

Cpm

ttn

ttiirni

ttn

ttFvan

ttn

ttvivvn

ttn

ttvirnvn

tn

ttn

n

nn

)10......(..............................11

1

jTjThjTjTh

jTjTCpm

ttF

ttiivac

ttF

ttnvan

ttF

ttFFF

)11.(..............................11111

11

jTjThjTjTKjTjTh

jTjTtSurf

Cpm

ttii

ttnrni

ttii

ttieii

ttii

ttFvoi

tii

ttii

i

ii

Échange dans l intérieur de la vitre :

Échange dans l'absorbeur

Échange dans fluide caloporteur

Échange dans la surface de l'isolant

Échange dans l extérieur de la vitre:

Fig :02 La comparaison entre les flux solaires globaux calculées et mesurées

0

200

400

600

800

1000

1200

9 11 13 15 17

heure locale (h)

flux

glob

al (w

/m2 )

GcGm

Collecteur d'entrée

Collecteur de sortie

Sorite fluide

Entrée fluide

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

)12..(..............................11

1111

jTThjTTh

jTjTKjTjTCpm

ttieomvs

ttiesolris

ttie

ttiici

tie

tTieii

Pour calcul le flux absorbe par l'absorbeur et lavitre

)13......(1111 Pd

Pddi

Pd

Pbin IIP

)14..(ddiVbiV IIP

Avec : nP flux absorbe par l'absorbeur, vP fluxabsorbe par la vitre

: facteur de transmission du vitrage,d : facteur de transmission hémisphérique

d : coefficient de réflexion hémisphérique ,

d : coefficient d'absorption hémisphérique

P : coefficient d'absorption del'absorbeur pour les longueurs d'onde

On obtient un système d'équation de sixinconnus

ciij FTBAvec j=1…6, i=1…6

pour la résolution de ce système nousappliquons la méthode itérative de GaussSeidel.

IV. Résultats et discutionDans le cadre de cette étude nous avons

adapté les hypothèses suivantes * l’inclinaison du capteur est égale à 25° parrapport à l’horizontale * les températures ambiantes ont été donnéespar la formule : Ta (t) = [(Ta max – Ta min)/2].sin[(t-8). /12] + (Ta max +Ta min)/2 * la température d’entrée d’eau caloporteurest égale à 35° * avec une zone de la condition normalepour un albédo =0.2

01) En fonction d’irradiation globale

280

290

300

310

320

330

340

114 281 465 644 795 897 930

PT(w/m2)T(

°k)

fig :03 En fonction d’irradiation globale

02) la vitesse du vent

fig :04 l’influence de la vitesse du vent

Échange paroi extérieure de l'isolant sol :

305

310

315

320

325

330

335

340

345

9 10 11 12

heure locale (h)

tem

pera

ture

(°K

)

v=2 m/sv=3v=5v=7v=9

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

290

295

300

305

310

315

320

325

330

335

340

345

8 9 10 11 12

heure locale (h)

tem

pera

ture

(°K

)

debit =50 l/hdebit =60 l/hdebit =70 l/h

fig :05 L’influence du débit d’eau

conclusion : L’application de la méthode nodale sur uncapteur solaire plan incliné a été effectuée parl’obtenir l’effet des paramètres externes (flux,débit et vitesse du vent), Les résultats obtenus ont permis de mettreen évidence l’effet de nombreux paramètres surles caractéristiques de fonctionnement. Ilapparaît en particulier qu’une augmentation del’irradiation qui reste le paramètre le plusinfluant para port à débit et vitesse du vent.

BIBLIOGRAPHIQUES

[1] D. Laplaze, Le rayonnement solaireestimation et mesures La Garenne-colombes,France 1990.[2] H. Aras, O. Balli, A. Hepbasli,Estimating the horizontal diffuse solarradiation over the Central AnatoliaRegion of Turkey, Tuaf, Eskisehir, Turkey2006.[3] R. Giblin, Transmission de la chaleur parconvection naturelle, Saint-germain Paris1974. [4] R. Marchal, Transmission de la chaleurpar convection dans les tubes,Saint-germainParis 1974. [5] J. M. Chassériaux , Conversionthermique du rayonnement solaire, Bordas Paris1984. [6] H. O. Menges, C. Ertekin, Evaluation ofglobal solar radiation .Models for Konya, Turkey 2006. [7] J. Bernard, Énergie solaire calcul etoptimisation, Paris 2004. [8] J.A. Duffie, et W .A.Beckman, SolarEnergy thermal Processes,Wiley Interscience1974. [9] A. Gourdin, M. Boumahrat, Méthodesnumériques appliquées , OPU Alger 1991.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Etude de la Solidification d’un Matériau PCM deForme Spherique, Application au Stockage

de la chaleurM. Charifi

Département de tronc commun de technologieFaculté des sciences de l’ingénieur, Université Ferhat Abbas

Sétif, Algé[email protected]

R. ZegadiLaboratoire de Mécanique de Précision Appliquée

Faculté des sciences de l’ingénieur, Université Ferhat AbbasSétif, Algérie

M. GuellalLaboratoire de Génie des Procédés Chimiques

Faculté des Sciences de l’Ingénieur, Université Ferhat AbbasSétif, Algérie

Résumé — Le changement de phase en géométrie sphériquea un grand intérêt du point de vue théorique et pour ledéveloppement des systèmes de stockage de la chaleur basésur l’utilisation de la chaleur latente. On présente dans cetteétude une modélisation numérique du processus desolidification d'un matériau pur de changement de phase(PCM) en géométrie (1-D) sphérique. La méthode inverseutilisée est une méthode de descente globale où le gradientainsi que l’équation adjointe sont construits en variablescontinues d’espace et de temps. La variable de contrôle étantla température à la frontière fixe du domaine solide. Larésolution numérique est réalisée en différences finies dansun domaine physique à maillage mobile, du fait que le frontde solidification est évolutif au cours du temps. On présenteles résultats numériques du problème de contrôle dans le casde données exactes ainsi que dans celui de données bruitées.On présente également les résultats obtenus en utilisant uneméthode de régularisation.

I. INTRODUCTIONLes procédés de stockage d’énergie thermique comporte

un intérêt incontestable, leurs services sont importants dansl’industrie en général, et en particulier dans le domaine agro-alimentaire, pharmaceutique, et aussi dans le domaine de laclimatisation de l'habitat. Durant le changement de phasedes matériaux, l'énergie latente mise en jeu est considérable.Ces matériaux peuvent être soit purs soit des mélanges oudes alliages. Pour les premiers, le changement de phase estfranc c'est à dire que l'interface solide/liquide est un planfranc isotherme. Pour les seconds, le changement de phase

est étalé; il se passe sur un domaine d'une certaine épaisseuroù il y a coexistence de matériau liquide et de matériausolide. Le problème que nous présentons concerne lecontrôle de l’évolution du front de solidification d’unmatériau pur. Ce problème inverse de conduction thermiqueest écrit sous forme d'un problème monodimensionneld'optimisation. Il est alors résolu par une méthode dedescente globale en utilisant un algorithme de gradientconjugué. La variable de contrôle utilisée est la température àla frontière fixe du domaine solide. Les données sont: un étatinitial, une évolution désirée du front, et la température dechangement de phase. La donnée supplémentaire qui apermis la résolution de ce problème inverse est le flux dechaleur au front, déduit d'un bilan thermique, du moment quel’évolution désirée du front est une donnée.

Après la construction analytique des équations adjointeset du gradient, du fait que le domaine physique solideévolue au cours du temps, la résolution numérique estmenée dans un domaine transformé à maillage mobile. Lavariable de temps est alors discrétisée suivant le schémainconditionnellement stable de Crank Nicolson.

Concernant la résolution de problèmes inverses enprésence d’un changement de phase, on peut citer Zabaras.N et Kang. S. 1993 [1], qui résolvent itérativement ensimulation numérique, un problème de contrôle d’un frontde congélation dans un cas linéaire. Par contre, Momose &al. 1998 [3], résolvent en simulation linéaire également, parune méthode non itérative, un problème d’identification dela position d’un front de solidification et cela en utilisant dessources internes de chaleur imaginaires dans un domaine

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


également imaginaire. D’autres auteurs avaient résolu cemême problème mais en utilisant différentes méthodesitératives séquentielles et globales. Parmi ceux-là, on peutciter M. Samaï & al. 1993 [4], qui avaient utilisé uneméthode itérative de descente en l’occurrence la méthodeglobale du gradient.

Le problème que nous résolvons, comme nous l’avonsexpliqué ci-dessus, est celui du contrôle du front desolidification mais dans le cas plus complexe non linéaire.

II. FORMULATION DU PROBLEME INVERSE

Les équations qui gouvernent le problème considéré sontcomme suit :

A. Phase solide La température T(r,t) r Î [0, Sd(t)] et le flux de chaleurfs(t) pénétrant à la frontière mobile Sd(t) dans l'intervalle detemps [0, tf] sont solution des équations suivantes :

0

)(

0),(2

tt)(r,

ïïï

î

ïïï

í

ì

££

££

=÷ø

öçè

æ¶

¶¶¶

-¶

¶

f

d

sss

ttRrtS

rtrT

rrr

Tc

lr

(1)

)t(U)t,R(T = (2) fd T)t),t(S(T = (3) 0d S)0t(S == (4) )r(T)0,r(T 0= (5)

r

)t),t(S(T)t( dss ¶

¶l=f (6)

B. Phase liquideLa température T(r,t) r Î [Sd(t), 0] et le flux de chaleur fl(t)pénétrant à la frontière mobile Sd(t) dans l'intervalle detemps [0, tf ] sont solution des équations suivantes :

þýü

îíì

££££

=÷øö

çèæ

¶¶

¶¶l

-¶

¶r

t

dlll tt0

)t(Sr0.0

r)t,r(Tr

rr2

tt)(r,Tc (7)

fd T)t,(t)S(T = (8)

0),0(=

¶¶

rtT

(9)

0d S)0t(S == (10) )r(T)0,r(T 0= (11)

r

)t),t(S(T)t( dll ¶¶

l=f (12)

Où les variables T, x et t dans ce qui suit, serontadimensionnalisées de la façon suivante :

.c.Rt.= t

Rrr 2r

l= **

)t,0(T)0,0(TTavecT

TTT frefref

f* -=-

=

Figure 1. Définition du domaine dans le processus de solidification

Pendant la solidification, le bilan thermique à l'interfacesolide/liquide donne:

[ ]flLlp t,0tdt

)t(dSL)t()t()t( Î"r=f=f-f (13)

Dans le cas où la phase liquide serait maintenue à latempérature de fusion Tf., le flux de chaleur pénétrant dansle solide est:

dt

)t(dSL)t()t( lLp r=f=f (14)

Le problème direct à résoudre consiste à calculer T(r, t ; U)et fs (t ; U) à partir des données : { tf, S0, T0 (r), Tf, Sd(t), l}et à partir du contrôle U(t), 0 < t < tf .Si fp (t ) est le flux prescrit pénétrant dans le solide au front,le problème inverse à résoudre consiste à trouver le contrôleU*(t) sur ] 0 , tf ] à partir de l’ensemble des données, dansle but d’obtenir fs (t ; U*) aussi proche possible de fp (t ).

III. PRESENTATION DE LA METHODE

On introduit le critère de moindres carrés J :

ò f-f=ft

0

2ps1 dt))t()U;t()(t(w(U)J (15)

La résolution du problème consiste à déterminer : U*(t)U* Î V, " t Î ] 0 , tf ] tel que:

)U(Jinf)(UJ * =

où V est l’ensemble des solutions admissibles.Un algorithme de gradient conjugué de Polak et Ribière, estutilisé pour calculer dans l'intervalle de temps ] 0 , tf ] lesitérés Un(t) suivant les étapes :1- calcul de T(x,t ; Un) et fs (t ; U

n), solution du problèmedirect dans la phase solide, 2- le critère J(Un),

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


3- résolution du problème adjoint pour calculer ÑJn(t; U),le gradient du critère J par rapport à U4- résolution du problème de variation pour déterminer5- Un+1(t) le nouvel itéré suivant l'équation nnn1n d)t(U)t(U q-=+ (16) n = 1,2,3 ....

Avec :1nnnn d)U;t(Jd -a+Ñ= ;

[ ]

[ ]òò

-

-

Ñ

ÑÑ-Ñ=a

f

f

t

0

21n

t

0

n1nn

n

dt)U;t(J

dt)U;t(J)U;t(J)U;t(J (17)

La dérivée directionnelle de Gâteaux DdU J(U) de lafonctionnelle J au point U, dans la direction dU est définiepar :

e

-ed+==d

®ed

)U(J)UU(Jlim)U(JD(U)J0U (18)

ò dff-f=dft

0sps1 dt)U;t())t()U;t(()t(w2)U(J (19)

La définition du gradient du critère permet d’écrire :

ò dÑ==d dft

0U dtU(t))U;t(J)U(JD)U(J (20)

En utilisant la définition de la dérivée de Gâteaux et enmenant un calcul de variations, on obtient le problème devariation où dT et df sont solution des équations suivantes :

ïïï

î

ïïï

í

ì

££

££

=¶

¶-

¶¶

-¶

¶

0)(S

0),(),(2t

t)(r,

d

2

2

fttRrt

r

trTr

trTr

T ddd

(21)

)t(U)t,1(T d=d (22)

0)),(( =ttST dd (23) 0d S)0t(S == (24) 0)0,( =rTd (25)

r

)t),t(S(T)t( dss ¶

¶dl=df (26)

Après introduction de la variable adjointe P(x, t) sur leproblème de variation et après intégration, on obtient selonl’équation (19) le système d’équations suivant :

0),(2),(),(2),(22

2=++-

rtrP

rtrP

rtrP

rttrP

¶

¶¶

¶¶

¶ (27)

0),1( =tP (28)

))t()U;t()(t(w2)t),t(S(P ps1d f-f= (29)

0),( =ftrP (30)

La résolution de ce système d’équations se fait à rebours àpartir de la condition finale P(x, tf).En utilisant l’équation (20), le gradient du critère aura pourexpression :

r

)t,1(P)U(J¶

¶-=Ñ (31)

IV. RESOLUTION NUMERIQUE

Du fait que le front de solidification est mobile au cours dutemps, la transformation :

)t(S111r(t)S

)t(Sr

dd

d£x£Û££=x

permet l’obtention d’un domaine physique de calcul àmaillage mobile et le retour ensuite à la variable naturelle r.La variable de temps est alors discrétisée suivant le schémade différences finies inconditionnellement stable de Crank-Nicolson .En utilisant une dérivée décentrée à trois points, le gradientdiscret du critère est donné par l'équation suivante :

÷÷ø

öççè

æ

xD

+--=ú

û

ùêë

é¶x¶

-=Ñ k

k3

k2

k1

k

1k S2

PP4P3PS1

)U;t(J (32)

Pour montrer la précision et la fiabilité d’abord du modèlenumérique et ensuite l’algorithme du contrôle, nous avonsconstruit la solution exacte particulière suivante :

V. RESULTATS

A. Cas des données exactes non bruitéesLa figure (2) montre que le contrôle U(t) est obtenu après unpetit nombre d’itérations avec une grande précision et celasur 80% de l'horizon de temps. Par contre, comme il estconnu des méthodes globales d’optimisation, lorsque t estproche de tf l'erreur relative est importante.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 2. Contrôle exact et calculé (données exactes)

Figure 3. Erreur relative sur le contrôle (données exactes)

B. Cas des données exactes bruitéesLa figure (4) montre l’effet d’un bruit blanc ajouté à ladonnée fp(t) et ayant comme amplitude maximale 5% defp(t). Le contrôle obtenu présente des oscillations avec uneerreur de l’ordre de 15% ; ce qui est par conséquent nonsatisfaisant. Ces résultats ont été obtenus en considérantcomme critère d’arrêt du calcul la condition suivante :

2n1n )U(J)(UJ e<-+

où e :est l’amplitude maximale du bruit

Figure 4. Contrôle exact et calculé (données exactes bruitées)

C- Cas du problème régulariséLa méthode de régularisation préconisée par (Tikhonov etArsenin 1977 ) [5] consiste à ajouter au critère, un terme depénalisation qui maintient U(t) dans un sous-espace defonctions tout en contrôlant sa vitesse de variation. Cetteméthode permet d'améliorer la précision du contrôle Uobtenu lorsque les données sont bruitées. Le critère devientalors :

dtdt

)t(dU)t(wdt))t()U;t()(t(w(U)J2t

0

t

02

2ps1

f f

ò ò úûù

êëéh+f-f=

avec w2 (t) = ( tf2 – t2). Suite au passage aux limites lors ducalcul de la dérivée directionnelle de J, on obtient aprèsintégration le gradient discret:

{ }úúû

ù

êêë

é

D

+---

D-

h

÷÷ø

öççè

æ

xD

+--=Ñ

+--+

2

1kk1k2k2km

1k1kk

k

k3

k2

k1

tUU2U)t()(t

t2UUt22

+S2

PP4P3)U;t(J

La figure (5) montre qu’après régularisation, le contrôleobtenu ne présente plus d’oscillations.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 5. Contrôle exact et calculé (données régularisées)

VI. CONCLUSIONUne méthode inverse pour le contrôle de l’évolution dufront de solidification d’un matériau pur dans un problèmeunidimensionnel en géométrie sphérique a été présentée. Ceproblème « mal posé » a été résolu en utilisant commeinformation un flux prescrit au front, déduit d’un bilanthermique. La résolution a été menée grâce à une méthodeitérative de descente de gradient conjugué. L’algorithme apermis, comme il a été démontré, la détermination rapide ducontrôle, en l’occurrence la température à la frontière fixedu domaine solide, avec une très bonne précision, lorsqueles données réelles ne sont pas bruitées. Dans le cas del’existence d’erreurs aléatoires, notamment sur le fluxprescrit, la méthode de régularisation utilisée permet dediminuer leurs effets sur le contrôle obtenu.

NOMENCLATUREC chaleur spécifiqued direction de déplacementJ critèreL chaleur latente de changement de phaseT, P température, variable adjointeU, S contrôle, position du frontV ensemble des solutions admissiblesw fonction de pondérationr, t coordonnées d'espace et de tempsa, e réels positifsb nombre réelx coordonnée d'espace transforméeh paramètre de régularisationl conductivité thermiquerl masse volumique du matériau liquiders masse volumique du matériau solided, f différentielle, flux de chaleur

Indices0, f initial, finali , k indice des nœuds d’espace et de tempss, l solide, liquiden compteur d’itérations

REFERENCES[1] N. Zabaras and S. Kang. S, ‘‘On the solution of an Ill-posed design

solidification problem using minimization techniques in finite andinfinite-dimensional function spaces,’’ International Journal forNumerical Methods in Engineering, vol. 36, N°23, pp. 3975-3990, GBR1993.

[2] M. Samaï, Y. Jarny and D. Daulaunay, ‘‘Control of Solidification FrontEvolution in 1-D Geometry,’’ 13th IMAC’S, vol. 3, pp. 1156-1157,1991, Dublin, Ireland.

[3] K. Momose, T. Yamakawa, and H. Kimito, ‘‘An Inverse Analysis oftwo-Phase Stefan Problems Using Imaginary Heat Sources,’’ HeatTransfer Japanese Research, vol. 27, N°3, pp 179-191, Coden HTJPAU,USA 1998.

[4] M. Samaï, Y. Jarny and D. Delaunay, ‘‘An optimisation method Usingan adjoint equation to identify solidification front location,’’ NumericalHeat Transfer, Part B, vol. 23, pp. 67-89, USA 1993.

[5] A. Tikhonov et V. Arsenine, ‘‘Méthodes de Résolution des ProblèmesMal-posés,’’ Editions Mir, Moscou, 1976.

[6] E. Assis, L. Katsman, G. Ziskind , and R. Letan, ‘‘Numerical andexperimental study of melting in a spherical shell,’’ InternationalJournal of Heat and Mass Transfer, vol. 50, pp. 1790–1804, 2007

[7] L. M. Jiji and S. Gay, ‘‘Analysis of solidification and melting of PCMwith energy generation,’’ Applied Thermal Engineering, vol. 26, pp.568–575, 2006

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

1

Projet de la centrale thermo-solaire à cyclecombiné intégré de Hassi R’mel, Laghouat,

AlgérieH. DerbalCentre de développement desénergies renouvelables. Route del’observatoire B.P.62 Bouzareah ,Alger, Algé[email protected]

M. BelhamelCentre de développement desénergies renouvelables. Route del’observatoire B.P.62 Bouzareah,Alger, Algérie.

A. BenzaouiDépartement d’Energétique et deMécanique des Fluides Facultéde Physique USTHB,B.P. 32, El-Alia, 16111, Alger, Algérie

Résumé : Le projet de la centrale hybride solaire/gaz, premierdu genre au monde, marque un jalon important dans laconcrétisation de la politique de promotion des énergiesrenouvelables et d’économie d’énergie fondée sur ladiversification et la combinaison des sources, sur l’économiedes combustibles fossiles et sur le développement d’unsystème énergétique durable conforté par le grand potentielsolaire de l’Algérie. Implanté à Hassi R’mel, cette nouvellecentrale a pour configuration un cycle combiné gaz de 130MW et un champ solaire de concentrateurs solaires depuissance de 30MW environ. Le ratio de production à partirdu champ solaire sera supérieur à 5% de la production totaled’électricité. Le développeur de ce projet est la filiale NEAL,une société dont les actionnaires sont Sonelgaz et Sonatrach (àhauteur de 45% chacun) et SIM (10% des actions). Innovantde par sa taille et le choix de la technologie hybride gaz /solaire, ce projet totalise une capacité nette installée d’environ150 MW et a nécessité un investissement proche de 392millions d’euros. Un contrat de type BOO (Built OwnOperate), c à d : concevoir, construire, exploiter et entretenir,a été attribué à la compagnie espagnole Abener, considéréecomme un leader mondial dans ce domaine. La durée deréalisation est fixée à 33 mois. La signature du packagecontractuel a eu lieu le 16 décembre 2006.

1. INTRODUCTION

NEAL (New Energy Algeria), la société dedéveloppement algérien des énergies renouvelables, a étécréée pour la promotion des énergies renouvelables. NEALest une Société par Actions de droit algérien avecSonatrach détenant 45%, Sonelgaz 45% et SIM (SemoulesIndustriels de la Mitidja) avec 10%.

Dans le cadre de la nouvelle loi algérienne n° 02-01 du 5 février 2002, sur l’électricité et la distributionpublique du gaz par canalisation, afin de satisfaire lademande nationale en énergie électrique, tout en mettant àcontribution les énergies renouvelables pour atteindre lesobjectifs nationaux, en matière de contribution des énergiesrenouvelables, au profil national de consommationd’énergie. NEAL Spa lance un Appel aux Investisseurs,nationaux et internationaux qui auront la charge deconcevoir, financer, construire, posséder, exploiter et

entretenir une centrale électrique de type hybride solaire-gaz totalisant une puissance d’environ 150 MW située àHassi R’Mel (Wilaya de Laghouat) ainsi que, lacommercialisation exclusive de l’électricité produite àSONATRACH, tel que défini dans le Contrat d’Achat et deVente d’Energie Electrique1. L’approche retenue aété de créer, d’abord, les conditions de concurrence endonnant la possibilité aux énergies renouvelables d’accéderau marché de l’électricité en Algérie.

Pour évaluer le potentiel algérien en énergiesrenouvelables, les différentes filières possibles ont étéexaminées [1].Le potentiel le plus important est le solaire.le plus important dans tout le bassin méditerranéen , il estd’environ 169.440 TWh/an, ce qui est équivalent à 5.000fois la consommation algérienne en électricité et 60 fois laconsommation de l’Europe des 15 (estimée à 3.000TWh/an). La figure 1 représente le potentiel solaire dupays.

Figure 1 Rayonnement solaire global sur horizontal [2].La NEAL a programmé quatre (04) projets de centralesélectriques hybrides (solaire/gaz), SPP I (150MW), SPP II,III et IV de 400MW chacun.

Le SPP I de 150 MW de puissance est constituéd’un champs solaire à cylindro-parabolique de 25 MW2 et

1 Source : La NEAL2 Le dispositif législatif algérien prévoit dans le décret sur les « coûts dediversification », des primes à la production à partir d’un ratio :

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


2

d’un cycle combiné turbine à gaz /turbine à vapeur. Le SPPI est le premier projet du genre dans le monde ; il seraimplanté sur un terrain d’une superficie de 130 ha.

2. PRINCIPE D'UNE CENTRALE THERMO-SOLAIREINTEGRE A UN CYCLE COMBINE

Une centrale solaire à cycle combiné (ISCCS)(Integrated Solar Combined Cycle System) à commeprincipe, l’utilisation des gaz d’échappement d’ungénérateur électrique d’une turbine à gaz pour alimenterune chaudière de récupération afin de produire la vapeuralimentant la turbine à vapeur qui entraîne un autregénérateur électrique. Dans notre cas, le champ solaire àconcentrateurs cylindro paraboliques apporte un fluxthermique supplémentaire dans la chaudière derécupération, ce qui augmente la quantité de vapeuralimentant la turbine à vapeur.L’avantage de ce choix technologique est que la techniquea démontré sa fiabilité ; elle a été utilisée dans d’autresprojets dans le monde, aussi bien pour le cycle combinéque pour le champ solaire.

Il n’est pas nécessaire de citer toutes lesréférences pour le cycle combiné gaz dont la technologieest totalement maîtrisée alors que pour le champ solaire,les 364 MW installés en Californie (SEGS I à IX) ontprouvé la fiabilité de cette technologie hybride depuis 1980(Figure 4)[3, 4].

Une centrale SEGS (Solar Electrique GenerationSystem) est constituée principalement de [3, 5] : 1/Le champ solaire ;2/Le bloc usine ;3/Les services d’alimentation.

Le champ solaire Qui représente Le constituantessentiel d’un SEGS, est constitué du champ de collecteurscylindro-parabolique orientés nord-sud. L’élément de basede ce champ est le module SCA (Solar CollectorAssembly). Chaque SCA à son propre capteur cylindro-parabolique, son système de pointage (senseur solaire) etson système de contrôle-commande local. (Voir Figure 4).

Ces centrales ont un avenir attrayant pour leursimple réalisation, leurs bas coûts et surtout leurs faiblesémissions des gaz à effet de serre (comparés à celles deSEGS II à IX).

La configuration ISCCS pourrait réduire le coûtd'énergie solaire au minimum de 22% par rapport à unSEGS conventionnel (où l’apport de l’énergie fossile est de25%).Les cycles modernes peuvent atteindre desrendements globaux de conversion thermique - électriquejusqu’à 55% [8].

Production Electricité Solaire > 5%Production Globale ISCCS

C’est pour ces raisons que le champ solaire a été dimensionné pourassurer un ratio de 5,4% sur l’année.

Figure 3 Principe de fonctionnement d’une centrale SEGS

3. DESCRIPTION DU SITE

Le choix final du site s’est porté sur Hassi R’mel (wilayade Laghouat) qui se situe sur une longitude de 3.27° et unelatitude de 32.92° et qui offre les avantages suivants :

· Une arrivée de gaz existante et suffisante pour lesbesoins du projet. Elle peut être dupliquée au besoin poursécuriser l’approvisionnement du projet1.

· L’accès au réseau électrique déjà disponible .Unecentrale déjà existante de 200 MW. Le Projet sera mitoyenà cette centrale.

· Une source d’eau de près de 3 000 m3/j : la régionde Hassi R’mel recycle l’eau par une station de traitementqui permet de disposer de près de 3 000 m3/j. Pour lerefroidissement du condenseur sera utilisé un système derefroidissement du type sec (tour de refroidissementsèche). Le forage dans des horizons aquifères différentspouvant aller jusqu’à l’albien sont possibles.

· Avec une ouverture à l’horizon totale (772 md’altitude), le potentiel journalier moyen d’irradiationsolaire directe normale est équivalent à 5465.73Wh/m2.(figures 5et 6)2.

1 Le champ de gaz de Hassi R’mel est le plus grand gisement gazierd’Algérie. Les réserves de gaz en place permettent d’envisager uneexploitation sur une période de plus de 40 ans (plus de 3000 milliards dem3). Le champ de gaz est entouré d’un anneau d’huile exploité parSONATRACH. Les gaz associés au gisement d’huile sont actuellementrécupérés pour être utilisés dans le réseau gaz.

2 Source des données : Le laboratoire gisement du CDER via les mesureseffectuées pour l’année 2006 par le URAER Unité de RechercheAppliquée des Energies Renouvelables- Ghardaïa.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

3

Figure 2 Configuration hybride : solaire (SEGS)/cycle combiné

Figure 4. Schéma de la troisième génération de concentrateurs utilisée dans les dernières centrales SEGS (LS3) [6,7].

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

4

0,00

1000,00

2000,00

3000,00

4000,00

5000,00

6000,00

7000,00

8000,00

9000,00

Jan Fev Mar Avr Mai Jun Jul Aut Sep Oct Nov Déc

Wh/m2/jour

Figure5 Moyennes mensuelles de l’ensoleillement globaljournalier à Ghardaïa1

0,00

1000,00

2000,00

3000,00

4000,00

5000,00

6000,00

7000,00

8000,00


Wh/m2/jour

Figure 6 Moyennes mensuelles de l’ensoleillement directnormal journalier à Ghardaïa.

· Durée d’insolation annuelle est de 4399 heures,avec une moyenne annuelle d’insolation de 12heures parjour.

050

100

150200250300350

400450500


Heures

Figure 7 Durée d’insolation mensuelle à Hassi R’mel .

· La préparation du site ne nécessite pas de grostravaux de terrassement, le terrain est relativement plat.L’accès par route est disponible. L’emplacement du sitede gestion du chantier est déjà viabilisé.

L’implantation du projet est prévue se faire sur un terrainplat de 54 hectares. Il n ‘ y a pas de contraintes àl’extension du projet. Pour la superficie que occupera lechamp solaire, ont été utilisées les données existantes par

1 Ghardaïa (3,8°E, 32,4°N) située à 60 Km de Hassi R’mel (3,4°E,33°N).

ailleurs concernant des projets similaires, cependantmalgré le potentiel solaire dans la région qui demeureconsidérable, La NEAL a pris la précaution de majorer de8% le champ solaire pour arriver à une surface de 135.000m².

· Les vitesses moyennes horaires mensuellesvarient de 3.02 à 5.5m/s. En ce qui concerne les vitessesmoyennes mensuelles elles varient entre 3.5 et 5m/s.

Figure 8 Evolution de la vitesse moyenne horaire.

Figure 9 Evolution de la vitesse moyenne mensuelle.

· Une activité sismique inexistante. A la différencedu Nord du pays, le Sud algérien se caractérise par uneactivité sismique faible (zone 1).

Autres informations sur le site :

o La température maximale atteint les 45,6°C en Août,Juillet restant le mois le plus chaud. La températureminimale atteint les 0°C en Février, Janvier restant lemois le plus froid.

o L’humidité maximale peut atteindre les 100%,décembre restant le mois le plus humide. L’humiditéminimale atteint les 4%, Juillet restant le mois le plussec.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

5

0

5

10

15

20

25

30

35

40


T (°C)

Figure10 Moyennes mensuelles journalières destempératures à Ghardaïa.

0

10

20

30

40

50

60


Humidité (%)

Figure 11 Moyenne journalières mensuelles deshumidités relatives à Ghardaïa.

o La pluviométrie est moyenne, de l’ordre de 100 mmpar an.

o Une société de maintenance de turbines à gaz filiale deGénéral Electric, SONATRACH et SONELGAZ surle site.

o Le site est occupé par l’industrie pétrolière, para-pétrolière, une ville de16.000 habitants environ.

o Le site du champ gazier occupe un espace de 70 Kmde longueur (Nord-Sud) et 50 Km de largeur (Est-ouest).

o L’anneau d’huile qui fournit le gaz associé est à lapériphérie du champ de gaz.

o Un aéroport international existe sur le site, il est utilisépour la relève du personnel par des avions moyensporteurs (Airbus, Boeing 737)

o Quatre (4) modules de traitement de gaz produisentprès de 180 milliards de M3 de gaz par an.

4. DONNEES TECHNICO-ECONOMIQUES1

4.1 Caractéristiques techniques du projet SPPI

1 Source : La NEAL

Tableau 1 Caractéristiques techniques du projet SPPI.

Caractéristiques SansSolaire

AvecSolaire

Champ solaireCapacité design 0 27,8 MWeAutoConsommation

0 1,7 MWe

Production nette 0 26,1 MWeTurbine à gazType GE. PG

6591CGE. PG6591C

Nombre 2 2Fréquence 50 HZ 50 HZCapacité bruteproduction

80,2 MWe 80,2 MWe

Températureéchappement

574°C 574°C

Chaudière de récupérationType 3 pressions 3 pressionsTurbines à vapeur 39,3 MWe 65,4 MWeNombre de turbine 01 01Type Avec

réchauffageAvecréchauffage

Production brutetotale

119,5MWe

145,6MWe

Total productionnette

116,5MWe

142 MWe

PerformanceannuellePart cycle combiné 1048,50

GWh1048,50GWh

Part solaire 0 60 GWhTotal productionnette électricité

1048,5GWh

1108,5GWh

4.2 Données économiques1

4.2.1 Investissement

Le financement bancaire local de ce projet, dontl’investissement total est estimé à 315.8 millions d’eurosdont 256.5 millions d’euros pour la construction de lacentrale.

4.2.2 Délai de Mise en Service et Période d’exploitationau titre du PPA

Le délai de Mise en Service Industriel souhaitéest estimé à 33 mois. La période d’exploitation est devingt cinq (25) ans, à compter de la date de mise enservice de la Centrale.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

6

Tableau 2 Planning de réalisationpremière année deuxième année

EPC ContratAwardengineering &sevicesplan d'étude

spécificationsprincipalesd'équipementEngineering dusystèmeAutresspécificationsd'équipementgénie civil

commission del'appuiFourniture

Générateur deturbineAutreéquipements debloc usineéquipement duchamp solaireConstruction

travail civil

Autreconstructionschamp solaire

5. PROTECTION DE L’ENVIRONNEMENT ETDEVELOPPEMENT DURABLE

· La localisation de ce genre de projet au Sud pourbénéficier de l’irradiation solaire, avait certesl’inconvénient de l’éloigner du marché traditionnel del’électricité du Nord, mais le développement des régionsdu Sud du pays ne pourra se faire sans la mise àdisposition d’électricité. Les projets hybrides s’inscriventbien dans une approche de développement durable.

· L’utilisation de gaz pour le cycle combiné estdéjà un élément de réduction des gaz à effet de serre.

· L’utilisation d’un système de refroidissement secréduira les émissions par évaporation, il aura beaucoupplus l’avantage de réduire la consommation d’eau.

· Le cycle combiné en lui même, présentera unbilan positif comparé à la turbine à gaz classique.

· Les émissions de gaz à effet de serre serontréduites de plus de moitié si on intègre aussi lacontribution du champ solaire.

· Le fait d’installer notre projet dans un siteindustriel existant, n’amènera pas de viabilisationsupplémentaire du terrain. Il faudra cependant prévoir, untraitement d’eau pour l’alimentation de la chaudière,sachant que la source d’eau sera une unité de traitementd’eau usée en cours de réalisation en niveau de HassiR’mel.

· Les purges des chaudières aussi minimes qu’ellessoient, seront traitées avec les effluents chimiqueséventuels.

· La consommation d’eau sera réduite aumaximum par un système de refroidissement dit sec.

· En ce qui concerne le champ solaire, l’impact surl’environnement éventuel devrait prévenir des risques defuites de l’huile thermique (HTF).

L’huile doit être manipulée avec précaution.Cependant l’expérience des SEGS à KRAMER-JUNCTION a permis de démontrer que l’on pouvaitréduire ces fuites à des niveaux très bas par larécupération de la terre polluée et la traiter dans uneinstallation de bio-réparation sous action microbienne quiramène la terre polluée aux conditions normales.

· Il n’y aura pas d’impact sur l’air ou d’impactsonore.

· Le projet répondra aux exigences de protectionde l’environnement définies par la loi algérienne en lamatière. Il s’inscrira de même dans les normesinternationales en la matière, comme ceux de la BanqueMondiale.

Références bibliographiques

[1]Ministère de l’énergie et des mines. Les énergies renouvelablesen Algérieréalités & perspectives. Brainstorming sur les énergies renouvelables, elaurassi, 9 et 10 décembre 2006[2] PV-GIS (c) European Communities 2002-2006. HelioClim-1 (c)Ecole des mines de Paris/ARMINES 1985-2005. http://re-jrc.cec.eu.int/pvgis/pv/[3]François Pharabod, Cédric Philibert. Les centrales solaires LUZ, dusuccès californien aux perspectives mondiales. Pour le compte del’agence française pour la maîtrise de l’énergie et la maîtrise del’environnement. Janvier 1991.[4] Solar parabolique trough, Solar paces[5]Bruno Rivoire. Le solaire thermodynamique l’IMP, CNRS, sited’Odeillo.[6] Hans Müller - Steinhagen Concentrating Solar Power: A Vision forSustainable Electricity Generation, Institute for TechnicalThermodynamics, German Aerospace Center, Stuttgart, Institute forThermodynamics and Thermal Engineering, University of Stuttgart,Germany.[7] Hank Price-Sun Lab/NREL Golden, Colorado. David Kearney-Kearney and Associates Del Mar, California. Parabolic-TroughTechnology Roadmap: A Pathway for Sustained CommercialDevelopment and Deployment of Parabolic-Trough Technology.January 1999[8] Jason Mariyappan- Dennis Anderson. Thematic Review of GEF-Financed Solar Thermal Projects. Monitoring and Evaluation Working.Paper 7 .October 2001.[9] N. Merzouk. Le vent à Ghardaïa. Centre de développement desEnergies Renouvelables. Equipe gisement éolien.

RemerciementsL’essentiel de la documentation concernant le projetde Hassi R’Mel a été fournie par la société NEAL dontnous tenons à les remercier vivement.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://re-jrc.cec.eu.int/pvgis/pv/

http://re-jrc.cec.eu.int/pvgis/pv/

STUDY OF THERMAL TRANSFER THROUGH A GLASSWINDOW

A.FERADJI , A.SAIDANE, S.MIMOUNI ,Laboratoire CaSiCCE , ENSET d’Oran BP 1523 EL-M’naouer Oran

E-mail : [email protected] , [email protected] , [email protected]

Abstract—This paper presents a physical model withnumerical simulations of the heat transfer across asimple glass window. The model is two-dimensional,transient based upon the energy equation. Constant andvariable incident solar radiation are considered in thenumerical simulations. The governing equations and theassociated boundary conditions are discretized by theTLM method. Numerical simulations are realized for thecase of clear glass to show the effect of the glass thicknesson the total heat gain, the solar heat gain and the solairheat gain coefficient.

I. INTRODUCTION

Windows are typically the weak barrier fromthe thermal point of view, between the internal andexternal ambient. In cold climates they are responsiblefor 10–25% of the heat loss from heated ambients. Inhot climates, the excess of solar radiation penetratingthrough windows increases cooling loads. An efficientway of reducing the cooling load in hot climates is tominimize the solar heat gain through glass windows byusing passive mechanisms which reduce the directsolar radiation entering the ambient without reducingthe natural illumination. In cold climates it isnecessary to increase the fraction of the solar radiationentering the ambient without causing anycondensation. Probably the use of the curtains, blindsand similars are among the passive methods most usedin hot climates. Certain researchers discuss theadvantages of using internal shading elements such asblinds. They showed that these elements seem to bemore effective if they are adjusted periodically duringthe day.Frequently the windows are equipped with single clearglass sheet which acts as a weak barrier for thediffusion of heat due to the incident solar radiation.This arrangement usually leads to a transmission of theradiation of about 90% which will be absorbed by theinternal medium and converted into heat. Moreover,the standard glass sheet do not offer much resistance toheat flow by conduction and cause consequently agreat thermal gain in hot climates. The developmentof new materials, new technologies, carried out to

increase continuously the industrial developmentshaving for result a variety of thermally efficient

windows, such as windows with the multiple glasssheet, glass sheets with films or selective layers .The high performance is achieved in evacuated glasspanels because the transfer of heat by convection andconduction through these panels were eliminated .

II. HEAT TRANSFER ACROSS A GLASS SHEET

Fig. 1 shows the model in which the solarradiation incident over the external surface is partiallyreflected, transmitted and absorbed by the glass sheet.The portion absorbed increases the internal energy ofthe glass sheet and hence its temperature alsoincreases. Additionally the glass window looses orgains heat from the internal and external ambient byconduction, convection and radiation. The energyequation can be written for the two-dimensional caseas :

)( 2

2

2

2

yT

xT

ck

tT

p ¶¶

+¶¶

=¶¶

r(1)

Where k; ρ; and c are, respectively, the thermalconductivity, density and the specific heat of the glass

In all but the simples cases, parabolic partialdifferential equations of type (1) cannot be solvedanalytically and so numerical methods must be employed. Ofcourse, equation (1) by itself is an ill-posed problem assome sort of boundary and initial conditions arerequired. In our case, these conditions are defined at:1) The outer all surface where the energy flux incidentdepends on the insolation conditions at a particulartime of day under some determined weather. In Thiswork a constant incident solair radiation of 600W/m2

was used .A Gaussian insolation profile of have alsobeen used. The Gaussian temperature distribution atthe outer window surface is supposed to be given by:

T(0,t) = 5+20exp(-(-12+t/60)2/20) ( 2 )

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia




Fig1 : Heat transfer across a glass window

Thermal losses from the outer window surface to theexternal ambient are of two kinds: radiant andconvective losses. The radiant heat flux is given by:

sTTJ Sextextrext )( 44 -= ed (3)

where σ is Stefan Boltzman constant, ε is grey bodycoefficient, TSext is the temperature of the windowsurface and Text is the average air température. S is thewindow section.The convection heat flux is given by:

STThJ Sextextextext )( -= (4)

Thermal losses from the inner window surface to the internalambient are also of two kinds: radiant and convective losses:

sTTJ Sr )( 4int

4intint -= ed (5)

STThJ Sc )( intintintint -=(6)

where h is thermal conductance taken to varie withtemperature and calculated by interpolation.

2) The inner window surface where take place aconvective and radiant exchange with the room air.With the above boundary and initial conditions, equation (1)is numerically solved using the TLM method. The glasssheet is divided in layers of thickness dx and the timepartitioned into intervals of dt duration.

III. TLM MODELTLM is an explicit and unconditionally stable

technique which has a major benefit over othernumerical techniques in that at all times duringsolution it retains a clear insight of the underlyingphysics in non linear applications. It derives from theconcept of using propagation delay in transmissionlines as a time discretising element in spatiallydiscretised electrical network analogue of the physicalproblem. Analogues are established between thephysical parameters of the problem and the parametersin the telegraphers equation for the transmission linenetwork . For a two dimensional RLC transmissionline network, the telegraphers’ equation can be writtenas:

,²

²24²

²²

²tVCL

tVCR

yV

xV

dddd ¶¶

+¶¶

=¶¶

+¶¶ (7)

Where V is the potential, t is the time , Rd, Cd and Ldare the distributed resistance, capacitance andinductance respectively. If the first time derivativeterm on the right-hand side of equation (7) dominatesthe second term, the network models the diffusionequation and equation (7) becomes analogue toequation (1) with T=V. Hence it is possible to modelthermal diffusion process in terms of a lumped RCnetwork, fig 2. Using this analogy, for each element oflength dx, the values of R and C are defined by: 2Rx=1/kdx, 2Ry=1/kdy and Cx= ρCPSdx (8)In this technique the resistors remains clustered aroundthe nodes, while the capacitance is modelled in termsof transmission lines that connect each node to itsneighbours and carry pulses a finite distance, dx, in afinite time, dt, fig 3 These transmission lines have animpedance Z=2dt/C .A TLM solution is obtained by considering voltage

pulses , ),(, yxV iRLk , incident simultaneously

from left and right on all nodes. These incident pulsesare scattered instantaneously at nodes to become

reflected pulses, ),(, yxV sRLk , that arrive after a

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

time dt to neighbouring nodes. At each iteration,nodal potential is given by:

)),(),(),(),((21),( 4321 yxVyxVyxVyxVyxV i

Ki

Ki

Ki

KK +++=(9)

The magnitudes of the scattered pulses are calculatedfrom a circuit analysis of the nodes that gives:

]),()(),(.[1),( 11 yxVZRyxZZR

yxV iKK

rK V -+

+=

]),()(),(.[1),( 22 yxVZRyxZZR

yxV iKK

rK V -+

+=

(10)]),()(),(.[1),( 33 yxVZRyxZ

ZRyxV i

KKr

K V -++

=

]),()(),(.[1),( 44 yxVZRyxZZR

yxV iKK

rK V -+

+=

),(),1(),(),1(),(

3 yxZyxZyxZyxZyx

+---

=r (12)

The TLM algorithm is implemented by a repeatedapplication of equations ( 9, 10 , 11,12)

Fig2: details of the thermal model of Simple galss window

These pulses travel to adjacent nodes along a length dxof transmission line and become incident pulses after atime dt. Hence we write:

)1,()]1,(1[),(),(),(211 1 21

---+=+ yxyxyxyxyx VVV kr

kr

ki

rr

)1,()]1,(1[),(),(),(121 2 12

++-+=+ yxyxyxyxyx VVV kr

kr

ki

rr

),1()],1(1[),(),(),( 431 3 43yxyxyxyxyx VVV k

rk

rk

i ++-+=+ rr (11)

),1()],1(1[),(),(),(341 4 34

yxyxyxyxyx VVV kr

kr

ki ---+=+ rr

where for example :

Fig 3: RC equivalent network of a two dimensionalnode

IV. RESULTS AND DISCUSSIONS

The first part of the numerical simulation isrealized for the case of constant ambient temperatureand constant incident solar radiation. In this case theexternal temperature is taken as 35°C, the internaltemperature as 24°C and the incident solar radiation as600Wm-2. In these simulations the glass adopted is ofthe double strength quality , whose extinctioncoefficient p is 0.0078mm_1 and refraction index ng is1.526. Fig. 5 shows the variation of the total heat gainfor a window with simple glass sheet of 3mmthickness. It is found that after about 15 min the totalheat gain reaches a constant value indicating that thesystem achieved steady state conditions.

Fig. 6 shows the coefficient of solar heat gain for thesame glass window indicating a constant value of 0.9.

Similar tests were realized for a glass window ofdifferent thicknesses 3, 5 and 8 mm. As can be seenfrom Fig.7 (constant incident solar radiation) , andFig.8 (variable incident solar radiation), the increase ofthe glass thickness leads to reducing the total heat gainand hence the glass thickness acts as a resistancefactor.

dxdy

Incidentheat

radiantheat

convectionheat

radiantheat

convectionheat

internal ambient

external ambient

Rx

Rx

Ry

Ry C

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Fig 4: TLM equivalent network of a two dimensional node

0100200300400500600700

0 25 50 75

Time (mn)

tota

l hea

t gai

n (W

/m2)

Fig 5: Total heat gain for a simple glass of 3mmthickness

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0 25 50 75

Time (mn)

sola

ir he

at c

oeffc

ient

Fig 6: Solar heat gain coefficient for a simple glass of3mm thickness

0

100

200

300

400

500

600

700

0 25 50 75

Time (mn)

Tota

l hea

t gai

n (W

/m*m

)

glass of 3mm

glass of 5mm

glass of 8mm

Fig 7: Total heat gain for a simple glass of 3,5,8mmthickness (constant incident solar radiation)

0

100

200

300

400

500

600

0 10 20 30 40

Time (h)

Tota

l hea

t gai

n ( W

/m*m

)

glass of 3mm

glass of 5mm

glass of 8mm

Fig 8: Total heat gain for a simple glass of 3,5,8mmthickness (variable incident solar radiation)

V. CONCLUSIONThis brief study of heat transfer over a sheet

of glass using TLM method has demonstrated that thistechnique is a suitable tool to model a glass window. Itoffers advantages in handling temperature and spacedependent coefficients. In this study constant andvariable solar radiation were considered in thenumerical simulations. The effect of the glassthickness on the total heat gain and the solar heat gaincoefficient was evaluated..

R R

R

R

Z Z

Z

Z

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

REFERENCES

[1] L.R. Mills, W.R. McCluney, The benefits ofusing window shades, ASHRAE J. 35 (11)(1993)

[2] C.M. Lampert, Heat mirror coatings for energyconserving windows, Sol. Energy Mater.Sol.Cell (1981)

[3] R.E. Collins, T.M. Simko, Current status of thescience and technology of vacuum glazing,Sol.Energy 62 (3) (1998) .

[4] Xiang Gui, Donard de Cogan, Boundaryconditions in TLM diffusion modelling, Int.J.Numer. Model. (2006).

[5] Gui, X. S., Dew, K., Brett, M. J., & De Cogan,D. Transmission line matrix modelling ofgrain- boundary diffusion in thin films.Journal of Applied Physics, (1993).

[6] Johns, P. B., & Beurle, R. L. Numerical solutionof 2-dimensional scattering problems usingtransmission line matrix. Proceedings of IEE,118, (1971).

[7] de Cogan D. ,Transmission line Matrix (TLM)Techniques for Diffusion Applications.Gordon and Breach: London, 1998;

[8] K.A.R. Ismail, J.R. Henr!ıquez, U-Values,optical and thermal coefficients of compositeglass systems, Sol. Energy Mater. Sol. Cell 52(1998)

[9] H. Manz, P.W. Egolf, P. Suter, A. Goetzberger,TIM-PCM external wall system for solar spaceheating and daylighting, Sol. Energy 61 (6)(1997)

[10] J. Tanimoto, K. Kimura, Simulation study onan air flow window system with an integratedroll screen, Energy Buildings 26 (1997) .

[11] A.FERADJI, Diffusion de la température dansles diodes punch through, thèse (1993)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

ICRE’07 Université de Bejaia

Influence des paramètres externes sur lefonctionnement d’un système couplé

distillateur sphérique-capteur solaire planZ. Haddad

Laboratoire de Physique EnergétiqueUniversité Mentouri- Ain Elbay

Constantine, Algé[email protected]

A. ChakerLaboratoire de Physique Energétique

Université Mentouri- Ain ElbayConstantine, Algé[email protected]

N. BoukerzazaLaboratoire de Physique Energétique

Université Mentouri- Ain Elbay Constantine, Algérie

[email protected]

Résumé- les besoins en eau pourraient doubler d’ici 50ans. Selon une étude des Nations Unies, plus de 2milliards d’individus vivent déjà dans des zones faisantface à des problèmes de pénurie d’eau. Il faut doncenvisager le dessalement des eaux saumâtres et/ou deseaux de mer, pour répondre au ravitaillement en eaupotable de l’humanité. Parmi les procédés utilisés, ladistillation solaire est une technique qui permettrad’approvisionner notamment les villages et les petitesvilles à consommation limitée. Néanmoins le rendementde ce procédé reste fort limité. Aussi dans le cadre de ceprésent travail nous envisageons d’améliorer ce dernierpar le couplage d’un distillateur avec un capteur solaireplan. Nous avons établi le bilan thermique du systèmecouplé, puis calculé Les températures au niveau dechaque partie. Les équations régissant le fonctionnementde ce système, sont résolues en utilisant la méthodeitérative de Gauss-Siedel. L’influence de nombreuxparamètres externes en particulier l’éclairementénergétique et les conditions météorologiques, sur lescaractéristiques de fonctionnement est égalementprésentée. La confrontation des résultats numériquesavec les valeurs issues de l’expérience montre une bonnefiabilité du code de calcul élaboré.

I. PARAMETRES EXTERNES Ce sont des paramètres qui influent considérablement surle fonctionnement de tout distillateur solaire [1], parmilesquels.

A. Les paramètres d’ensoleillementEclairement énergétique du au rayonnement global, laposition du soleil et la durée d’insolation.

B. Les Paramètres météorologiques La température ambiante et la vitesse du vent qui intervientsurtout dans l’échange par convection entre la face externede la vitre et l’ambiance.

II. DESCRIPTION ET PRINCIPE DEFONCTIONNEMENT :

Le dispositif (figure1) est constitué essentiellement:· D’un d’autre part ; d’une demi sphère inférieure

distillateur en plexiglas, composé d’une demi

sphère supérieure qui sert à transmettre lerayonnement solaire d’une part et joue le rôle desurface de condensation qui récupère le distillat etd'un bac horizontal en métal noirci contenant l’eauà distiller et qui se trouve dans le plan médian. Unessuie-glace entraîné par un moteur électrique,permet de maintenir la surface de condensationconstamment transparente au rayonnement, etd’assure un drainage rapide des gouttelettes [2].

· D’un capteur solaire plan à circulation de liquidecaloporteur (eau), constitué d’un absorbeur avec untube en cuivre en forme de serpentin, d’unecouverture transparente en verre trempé, et d’uncoffre isolé par de la laine de verre.

Le distillateur est raccordé par des tubes au capteur, et lesystème fonctionne en thermosiphon.

Figure1. Le système distillateur-capteur

III. ETUDE NUMERIQUE

Les équations régissant le bilan thermique au niveau dechaque partie du distillateur, s’écrivent comme suit:

A. Bilan thermique de la vitre

Coté intérieur

Moteur

Eau àDistiller

Eau Distillée

Essuie glace

Trop pleinAbsorbeur

G

Alimentation

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia





=++ eciri qqq vveviv

v ATTe

)( -l

(1)

Coté extérieur

=+ cara qq vveviv

v ATTe

)( -l

(2)

cara qq , , étant les flux de chaleur échangés parrayonnement et par convection entre la vitre et le milieuambiantTvi et Tve, respectivement les températures intérieure etextérieure de la vitre.Av, la surface de la vitre, ev, son épaisseur et vl , saconductivité thermique.

B. Bilan thermique de la masse d’eau

=------ baeedeciricap qTTcmqqqq )( eauq (3)

ciri qq , et qe étant respectivement les flux de chaleuréchangés par rayonnement, par convection et parévaporation à l'intérieur du distillateur.qcap, qb respectivement les flux de chaleur apportés par lecapteur, et par conduction à travers le bac.md ce(Te-Ta): flux de chaleur perdu par l’apport d’eaud’appoint.

C. Bilan thermique de l’absorbeur

=+ biseb qq GA ..t (4)

t : Coefficient de transmission global de l'eau et de la vitre.

biseb qq , , respectivement les flux de chaleur cédés à lamasse d'eau et à l'isolant.

D. Bilan thermique de l’isolant

Pour réduire les pertes de chaleur à travers la base, unisolant, qui du coté intérieur reçoit qbis de l’absorbeur et ducoté extérieur cède par rayonnement et par convectionrespectivement les flux de chaleur qris et qci est utilisé, d’oùles équations:

qbis= )( iseisiis

is TTe

-l

(5)

Et

qris+qcis = )( iseisiis

is TTe

-l

(6)

eis, λis: épaisseur de l’isolant, et sa conductivité thermique.Tisi,Tise: respectivement les températures intérieure etextérieure de l’isolant.

Les équations régissant le bilan thermique du systèmecouplé sont résolues par une approche numérique basée surla méthode de Gauss-Seidel d’itération [3]. Pour cela, nousremplaçons les différents flux par leurs expressions

explicites [4], puis nous écrivons les équations des bilansthermiques au niveau de chaque partie composant lesystème, en fonction des températures. Nous avonsdéveloppé le programme en FORTRAN.

IV. RESULTATS

Les résultats obtenus dans le cadre de ce travail permettent,comme nous l’exposerons dans ce qui suit, de mettrenettement en évidence l’influence de nombreux paramètresnotamment l’irradiation globale, la température ambiante etla vitesse du vent, sur les caractéristiques de fonctionnement(production, efficacités globale et interne) du systèmecouplé (distillateur-capteur)

A. La production

1) En fonction de l'irradiation globale : Le choix detout distillateur dépend principalement de sescaractéristiques de fonctionnement. L’irradiation solaire G,étant le paramètre le plus influant, il serait intéressantd’étudier son effet sur ces caractéristiques. L’influence del’irradiation solaire sur la production à une vitesse de vent àpeu prés constante est nettement mise en évidence sur lafigure 2 qui montre une croissance linéaire. En fait, laproduction md augmente avec l’irradiation globale G, selonune fonction de type md = a . Gb où a et b sont deuxparamètres qui dépendent du distillateur avec b≈1 (b estlégèrement supérieur à 1) [4], [5].

300 400 500 600 700 800 9002

4

6

8

10

12

md

(kg/

jour

,m2 )

G(W/m2)

Figure 2.Variation de la production en fonction de l'irradiation globale (Vv=1m/s)

2) En fonction de la vitesse du vent : L’augmentation dela vitesse du vent entraîne dans un premier tempsl’accroissement de la production du système distillateur –capteur, mais au-delà d’une valeur de l’ordre de 1,5 à 2 m/s,l’effet inverse se produit (figure 3). En effet, quand lavitesse du vent augmente légèrement le processusd’évaporation est accéléré ce qui conduit à uneaugmentation de la production. De grandes vitessesprovoquent le refroidissement de la face extérieure de lavitre, ce qui entraîne une diminution de la température de lasaumure d’une part et l’accroissement des pertes parconvection au niveau de la vitre (face extérieure) lesquellessont liées à la vitesse du vent par le coefficient d’échangepar convection (hca=5.7+3.8Vv) conduisant ainsi à une chutede la production. Pour de faibles vitesses de vent

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


(Vv<2m/s) l’augmentation de la production estapproximativement égale à 12%, [6].

Figure 3. Variation de la production en fonctionDe la vitesse du vent

3) En fonction de la température ambiante : Commenous pouvons le remarquer sur la figure 4, une élévation dela température ambiante Ta, conduit à un accroissement dela production md. En outre il faut noter que la productionaugmente de façon très rapide pour le distillateur sanscapteur, alors qu’elle est presque constante pour le systèmecouplé (figure 4). L'écart entre la production avec et sanspréchauffage est important pour les basses températures etplus faible pour les températures élevées.

15 20 25 30 35 40 458,0

8,2

8,4

8,6

8,8

9,0

9,2

md

(kg/

jour

,m2 )

Ta (°C)

sans préchauffage avec préchauffage

G=700W/m2 v=1.5m/s

Figure 4. Variation de la production du distillateur avec et sanspréchauffage en fonction de la température ambiante

B. L'efficacité interne en fonction de l'irradiationglobale

La figure 5 montre que l'efficacité interne augmente avecl'irradiation globale, cependant pour de grandes puissances,l'effet inverse se produit.

300 400 500 600 700 8000,36

0,38

0,40

0,42

0,44

0,46

0,48

0,50

0,52

effic

acité

inte

rne

G (W/m2)

Figure 5. Variation de l'efficacité interne du distillateur coupléen fonction de l'irradiation globale (Vv=1m/s, Ta=20°C)

C. L'efficacité globale en fonction de l'irradiationglobale

L’efficacité globale est une fonction croissante del'irradiation, cependant cette croissance s'atténue pour desvaleurs élevées de cette dernière (figure 6).

300 400 500 600 700 800 900

0,32

0,34

0,36

0,38

0,40

0,42

0,44

effic

ecité

glo

bale

G (W/m2)

Figure 6.Variation de l'efficacité globale du distillateur couplé enfonction de l'irradiation globale (Vv=1m/s, Ta=20°C)

D. Comparaison de l'efficacité globale et interne La figure 7 montre que les courbes illustrant la variationdes efficacités globale ηg et interne ηi du système couplé(distillateur- capteur) en fonction de l'irradiation ont lamême allure. Cependant nous pouvons remarquer que lesvaleurs de l'efficacité interne sont plus élevées. Ce qui peutêtre aisément expliqué par les expressions de ces deuxgrandeur

0 1 2 3 4 510,52

10,54

10,56

10,58

10,60

10,62

10,64

10,66

md

(kg/

jour

,m2 )

vitesse du vent (m/s)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


ηg= qe / (G.Av) (7)

ηi= qe / (αt.G.Av) = ηg / αt , et αt<1 (8)

300 400 500 600 700 8000,32

0,34

0,36

0,38

0,40

0,42

0,44

0,46

0,48

0,50

0,52

effic

acité

s

G(W/m2)

interne globale

Figure 7. Comparaison des efficacités globale et interne du système couplé

E. Comparaison des résultats numériques etexpérimentales

Pour valider les résultats numériques obtenus dans lecadre de ce travail, nous avons entrepris quelques essais.Afin d’éclairer le lecteur, nous donnons dans ce qui suit lesprincipales caractéristiques géométriques physiques etthermiques des dispositifs utilisés.

1) Caractéristiques du distillateur sphérique àbalayage :· Un bac de surface A égale à 0.212 m2 et d’épaisseur 3mm.

· Une vitre en polymétacrylate de méthyle d’aire Avégale à 0.492 m2 et d’épaisseur 3mm environ.

· Un isolant (vermiculite) d'épaisseur 3mm et deconductivité 0.0925w.m-1.k-1 est utilisé afin d’éviter lespertes par la partie inférieure du bac.

2) Caractéristiques du capteur plan :· Dimensions: 1.212´ 0.718´ 0.08 m.

· Une vitre en verre trempé, d’épaisseur 4mm.

· Un absorbeur avec un tube en cuivre, en forme deserpentin.

· Une couche sélective: a =0.96.

L’examen des courbes des figures 8, 9 illustrantrespectivement la variation de la production et del’efficacité interne du système couplé avec l’irradiationglobale montre un accord satisfaisant entre les résultatsexpérimentaux et ceux obtenus dans l’étude numériqueentreprise dans le cadre de ce travail.

560 580 600 620 640 660 68010,6

10,8

11,0

11,2

11,4

11,6

11,8

12,0

12,2

12,4

12,6

12,8

13,0

13,2

13,4

expertheor

md

( kg/

jour

,m2 )

G (W/m2 )

Figure 8. Variation de la production (théorique et expérimentale) en fonction de l'irradiation globale

120 140 160 180 200 220 2400,30

0,35

0,40

0,45

0,50

0,55

0,60

effic

acité

inte

rne

G (W/m2)

exper theor

Figure 9. Variation de l'efficacité interne (théorique et expérimentale) en fonction de l'irradiation globale

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


V. CONCLUSION Les résultats obtenus ont permis les observationssuivantes :

· Une augmentation de l’irradiation globale conduit àun accroissement des caractéristiques defonctionnement. néanmoins une trop grandepuissance incidente peut produire l’effet inverse.

· Concernant la vitesse du vent, il apparaît que dans unpremier temps l’effet du vent favorise l’échange, il enrésulte alors une augmentation de la production, desefficacités interne et globale, cependant au-delàd’une valeur approximativement égale à 2m/s, l’effetdevient défavorable.

· L’effet de la température ambiante est négligeablepour le système couplé par rapport au distillateurseul.

· le choix de la forme sphérique du distillateur solaire,permet de minimiser, voire éliminer l’effet de laposition du soleil sur la production.

Références

[1] R.Bernard, G.Menguy, et M.Schwartz, “Le rayonnement solaire,conversion thermique et applications”, tecnique et documentation,paris, 1979.

[2] A. Chaker, N. Bellel et G. Menguy, “Pertes thermiques dans undistillateur sphérique”, Revue Internationale D'Héliothermie, N°28,pp 46-49, 2003.

[3] A. Gaurdin, et M. Boumahrat, , “Méthodes numériques appliquées,avec de nombreux problèmes résolus en Fortran 77 ” , Office depublication universitaire, Alger, 1993.

[4] A. Chaker, et N. Boukerzaza, “caractéristiques defonctionnement d'un distillateur solaire”, 12èmes JournéesInternationales de Thermiques (JITH), Tanger (Maroc), tome2, pp53-56, 2005.

[5] Office of saline water, Manual on solar distillation of saline water,Report n°546, April 1970.

[6] M.A.S Malik, G. Tiwari, S. Kumar, M.S. Sodha, “Solar Distillation”,Oxford, pergamon Press, 1982

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude Analytique et Simulation Numérique d’unEcoulement Laminaire en régime Périodique

A. Hadiouche et K. Mansouri

Université M. Bougara de Boumerdes, Faculté des Sciences de l’IngénieurDépartement Energétique 35000 Boumerdes, Algérie.

Résumé: Nous développons dans cet article une solution analytique au problème de Graetz en régime périodique enutilisant la méthode variationnelle de Ritz. La conduction transversale dans la paroi solide est tenue en compte pourun écoulement laminaire dans un conduit (tube cylindrique ou entre deux plans parallèles), soumis à une températured’entrée périodique. Une modélisation numérique par la méthode des volumes finis est également développée. Lesrésultats obtenus par ces deux approches sont tabulés et confrontés à ceux de la référence [6] pour un écoulementpiston (slug flow). Les fonctions d’amortissement et de déphasage sont présentées pour un écoulement dans un canalet comparés à la littérature qui suppose l’hypothèse d’une paroi isotherme[7].

Mots clefs : la convection forcée laminaire ; régime périodique ; méthodes variationnelles.

1. Introduction:

L’analyse des transferts de chaleur par convection et conduction en régime instationnaireconcerne une grande variété de situations industrielles. L’exemple type est celui du stockage del’énergie (régénérateurs) [7]. Les recherches concernant ce problème ont été développées par denombreux auteurs. Un extrait type de ces travaux est représenté par les références [1-7].Sparrow et De Farias [1] furent les premiers à aborder l’étude du problème de Graetz en régimepériodique. Ces auteurs ont considéré le cas d’un écoulement laminaire entre deux plaquesparallèles. Le fluide étant excité à l’entrée selon une loi de température sinusoïdale. Une solutionanalytique est obtenue dans le cas d’un écoulement piston (slug flow). Cotta et al [2] utilisent lamême méthodologie suggérée dans [1] pour la résolution du même problème avec un profil devitesse parabolique. Kim et Ozisik [3] utilisent la méthode de Runge-Kutta pour résoudre leproblème aux valeurs propres issu de leur analyse. Kakaç et Li [4] reprennent le problème [1] enconsidérant la convection paroi- milieu extérieur. Fourcher et Mansouri [5-6] tiennent compte dela diffusion transversale dans la paroi du conduit. L’interface fluide- paroi est traitée enconsidérant la continuité des températures et des flux de chaleur.

Dans l’étude présentée ici, une nouvelle méthode de résolution basée sur la techniquevariationnelle (méthode de Ritz) associée à la transformée de Laplace est développée. Lesrésultats obtenus sont comparés à ceux donnés par Kim et Ozisik dans la référence [3]. Unmodèle simplifié dit quasi-stationnaire introduisant un coefficient d’échange thermique àl’interface fluide- solide est également développé et les résultats obtenus sont comparés à ceuxdonnées par la méthode variationnelle.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

2. Position de problème:

La formulation adimensionnelle du problème s’écrit:

( ) ( ) ( ) ( )÷÷ø

öççè

æ

¶¶

¶¶

=¶

¶+ +

+++

+++

++++++

rxrr

rrxxrruxri m

m

,~1,~,~ qq

qd (1a)

( ) .10,~=+rq en .x 0=+ (1b)

( ) .0,~=

¶¶

+

++

rxrq en .0=+r (1c)

( ) ( )÷÷ø

öççè

æ

¶¶

¶¶

=+

+++

++++

rxrr

rrxri wm

mws,~

1,~2 2 qqb (1d)

( ) ( )+++

++

=¶

¶- xrBi

rxr

ww ,~,~

qq

en ++ = 2rr (1e)

( ) ( )+

++

+

++

¶¶

=¶

¶r

xrr

xrw ,~,~qq

g en 1=+r (1f)

( ) ( )++++ = xrxrw ,~,~ qq en 1=+r (1g)

Pour m = 0, c’est le cas de deux plans parallèles et pour m=1, c’est le cas du tube cylindrique.( )++ xr ,~q et ( )++ xrw ,~q représentent respectivement les températures complexes du fluide et de

la paroi solide. Les variables adimensionnelles utilisées sont:

21Ru

xx fa

=+ ,1R

rr =+ , 21R

tt fa

=+ ,f

Raw

d21= ,

s

extext k

RhBi 1= ,1

22 R

Rr =+ ,f

s

kk

=g ,

( )s

s RR awb 212 -= ,

TTT

D-

= ¥q ,TTTw

w D-

= ¥q etuuu =+ .

En introduisant la transformation de Laplace sur la variable x+ le problème précèdent prend laforme ci-dessous:

( ) ( )( ) ( ) ( ) 0,~,~1=++-

÷÷

ø

ö

çç

è

æ

¶¶

¶¶ +++++

+

++

++ruprrpui

rprr

rrm

m qdq (2a)

( ) .0,~=

¶¶

+

+

rprq en .0=+r (2b)

( ) ( ) .0,~~,~=+

¶¶ +

+

+

prHr

pr qq en .1=+r (2c)

où H~ est un paramètre de couplage qui intègre rigoureusement le rôle de la paroi et le nombre deBiot, il est donné pour le cas des plaques parallèles (m =0) tels que:

0r R1

R2

x

Fig.1 : Géométrie du problème considéré

u

exth

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

÷÷ø

öççè

æ

-÷÷÷÷÷

ø

ö

ççççç

è

æ

÷÷ø

öççè

æ

--+÷

÷ø

öççè

æ

-

÷÷ø

öççè

æ

--÷

÷ø

öççè

æ

--+÷

÷ø

öççè

æ

-

÷÷ø

öççè

æ

-÷÷÷÷÷

ø

ö

ççççç

è

æ

÷÷ø

öççè

æ

--+÷

÷ø

öççè

æ

-

÷÷ø

öççè

æ

--÷

÷ø

öççè

æ

---÷

÷ø

öççè

æ

-

-=

+

+

+

++

+

+

+

+

+

+

+

+

+

+

++

+

+

+

+

+

+

+

+

1

~sin

1

~cos

1

~

1

~sin

1

~cos

1

~sin

1

~

1

~cos

1

~cos

1

~cos

1

~

1

~sin

1

~cos

1

~sin

1

~

1

~sin

1

~~

2

2

2

22

2

2

2

2

2

2

2

2

2

2

22

2

2

2

2

2

2

2

2

rr

rrr

rBi

rr

Bir

rr

r

rr

rrr

rBi

rrBi

rr

rr

rH

s

sssext

sext

ss

s

s

sssext

sext

ss

s

s

b

bbb

bbb

b

b

bbb

bbb

b

bg

La différence entre cette étude et celles qui utilisent l’hypothèse d’une paroi isotherme [1-4]porte essentiellement sur la définition de ce coefficient, voir références [5-6].

3. La méthode de résolution: La forme variationnelle de problème (2) est donnée par:

( )( ) ( )1

21

0

2

2

~~~2~~

=

+++++++ +

+÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ-+-

÷÷

ø

ö

çç

è

æ

¶¶

= òr

m Hdrrrurpuir

I qqqdq (3)

La méthode de Ritz consiste à approcher la solution du problème (2) par la fonction:

( ) ( ) ( )å=

++ =n

iii rpcpr

1cos,~

sq (4)

Les fonctions ( )+riscos doivent satisfaire les conditions aux limites. is sont solutions de

l’équation transcendante ( ) Hii~tan =ss . Les seuls inconnus dans l’expression (4) sont alors les

coefficients complexes ( )ic p . Leurs déterminations s’effectuent par l’introduction de la solutionapprochée (4) dans le calcul de la fonction (3), puis par la résolution du système suivant:

( ) ( ) ( )( )( ) 0

,...,, 21 =pdc

pcpcpcdI

i

n (5)

qui peut s’écrire sous la forme matricielle suivante : [ ][ ] [ ]bcA = . (6)La matrice [ ]A peut s’écrire sous forme: [ ] [ ] [ ]DpAA += * . (7)En introduisant l’expression (7) dans l’équation (6), les coefficients ( )ic p s’écrivent sous la

forme: ( )i

ii p

Gpcm+

= (8)

Les éléments iG sont donnés par le vecteur [ ] [ ][ ] 1

.-

= DbG et les éléments du vecteur im sont les

valeurs propres de la matrice [ ][ ] 1

.* -

DA . En utilisant la transformée inverse. La solution duproblème (1) est donnée par l’équation:

( ) ( ) ( )å=

++++ -=n

iiii xrGxr

1expcos,~

msq (9)

qui s’écrit sous la forme asymptotique: ( ) ( )++++ -= xrAxr mq exp)(,~ (10)avec: zhm i+=

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

N

P

S

n

s

+pr

Fig. 1a : tube cylindrique Fig. 1a : deux plans parallèles

4. Modélisation numérique:Dans cette partie, le problème (1) est résolu numériquement par la méthode des volumes

finis (MVF), cf. [8]. La stabilité et la convergence sont assurées par l’utilisation d’un schémaimplicite. Une formulation aux différences progressives est utilisée pour la direction axiale (x+)et un schéma de discrétisation par différences centrées est utilisé pour la direction transversale(r+). On considère « n » nœuds dans La zone fluide et « Nmax-n » nœuds dans le solide. Ladistribution des températures est calculée par la méthode (TDMA). Par progression suivant ladirection x+ , la distribution des températures est déterminée partant d’un profil transversale àl’entrée du canal. En se référant aux figures (1a) et (1b), on peut écrire:

1

11

+-

==D++++

++ò mrr

drrvm

sm

nn

s

m , +++++++ -=-=-=D snSPPN rrrrrrr , ++ D= rjrn et ( ) ++ D-= rjrs 1

En intégrant les équations (1a) et (1d) par rapport au volume de contrôle, on obtient :Dans le fluide : 00 ~~~~

ppSSNNpp aaaa qqqq ++= . (11)

Dans le solide : wSSwNNwPp ccc qqq~~~

+= . (12)

Les coefficients pa , 0pa , Na , Sa , pc , Nc et Sc sont donnés par le tableau ci-dessous:

Régime parabolique Régime uniforme max1 Njn <<+ (solide)

nj <<1 (fluide)Nc ++ Drr m

n

0pa ( ) ( )3222 33 +--DD+ +++++ mrrvx m

sm

nm +DD xv Sc ++ Drr m

s

Na ++ Drr mn

++ Drr mn pc Nc + Sc + ( )1.2 2

2 -D +rvi sb

Sa ++ Drr ms

++ Drr ms

1+= nj (interface fluide paroi)

pa 0pa + Na + Sa + vi D.d 0

pa + Na + Sa + vi D.d Nc ++ Drr mn

1=j (centre de conduit)Sc ( ) ++ D+ rr m

s g12

0pa ( ) ( )3222 33 +--DD+ +++++ mrrvx m

sm

nm +DD xv pc Nc + Sc + ( )1.2 2

2 -D +rvi sb

Na ++ Drr mn

++ Drr mn

maxNj = (extérieur)

Sa 0 0Nc 0


pa + Na + Sa + vi D.d Sc ++ Drr ms

nj = (interface fluide paroi)pc

Nc + Sc + ( )1/.2 22 -D +rvi sb +

ext

extm

Bir

Bir+

+

D+2

2 2

0pa ( ) ( )3222 33 +--DD+ +++++ mrrvx m

sm

nm +DD xv

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Na ( ) ++ D+ rr mn gg 12 ( ) ++ D+ rr m

n gg 12

Sa ++ Drr ms

++ Drr ms


pa + Na + Sa + vi D.d

Tableau 1 : coefficients des équations (11) et (12)

5. Résultats et commentaire:Les tableaux (1) et (2) représentent les résultats issus du modèle variationnel (Ritz) et ceux

données par la méthode numérique (MVF). En absence d’une solution analytique pour unécoulement à profil de vitesse parabolique, la validation des deux modèles est réalisée parcomparaison avec une solution exacte développée dans la référence [6], dans le cas d’unécoulement à vitesse uniforme (slug flow). Les valeurs numériques des paramètres sb , +

2r et gici utilisés sont extraites de la référence [4] correspondant au couple Air- Styrofoam. Notons quele modèle variationnel et la modélisation numérique sont précis à mieux de 4 ‰ (écarts relatifspar rapport à la solution exacte [6]) pour les amplitudes et 1.3 degré pour les déphasages.

x* 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8Variat(Ritz)Ecarts(‰)

0,97602860,405

0,85566070,938

0,71886441,379

0,5982981 1,811

0,49698712,245

0,41265452,734

0,34260993,223

0,28450533,527

Num(MVF)Ecarts(‰)

0,97642600,002

0,85646200,002

0,71989050,045

0,59942290,065

0,49814130,072

0,41381740,076

0,34374540,079

0,28553640,084

Exact [6] 0,9764244 0,8564641 0,7198575 0,5993838 0,4981053 0,4137859 0,3437180 0,2855124Tableau (2) : Amplitude de la température axiale pour * 38.5.10a -= , 1,0=d et 0=extBi

x* 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8Variat(Ritz)Ecarts(‰)

1,195151,21

4,195971,27

7,321331,24

10,337531,25

13,300401,25

16,246301,20

19,187091,16

22,123611,07

Num(MVF)Ecarts(‰)

1,196960,309

4,198740,614

7,326900,486

10,346360,397

13,312450,349

16,260620,323

19,203650,307

22,145330,296

Exact [6] 1,19659 4,20132 7,33047 10,35047 13,31711 16,26588 19,20955 22,15189Tableau (3) : Déphasage en degré de la température axiale pour * 38.5.10a -= , 1,0=d et 0=extBi

Nous avons retenus ici les conditions de travail utilisées dans la référence [7], à savoir un canalrectangulaire avec le couple de matériaux (santotherm55-alumine) et une période du signalthermique d’entrée égale à 24 heurs. Nous présentons dans les figure (2a) et (2b) respectivementles fonctions d’amortissement et de déphasage pour différentes épaisseurs de la plaque etdifférents espacements des plaques. Notons que l’hypothèse d’isothermicité n’est retenue quepour des valeurs de βs très petites (parois de faibles épaisseurs).

Fig.2a : Fonction d’amortissement (alumine-santotherm 55)

0.20 0.60 1.00 1.400.00 0.40 0.80 1.20

( )12 RR -

sb0.00 0.10 0.20 0.30 0.40

0.00

0.40

0.80

1.20

1.60

2.00

=-1

210 R 2.

1

0.5

avec diffusionsans diffusion

Fig.2b : Fonction du déphasage (alumine-santotherm 55)

en ra

d

0.20 0.60 1.00 1.400.00 0.40 0.80 1.20

( )12 RR -

sb0.00 0.10 0.20 0.30 0.40

0.00

0.40

0.80

1.20

1.60=-

1210 R

2.

1

0.5

avec diffusionsans diffusion

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Nomenclature:

Biext Nombre de Biot sext kRh 1

Biint Nombre de Biot local skRh 1int

exth Coefficient de transfert convectif avec l’extérieur

inth Coefficient de transfert convectif localk La conductivité thermique

1R La distance entre l’axe et la paroi interne de conduit

2R La distance entre l’axe et la paroi externe de conduit

¥T La température ambianterx, Les coordonnés spatiales

Lettres grecques :a La diffusivité thermiquet La période d’entréew La fréquence d’entrée

Symboles et indices : Les transformées de Laplace.~ Les coefficients complexesb La température du mélange

sf , Les propriétés physiques de fluide et de solidew Les fonctions propres aux parois du conduit

References:

[1] E. M. Sparrow, F. N. DeFarias, Unsteady heat transfer in ducts with time varying inlettemperature and participating walls, Int. J. Heat Mass Transfer, 11, pp. 837-853, 1968

[2] R. M. Cotta, M. D Mikhailov, M. N. Ozisik, Transient conjugated forced convection inducts with periodically varying inlet temperature, Int. J. Heat Mass Transfer, 30, pp. 2073-2082, 1987

[3] W. S. Kim, M. N. Ozisik, Conjugated laminar forced convection in ducts with periodicvariation of inlet temperature, Int. J. Heat Fluid Flow, 11, pp. 311-320, 1990

[4] W. Li and S. Kakaç, Unsteady thermal entrance heat transfer in laminar flow with aperiodic variation of inlet temperature, Int. J. Heat Mass Transfer, 34, pp. 2581-2592, 1991

[5] B. Fourcher, K. Mansouri, An approximate analytical solution to the Graetz problem withperiodic inlet temperature, Int. J. Heat Fluid Flow, 18, pp. 229-235, 1997

[6] K. Mansouri et B. Fourcher, réponse à un signal thermique sinusoïdal dans le cas d’unécoulement laminaire à plan directeur. Int. Comm. Heat and mass transfer, Vol. 22, N°22,pp 305-315, 1995.

[7] M. T. Acker et B. Fourcher, Analyse en régime thermique périodique du couplageconduction convection entre un fluide en écoulement laminaire et une paroi de stockage.Int. J. Heat Mass Transfer,Vol. 24, No.7, pp.1201-1210, 1981.

[8] Suhas. V. Patankar, Numerical Heat Transfer And Fluid Flow. Hemisphere PublishingCorporation. Taylor & Francis group, 1980.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Modélisation expérimentale et théorique de lacinétique de séchage par énergie solaire de la plante

guérisseuse (Zygophyllum gaetulum)IDLIMAM Ali *, KOUHILA Mohammed,

KAOUA MustaphaLaboratoire d’Energie Solaire et des Plantes Aromatiques et

MédicinalesÉcole Normale Supérieure, BP 2400.40000

Marrakech, [email protected]

Résumé — La plante guérisseuse est séchée dans un séchoirindirect partiellement solaire à couche mince fonctionnant enconvection forcée et muni d’une source auxiliaire d’énergie.Les expériences sont réalisées pour une température ambiantevariant de 25 à 32°C, une température de séchage de 50 à70°C, une humidité de l’air ambiant de 31 à 45%, un débitd’air asséchant de 0,028 à 0,056 13 -sm et un rayonnementsolaire de 200 à 950 W/m2. Les courbes de séchage ont montrél’existence des trois phases classiques. La température de l’airasséchant est le facteur principal qui influence la cinétique deséchage. La vitesse de séchage est déterminée empiriquement àpartir de la courbe caractéristique de séchage. Onze modèlesmathématiques ont été utilisés pour la description des courbesde séchage. Le modèle de Midilli-Kucuk est le plus satisfaisantpour décrire les courbes de séchage de la plante guérisseuse.

I. INTRODUCTION

La plante guérisseuse (âggaya en dialect arabe) (figure 1) esttrès connue en médecine traditionnelle marocaine pour sesvertus anti-diabétiques. Une étude récente a mis en évidenceson activité hypoglycémiante. Sa capacité d'abaisser leglucose dans le sang a été étudiée sur treize patients avecdiabète non insulino dépendants [1]. D’autres études ontsouligné l’activité antipyrétique des extraits de la planteguérisseuse [2] ainsi que son potentiel insecticide [3].

Figure 1 : Plante guérisseuse fraîche et séchée à 60°C et à Dv=0,056 m3.s-1

Le séchage naturel à l’air libre des produits végétaux trophumides est une méthode de conservation traditionnelle trèsancienne pratiquée surtout dans les pays pauvres enressources énergétiques conventionnelles en particulier dansles pays de la région Méditerranéenne. Le produit secobtenu est infecté par contamination des insectes, despoussières et soumis aux intempéries pendant le séchage.Une alternative possible consiste à utiliser des séchoirssolaires indirects qui permettent de contrôler les conditionsde l’air asséchant et assurent une meilleure qualité duproduit séché, un gain de temps, à moindre coût et avec unefaible consommation d’énergie [4].Ce travail est axé sur l’étude de la cinétique de séchage de laplante guérisseuse dans un séchoir à couche mincepartiellement solaire fonctionnant en convection forcée(figure 2) en déterminant :- Les courbes de séchage pour différentes conditions de l’air- L’influence de la température et du débit d’air sur lacinétique de séchage ;- Le modèle mathématique qui décrit le mieux les courbes deséchages obtenus.

Figure 2 : Coupe schématique du séchoir solaire indirect (LESPAM, ENSMarrakech)

(1) insolateur, (2) conduite de ventilation, (3) ventilateur, (4) conduitd'aspiration, (5) boîte de commande, (6) appoint électrique, (7) étages, (8)

armoire de séchage, (9) volet d’air,(10) entrée d’air, (11) sortie d'air, (12) sonde d’humidité, (13)

thermocouple.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



II. MATÉRIEL ET MÉTHODE

II.1 Matériel et protocole expérimental

La partie aérienne de la plante guérisseuse utilisée dans lesexpériences de séchage est d’origine d’Arfoud. La masseinitiale utilisée est de (20 ± 0,1) g. Les échantillons sontrépartis en couches minces sur la première claie du séchoiraprès une demi-heure de fonctionnement du système deséchage. La durée de la préparation du produit, duchargement du séchoir et de la mise en route du système demesures est réduite au minimum. La température de séchageest réglée à l’aide d’un appoint électrique; le débit d’air estcontrôlé par un ventilateur à débit réglable; l’humiditérelative de l’air asséchant est mesurée à l’entrée de l’armoirede séchage pour chaque essai à l’aide d’un hygromètre desensibilité ± 2% sur l’humidité relative. Pour suivre laperte de masse du produit au cours du séchage, les mesuresde masse sont effectuées chaque 10 min au début del’expérience et 40 min à la fin par une balance de précision0,001g près [5,6].

II.2 Modélisation de la teneur en eau réduite

Huit modèles statistiques de séchage sont choisis pourdécrire la variation de la teneur en eau réduite MR enfonction du temps (tableau 1). Ces modèles sont les plusutilisés pour la description de la cinétique de séchage encouches minces des produits agroalimentaires [7-11]. Lateneur en eau réduite MR est calculée comme suit :

0

* e

e

M MMM M

-=

-(1)

La teneur en eau d’équilibre Me est déterminée à partir del’isotherme de désorption [12,13]. Les différents modèlessont comparés en s’appuyant sur leurs coefficients decorrélation (r) et leurs paramètres statistiques ki-carré (c2) etl’erreur systématique moyenne (ESM).

( )* *, exp,

1

1 N

pre i ii

ESM M MN =

= -å (2)

( )2* *, exp,

2 1

N

pre i ii

M M

N nc =

-=

-

å(3)

La méthode d’optimisation non linéaire de Marquardt-Levenberg, utilisant les logiciels ’’Curve Expert 3.1” et’’Origin 6.1’’ est utilisée pour calculer les coefficients desmodèles et leurs paramètres statistiques.

TABLEAU 1: MODELES DE SECHAGE UTILISES

Nom du modèle Equation du modèleNewton M* = exp(-kt)Page M* = exp(-ktn)Henderson & Pabis M* = a exp (-kt)Logarithmic M* = a exp(-kt) + cTow term M* = a exp(-k0t) + b exp(-k1t)Tow-term exponential M* = a exp(- kt) + (1-a) exp (- kat)Wang & Singh M* = 1 + at + bt2

Midilli-Kucuk M* = a exp(-ktn) + bt

III. RÉSULTATS ET DISCUSSION

Durant les expériences de séchage, la température ambiantevarie de 25 à 32°C, l’humidité relative de l’air ambiant de31 à 45%, la température de l’air asséchant de 50 à 70°C, etle débit d’air asséchant de 0,028 à 0,056 m3.s-1. La teneur eneau initiale de la plante guérisseuse est de l’ordre de 3,2194à 5,4309% MS et elle est réduite à une teneur en eau finalede 0,7089 à 0,1,6367% MS (tableau 2).

TABLEAU 2: CONDITIONS EXPERIMENTALES DE SECHAGENuméro

d’expérienceDv

( )3 1.m s -q

(°C)Hr

(%)M0(%MS)

Mf(%MS)

1 0,028 50 45 4,7803 1,05202 0,028 60 47 5,4309 1,63673 0,028 70 43 5,2112 1,08074 0,056 50 46 5,1162 0,74315 0,056 60 50 3,2194 0,70896 0,056 70 41 4,8140 1,5000

III.1 Courbes de séchage

Les courbes expérimentales décrivant l’évolution de lavitesse de séchage en fonction du temps et de la teneur eneau sont présentées respectivement dans les figures 3 et 4.Les courbes obtenues présentent les trois périodes deséchage décrites classiquement : la période de mise entempérature, la période de séchage à allure constante et lapériode de séchage à allure décroissante. La transition de lapériode I à la période II est peu nette dans le cas de la planteguérisseuse. Ceci rend la détermination de la teneur en eaucritique en ce point assez difficile.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


0 50 100 150 200 250 300 350 4000

1

2

3

4 50°C, 0,028 m3.s-1

50°C, 0,056 m3.s-1

60°C, 0,028 m3.s-1

60°C, 0,056 m3.s-1

70°C, 0,028 m3.s-1

70°C, 0,056 m3.s-1

Vite

sse

de sé

chag

e (%

MS.

min

-1)

Temps de séchage (min)

Figure 3 : Évolution de la vitesse de séchage en fonction du temps pourdifférentes conditions de l’air asséchant.

1 2 3 4 5 60,00,51,01,52,02,53,03,54,04,5

Dv=0,056 m3.s-1

50°C 60°C 70°C

Vite

sse

de sé

chag

e (%

MS.

min

-1)

Teneur en eau M (% MS)

Figure 4 : Influence de la température sur la vitesse de séchage du produit

3.2 - Lissage des courbes expérimentales de séchage

Les courbes expérimentales de séchage sont décrites parhuit modèles statistiques de séchage en couche mince(tableau 1). Le modèle de Midilli-Kucuk a montré unebonne corrélation avec les courbes expérimentales avec un rvoisin de l’unité et un c2 de l’ordre de 10-5. En effet, lafigure 5 montre une parfaite concordance entre les teneursen eau réduites expérimentales et les teneurs en eau réduitescalculées par le modèle de Midilli-Kucuk (Eq. 5-8).

0 50 100 150 200 250 300 350 4000,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0Dv=0,056 m3.s-1 M* expérimentale (50°C)

M* prédite par Midilli-Kucuk M* expérimentale (60°C) M* prédite par Midilli-Kucuk M* expérimentale (70°C) M* prédite par Midilli-Kucuk

Tene

ur e

n ea

u ré

duite

M*

Temps de sécahge (min)

Figure 5 : Teneur en eau réduite expérimentale et prédite par le modèle deMidilli-Kucuk pour chaque température et pour le débit de 0,056 m3.s-1

( )eq

eq0

M(t) Mexp

M Mna kt bt

-= - +

-(4)

L’écart ( )eq0M M- représente la quantité maximaled’humidité extractible de la plante guérisseuse dans lesconditions de séchage considéré. Les coefficients a, k, n etb, à déterminer, intègrent les paramètres liés à l’airasséchant (q , Hr, Dv) et ceux liés au produit (M0). Lefacteur k est appelé facteur de pente alors que n est appeléfacteur de courbure.

-4 2a=-0,3577+0,0511 -4,800.10q q (5)-5 2k=0,1007-0,0032 2,600.10q q+ (6)

2n=-11,5467+0,4122 0.0032q q- (7)-4 -6 2b=0,0176-6,8500.10 +6,5000.10q q (8)

IV. CONCLUSION

Dans ce travail, la cinétique de séchage de la planteguérisseuse dans un séchoir solaire convectif est étudiée.D’après les courbes de séchage obtenues, la présence seulede la phase 2 est notée. Ainsi, la température de l’airasséchant est le principal facteur qui influence la vitesse deséchage. Parmi les modèles statistiques étudiés, le modèlede Midilli-Kucuk présente une bonne corrélation avec lesdonnées expérimentales obtenues.

RÉFÉRENCES

[1] Jaouhari J. T., Lazrek H. B. & Jana M. (2000). The hypoglycemicactivity of Zygophyllum gaetulum extracts in alloxan-inducedhyperglycemic rats. J EthnopharmacolJan, 69(1), 17-20.J. ClerkMaxwell, A Treatise on Electricity and Magnetism, 3rd ed., vol. 2.Oxford: Clarendon, 1892, pp.68–73.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


[2] Skim F., Lazrek H. B., Kaaya A., El Amri H. & Jana M. (1998).Contribution à l’étude pharmacologique de deux plantesantidiabétiques: Globularia alypum et Zygophyllum gaetulum, V°Congrès de la Société Mediterranenne de pharmacologie clinique,Marrakech du 28 au 30 octobre.K. Elissa, “Title of paper if known,”unpublished.

[3] Abbassi K. (2005). Caractéristiques des recrudescences et d’invasionsdu Criquet pèlerin au Maroc de 1986 à 2005 et utilisation des plantesdans la lutte antiacridienne, Thèse Doctorat d’Etat, Rabat.

[4] R. Al Hodali, Numerical simulation of an agricultural foodstuffsdrying unit using solar energy and adsorption process, Thèse dePh.D., Université Libre de Bruxelles, Belgique, (1997).

[5] M. Kouhila, Etude expérimentale et théorique de cinétiques deséchage convectif partiellement solaire des plantes médicinales etaromatiques (menthe, sauge, verveine et eucalyptus) de la région deMarrakech, Thèse de Doctorat d’Etat, Université Cadi Ayyad,Marrakech, Maroc, (2001).

[6] M. Kouhila, N. Kechaou, M. Otmani, M. Fliyou, S. Lahsasni,Experimental study of sorption isotherms and drying kinetics ofMoroccan Eucalyptus globulus, Drying Technology, 20 (2002), 2027-2039.

[7] A. S. Mujumdar, Handbook of industrial drying, New York, MarcelDekker (1987).

[8] D. S. Jayas, S. Cenkowski, S. Pabis, W.E. Muir, Review of thin layerdrying and wetting equations, Drying Technology, 9 (1991), 551-588.

[9] B. H. Hassan, A.I. Hobani, Thin layer drying of dates, Journal ofFood Process Engineering, 23 (2000), 177-189.

[10] O. Yaldiz, C. Ertekin, Thin layer solar drying of some vegetables,Drying Technology, 19 (2001), 583-597.

[11] O. Yaldiz, C. Ertekin, H. I. Uzun, Mathematical modelling of thinlayer solar drying of sultana grapes, Energy, 26 (2001), 457-465.

[12] S. Lahsasni, M. Kouhila, M. Mahrouz, N. Kechaou, Experimentalstudy and modelling of adsorption and desorption isotherms ofprickly pear peel (Opuntia ficus indica), Journal of Food Engineering,55 (2002), 201-207.

[13] S. Lahsasni, M. Kouhila, M. Mahrouz, M. Fliyou, Moistureadsorption-desorption isotherms of prickly pear cladode (Opuntiaficus indica) at different temperatures, Energy Conversion &Management, 44 (2003), 923-936.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

1

Approvisionnement en energie solairethermique dune maison dans le site de

Ghardaia

KACI KarimUnité de recherche appliquée en énergies

renouvelables.Ghardaia ,Algerie.

[email protected].

SERIR LazharUnité de recherche appliquée en énergies

renouvelables.Ghardaïa,Algérie.

[email protected]

Resume

Ce projet comprend l'installation d'un système solairethermique au niveau d'un logement du type F3 situé àl'unité de la recherche industrielle dans des énergiesrenouvelables situées dans la wilaya de Ghardaïa. Lesystème avec de l'énergie renouvelable composée dechauffe-eau solaire sera prévu pour le chauffage del'eau domestique.

Une étude comparative avec un autre logement dumême type employant l'énergie conventionnelle seraeffectuée afin de voire les performances de ce systèmeainsi qu’une technico-économique évaluer les larentabilité d’un tel système.

Alors l'objectif essentiel de ce travail consiste enévaluant dans de vraies conditions d'opération d'unsystème solaire thermique et confronter les résultatsexpérimentaux avec les études théoriques

I. INTRODUCTION

Nous avons effectué une installation d’unsystème de chauffage d’eau sanitaire. Pour celanous avons choisi deux (02) logements de type F3situé l’un à côte de l’autre à l’unité de rechercheappliquée en énergies renouvelables de Ghardaïa

Vu le coût élevé du chauffage de la maison, nousavons décidé à ce que l’énergie thermique seradestiné dans un premier temps uniquement pour lechauffage d’eau ; pour cela nous avons utilisé uncapteur plan et d’une cuve de stockage de capacitéde 150 litres.

Nous allons faire une évaluation annuelle (étalésur toutes les saisons) afin de définir l’intérêt et larentabilité de notre système donc une étudethéorique (en cours ) sur le rendement du chauffe-eau solaire et surtout une étude technico-économique pour voire l’impact social etéconomique de notre système surtout dans desrégion très ensoleillé (comme l’Algérie 09mois sur12 la moyenne d’ensoleillement dépasse lamoyenne).

II. DESRIPTION DU SYSTEME

En tenant compte du nombre de consommateurd’eau chaude corrigé par l’ensoleillement moyen denotre région , nous avons choisis une famille de 04personnes donc une consommation quotidiennemoyenne environ 240 litres d’eau chaudes à 45 ° (60litres / personne X 4 personnes)

Le capteur plan utilisé est de marqueMEGASUNG (Fig.1) , de type ST-160( 2050 x1275 x 90) , surface brute = 2,6 m2 ,un poids = 51Kg et une pression maximale fonctionnement = 7bars avec une réception thermique totale : 95 % ,

ces caractéristiques technique sont (voir tableau .1)

TABLE .1 CARACTERISTIQUES DU CHAUFFE-EAU SOLAIRE:

Paramètres Capteur plan

Surface du capteur (brute) 2.6 m2

Epaisseur de l’absorbeur. 0.2mm

Epaisseur de l'absorbeur 0.2 mm

Surface de l’ absorbanteur 2,31 m2

Espace entre les tubes 270 mm

Diamètre intérieur du tube 80 mm

Diamètre extérieur du tube 220 mm

Dimensions de réservoir 530 X1320mm

Isolation postérieure 40mm delaine de roche

Isolation latérale 20mm delaine de roche

Vitrage verre à microprismes.

Dimensions du vitrage 1900 X1200X 3.5 mm3

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



2

Fig.1 description du système

III. ANALYSE THEORIQUE THERMIQUE DUSYSTHEME

La puissance récupéré par le fluide caloporteurest définie comme étant la différence entre l’énergiesolaire incidente et les pertes thermiques. Elle estdonnée par [1]

Qu = Ac Fr [(ta )eff. Gt – UL (Tf.e – Ta) (1)

Pour calculer les paramètres du capteur FC , UL, Fr et Qu, la température moyenne de la plaqueTpm ,la température moyenne du fluide dans le capteuret le débit massique sont initialisées. Le calcul estrépété par itération.

La température moyenne de la plaque est donnéepar [2] :

Tp m = Tf e + (2)

avec :

Fr = (3)

La température du fluide à la sortie du capteurest donnée par :

(4)

La température moyenne du fluide dans lecapteur est calcuulée par l’équation de Klein [3].

Tf.m= Tf.e + (5)

Le rendement d’un capteur plan est définicomme étant le rapport entre l’énergie utile extraitepar le fluide caloporteur est l’énergie incidente sur lecapteur [4].

(6)

Le rendement du chauffe-eau solaire est donnépar la relation suivante [5] :

(7)

Pour estimer le débit massique nous avons unmodèle relativement simple issu des équationsd’Euler modifiées et de l’équation de continuitéappliquées au système en se basant sur leshypothèses suivantes [6] :

Régime quasi-stationnaire pour un intervalle de15 min.

Fluide peu compressible.

La variation de la masse volumique de l’eau enfonction de la température suit une formepolynomiale et varie linéairement avec les hauteursde la cuve de stockage et dans le capteur.

Les pertes thermiques des tubes de connectionssont négligeables.

IV. PARTIE EXPERIMANTALE :

Ghardaïa se trouve à une latitude de 32.23 et delongitude de 03.48

Vitesse du vent utilisé lors des tests est : entre0.5 à 1.5 m/s , Albédo du site est de : 0.2

Pou le test nous avons utilisé les standrts Ashrae[7] c’est à dire

Ig = 800 W/m 2 ±10 %

Ta = 5 à 30 °

V ≤ 4.5 m/s

Les instrument utilisés dans la partieexpérimentale sont :

· Huits (08) thermocouples de type K

étallonés ont été installées dans le chauffe –eausolaire afin d’évaluer les différents (figure 2)températures dans le chauffe-eau.

· Un pyranométre de type Kipp &

ZENNEN pour évaluer le rayonnement solaire sur nplan inclinée et horizontale.

· Un débit mètre a été installé aussi pour

calculer le confirmer les différentes vitesse de lapompe utilisée.

· Un anémomètre instantané a été utilisé

pour les vitesses de vents.

· Un enregistreur de type LPD 12 a été

utilisé de marque LINSEIS est en place au sein dela maison et on a put relever les différentes

( )rrLC

u FFUA

Q-1

úúû

ù

êêë

é÷÷ø

öççè

æ--

p

LC

L

p

CMUF

UCM

.exp1

. .

( )

( ) ÷÷ø

öççè

æ -=

÷÷ø

öççè

æ+-

÷÷ø

öççè

æ+-

p

LC

L

teffaef

L

teffasi

CMUF

UG

TT

UG

TT

.exp

..

..

.

.

.

at

at

÷÷ø

öççè

æ-

C

r

rLC

u

FF

FUAQ

1

tC

ui GA

Q.

=h

( )

ò

-= t

tc

mmwtsec

dtGA

TTW

0

*

..h

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

3

températures pour chaque saison, on a pu récolterles données de l’hiver, printemps et quelquesrésultats de l’été .la journée sélectionné est lajournée du 05 juin 2006 c’est une journée ensoleillé(figure.2)

Figure 2. Installation des thermocouples

V. RESULTAT ET DISCUSSION

La journée représentative est celle du17/05/2006.Elle est caractérisée par un ciel clair etdégagé. Mais durant la fin de la matinée le systèmea subi quelques perturbations causés par despassages nuageux variable dans le temps etl’intensité. l’intervalle de mesure est de 30 minutesavec un coefficients de troubles qui correspond àune journée normale.

La figure 3 montre la variation l’éclairementglobal mesuré qui suit une concordance avec unefigure théorique obtenu par un modèle théorique(une forme de cloche) sauf que dans l’intervalleentre 09h00mn et 09h30mn la courbe expérimentalesubit une fluctuation due à des passages nuageusesalors que l’éclairement atteint son maximum(1000.20 W/m2 à midi TSV . Les figures 4représente la variation de la température du fluide àl’entrée et à la sortie du capteur en fonction dutemps, ainsi que celle de la vitre ces deux courbesreprésentent un écart considérable qui signifie le bonrendement du capteur ,les quelques fluctuationssont probablement dues aux erreurs de mesuresprovoqués par le mauvais emplacement desthermocouples (contact avec le tube ,utilisation defils de compensation) . La variation moyenne de latempérature de l’eau d’entrée et de sortie dans lecapteur varie entre 10° à 15 ,les températures desorties peuvent atteindre les 70°

On remarque aussi que les chauffages à bassestempératures permettent d’obtenir de meilleurerendement autre dit que plus on fonctionnée à hautetempérature et plus le rendement est faible .

Ce qui confirme réellement un bon rendementd’un capteur plan solaire d’où notre problématiquede la compétitivités des systèmes solaires parrapport au systèmes conventionnels

Figure 3 : Evolution du rayonnement solaire

Figure 4. Evolution des températures dans le capteur

VI. CONCLUSIONLe travail que nous avons accompli nous a

permit de savoir que le gain de rendement que l’onpeut éspérer ne peur être apprécieé que par uneétude détailléé faisant intervenir le climat local(ensoleilment et température éxtérieur ) et lesdonn ées propes à l’installation )

Les résultats nous ont monté aussi qu’ avec unebonne installation (installation optimale ) et un bondimmentionnement nous pouvons facilement êtrecompétitive avec une autre source d’énergieconventionnel ,surtout que dans le chauffage solairesanitaire qui nous garantie nos besoins annuels (avecun appoint d’une autre source d’énergie) . et cecisera confirmer par une étude technico-économiquede cette installation .

températures dans le capteur

010203040506070

6h 3

07h

308h

309h

3010

h30

11h3

012

h30

13h3

014

h30

15h3

016

h30

17h3

0

temps

tem

péra

ture temp ambiante

temp de sortietemp de vitragetemp entré

rayonnement

0200400600800

10001200

6h 3

07h

308h

309h

3010

h30

11h3

012

h30

13h3

014

h30

15h3

016

h30

17h3

0

temps

rayo

nnem

ent

rayonnement

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

4

VII. REFERENCES :

[1] John A.Duffie and William A. Beckman “ SolarEngineering of Thermal Processes” by John Wiley &sons .2nd ed New York (1991).

[2] S.A.Klein .J.A.Duffie and W.A.Beckman.1974.“Transit Consideration of Flat-Plat SolarCollectors”.Trans.ASME.j.Engrgy.For power.96A.109.

[3] S.A.Klein .J.A.Duffie and W.A.Beckman.1976. “ADesing Procedure for solar Heating Systéms” .SolarEnergy.Vol18.pp.113-127.

[4] H.Abdi .1999.« Contribution à la détermination desperformances de capteurs plan à contact direct Eau-plaque absorbante (formes convexe etconcave) »Mémoire de Magister .Institut de mécanique,université de Blida.

[5] D.Lafri,K.Larouci .1993.« Effet de la convection dansun chauffe-eau solaire à convection forcée »Mémoirede PFE .

[6] K.kaci ,A.Belloua .1997.« Etude et réalisation d’uncapteur plan solaire à contact direct eau-plaqueabsorbante configuration convexe ». Mémoire de PFE.Institut de mécanique. Université de Blida.

[7] M. MERZOUK «protocole et banc d’essais pour l’étudeexpérimentale des capteurs solaires plans» 1984.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Couplage énergie solaire – matériaux locaux dans lebâtiment en climat saharien

H.KAZEOUI1, A.TAHAKOURT1

1Laboratoire de Technologie des Matériaux et deGénie des Procédés LTMGP. Université de Bejaia.

Bejaia, Algérie.E-mail : [email protected]

A. AIT MOKHTAR2, R. BELARBI2

2Laboratoire d’étude des Phénomènes de transfert Appliquésau bâtiment LEPTAB, Université de La Rochelle.

La Rochelle, France.

Résumé—- L’objectif de cet article est de présenter lesrésultats de la simulation du couplage matériaux locaux etchauffage par énergie solaire en climat saharien. Le système dechauffage utilisé est le plancher solaire direct PSD. Lesperformances du PSD couplé à l’utilisation des matériaux àbase d’argile stabilisée (adobe) ont été analysées.La technique de chauffage par PSD est l’une des solutions lesplus utilisées dans le domaine du solaire en bâtiment.L’application de celle-ci dans le sud Algérien est justifiée parl’importance du gisement solaire disponible. L’incorporationdes matériaux locaux, connus pour leur effet « tampon »,permettra d’améliorer le confort thermique et de réduire lesconsommations énergétiques tant en hiver qu’en été.Des simulations ont été réalisées sur une construction simpleéquipée d’un PSD en variant les matériaux la constituant. Lesrésultats obtenus reflètent l’intérêt et l’impact attendus ducouplage entre le PSD et les matériaux locaux. L’étude met enévidence l’économie et le confort obtenus par l’utilisationcouplée du PSD et les matériaux locaux. En effet, le PSDcouvre, selon la période, 60% au minimum des besoins dechauffage dans le bâtiment construit avec l’adobe, alors que sacouverture chute à 30% seulement quand il est construit avecde la brique.

Mots clés : Plancher solaire direct – Matériaux locaux –Performances énergétiques – Confort thermique.

Abstract- The aim of this study is to show the results ofcoupling the solar energy with the local materials in thebuilding. The performances of the Direct Solar Floor (DSF)coupled to the utilization of materials based on the stabilizedclay are analyzed. The DSF technique is one of the most usedsolutions in the solar heating field. The application of thismethod in the south of Algeria is justified by the importanceand availability of the solar bearing. The incorporation of localmaterials, well-known for their storage capacity, permit toimprove the thermal comfort and the energy saving in bothwinter and summer. Simulations were carried out on a simplebuilding with DSF by varying the construction materials. Theresults obtained reflect the interest and the impact expected.The study demonstrates that significant economic comfortadvantages come out from coupling DSF with local materials.It shows that the solar coverage is about 60% in the building

with local materials and only 30% with actual materials(brick).

Key words : Direct solar floor - Local materials – Energeticperformance - Thermal comfort.

I. INTRODUCTION

La conjoncture économique actuelle, la volonté d'assurerla préservation ou la réhabilitation des constructionstraditionnelles en matériaux locaux et la nécessitéd’améliorer la qualité environnementale expliquent l’intérêtque connaissent les techniques passives de conditionnementd’air ainsi que la construction en matériaux locaux.Actuellement, l'habitat au Maghreb en général et en Algérieen particulier tend à s’uniformiser sinon évoluerarbitrairement en utilisant de plus en plus des matériaux nonadaptés tels que le béton et le parpaing transformant ainsi lebâtiment en une véritable passoire thermique. Cetteinadaptation des constructions au climat engendrel’utilisation inévitable des systèmes de conditionnementd'air dont les conséquences sur le budget individuel del’utilisateur en particulier et sur l’économie en général nesont pas négligeables. Dans le but d’améliorer les aspects dela qualité environnementale et de réduire la consommationd’énergie dans les bâtiments, plusieurs études ont étémenées [1, 2, 3]. Des travaux précédents [4,5] ont montréles avantages du chauffage par PSD et ceux de laconstruction en matériaux locaux en climat Algérien.L’objectif de cette phase est de montrer l’impact d’utiliserces deux procédés simultanément sur le confort du bâtiment,la qualité de l’air et la consommation énergétique. Uneévaluation de la performance des PSD a été réalisée àtravers une étude sur deux bâtiments : l’un courammentutilisé dans la construction actuelle et dont l’enveloppe estconstituée de matériaux classiques tel que la brique etl’autre traditionnel dont l’enveloppe est constituée dematériaux locaux (adobe).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



II. OUTILS DE SIMULATION THERMIQUE

Dans la technique de chauffage des locaux par plancherssolaires directs, l’énergie solaire est transférée directementpar le fluide caloporteur depuis les capteurs solaires versune dalle, plus épaisse que dans le cas du plancher chauffantclassique, sans échangeur intermédiaire. La dalle permet destocker cette énergie et de la restituer au volume habitableavec un certain déphasage.Pour la simulation du comportement du PSD, nous avonsutilisé le logiciel de simulation dynamique TRNSYS [6].Avec la version 16, il est possible de simuler un plancherchauffant avec le modèle de bâtiment multizone (TYPE 56).Le TYPE 56 modélise le comportement thermique d’unbâtiment divisé en différentes zones thermiques. Vu lacomplexité de ce composant, les paramètres du bâtimentmultizone ne sont pas définis directement dans le fichier dedonnées de TRNSYS. Un programme séparé, TRNBUILD(figure 1), permet de créer le fichier contenant la descriptiondu bâtiment (différentes zones, constitution des parois,gains, chauffage, rafraîchissement…) et de générer le fichierdes coefficients des fonctions de transfert nécessaire à lasimulation.Pour la modélisation du PSD, un “matériau actif” est ajoutéà la constitution du plancher. Le matériau est appelé« actif » du fait qu’il contient des tubes remplis de fluidecaloporteur. Pour ce type de paroi, il y a lieu d’utiliserl’option de TRNBUILD qui calcule le coefficient deconvection entre le PSD et la zone en fonction de latempérature de ce dernier.

Figure 1. Description du bâtiment avec TRNBUILD

III. RESULTATS ET ANALYSE

Le bâtiment simulé dans cette étude est une cellule d’unseul niveau de 48m2 habitable. Le plancher est constitué dedeux couches de béton (14 cm pour la couche supérieure et10 cm pour la couche inférieure) séparées par 4 cm d’isolantoù le réseau de tubes est noyé dans la couche supérieure debéton (à 10cm de la surface). Les tubes ont un diamètreextérieur de 2 cm et sont espacés de 20 cm. Une seulefenêtre de 1.1 m2 est prévue dans le mur orienté sud. Notonsque la constitution de tous les murs de la cellule estidentique et de même épaisseur. Deux variantes sontsimulées, la première en considérant que toutes les paroissont en doubles briques séparées par 5cm de lame d’air(type de construction moderne) et la seconde avec des paroisen adobe (type d’habitat traditionnel). L’adobe est un blocobtenu par moulage de terre crue, simplement séchée ausoleil et dont les caractéristiques sont résumées dans letableau 1. En ce qui concerne l’installation solaire, nousavons utilisé des capteurs plans vitrés de 8 m2 de surfacetotale inclinés à 45° et installés sur le plancher haut face ausud. Dans les simulations, aucun apport interne (électrique,occupant…) n’a été considéré. Le débit d’eau dans leplancher a été fixé à 160kg/h. La température du sol sous leplancher a été considérée constante et fixée à 15 °C. Lesdonnées météorologiques utilisées sont celles de la ville deBechar (Algérie), fichier disponible dans la bibliothèque deTRNSYS. Le fichier de données a été créé sous l’interfacegraphique « TRNSYS Studio » (figure 2).

TABLE I. CARACTERISTIQUES DU MATRIAU TRADITIONNEL UTILIEESDANS LA SIMULATION

Masse volumique(kg/m3)

Conductivitéthermique (w/m.°K)

Capacité calorifique(j/kg.°K)

1594.2 0.427 687

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Type109-TMY2

Type56a

Type1a

Type65aTYPE69b

TYPE33e

TYPE28a

Figure 2. Fichier de données de la cellule équipée de PSD

A. Températures intérieures simulées et confort thermiqueLa figure 3 montre l’évolution des températures

intérieures dans les deux cellules : moderne et traditionnelle.En analysant les résultats, nous constatons que lestempératures varient très peu dans le cas de la celluleconstruite avec de l’adobe, malgré les fluctuationsimportantes de la température extérieure (écart atteignant5°C). Nous avons noté une différence de l’ordre de 2°Cseulement entre la température maximale et la températureminimale enregistrées durant la semaine la plus froide del’année dans la cellule traditionnelle contre environ 4°Cdans la construction moderne.

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

9 10 11 12 13 14 15 16Jour du mois de janvier

Tem

péra

ture

(°C

)

TextTtradTmod

Figure 3. Evolution de la température intérieure dans les deux celluleséquipées de PSD. Semaine du 9 au 16 janvier (semaine la plus froide).

Ceci s’explique par l’effet de l’inertie qui caractérise lematériau traditionnel. Son potentiel de stockage thermiquelui permet d’emmagasiner de la chaleur quand le soleil est là(d’où l’intérêt de leur couplage avec un système solaire) etde maintenir la température stable. Quand la températureextérieure diminue, la chaleur emmagasinée est restituée àl’ambiance intérieure contrairement à la constructionmoderne qui suit, sans amortissement ni retard, lesfluctuations de la température.Durant la journée la plus froide de l’année où lethermomètre a enregistré une température extérieuremoyenne de 4.75°C, nous avons noté une températuremoyenne simulée de 16.16°C dans le bâtiment traditionnelet seulement de 11.96°C dans le moderne (figure 4).

La figure 5 confirme l’intérêt du couplage entre le PSDet l’utilisation des matériaux locaux. En effet, en comparantles températures de l’air intérieur avant et après introductiondu PSD, on remarque que ce dernier apporte uneamélioration considérable des conditions de confort dans lacellule traditionnelle (la plage hachurée est beaucoup plusgrande) comparée à la seconde cellule. Il augmente lestempératures de presque 6°C dans le premier cas contre 3°Cenviron dans le deuxième cas.

-2

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24Heure dans la journée

Tem

péra

ture

(°C)

TextTtrad

Tmod

Figure 4. Evolution de la température intérieure dans les deux celluleséquipées de PSD. Journée du 12 janvier (journée la plus froide, Textmoy =

4.75°C).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


7

9

11

13

15

17

19

9 10 11 12 13 14 15 16

Jour du mois de janvier-a-

Tem

péra

ture

(°C)

7

9

11

13

15

17

19

9 10 11 12 13 14 15 16

Jour du mois de janvier-b-

Tem

péra

ture

(°C

)

-a- Cellule traditionnelle -b- Cellule moderne

Figure 5. Evolution de la température intérieure avant et après l’intégration du PSD

B. Performance et économie énergétique

Nous avons ensuite analysé l’influence du chauffagepar PSD couplé à l’utilisation des matériaux locaux sur lafacture énergétique. Nous avons constaté, là aussi, que lesbesoins en chauffage diminuent, avec le PSD, d’unemanière importante dans le cas de la cellule traditionnelle(figure 6). L’introduction du PSD a creusé davantagel’écart entre les quantités de chauffage nécessaires. Eneffet, en calculant le taux de couverture solaire COS dansles deux cas, nous avons noté un écart très importantallant jusqu’à 50% entre les deux cellules (figure 7).Notons ici que la quantité nécessaire pour le chauffagedes cellules a été calculée sur la base d’une températurede consigne de 20°C.

D’une manière identique, nous avons évalué lesbesoins en rafraîchissement pour maintenir unetempérature intérieure de 26°C. Le constat est similaire auphénomène de chauffage sinon plus marqué : la quantitéd’énergie maximale nécessaire (durant le mois le pluschaud) est trois fois plus grande dans le cas de la celluleen briques comparée à celle en matériaux locaux (figure8). On revient pour dire que la capacité de stockage del’adobe lui permet de stocker le froid durant la nuit pourle restituer à l’ambiance durant le jour. Cette particularitéfait que le technique de construction avec ce type dematériau est particulièrement adaptée aux climats dontl’écart de température entre le jour et la nuit est important.

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

jan fev mar avr mai jin jul aou sep oct nov dec

Mois dans l'année-a-

Bes

oins

cha

uffa

ge (k

Wh)

Traditionnellemoderne

0

100

200

300

400

500

600

700

jan fev mar avr mai jin jul aou sep oct nov decMois dans l'année

-b-

Bes

oins

cha

uffa

ge (k

Wh)

Traditionnellemoderne

Figure 6. Evolution des besoins de chauffage dans les deux cellules.

-a- Cellule sans PSD -b- Cellule avec PSD

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


66,53

34,5

83,2

42,78

94,7

54,12

100

63,67

100

85,4

100

76,886,15

44,65

59,8

31,62

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

CO

S (%

)

jan fev mar avr mai oct nov dec

MoisTraditionnelle

moderne

Figure 7. Evolution de l’économie de chauffage apportée par le PSDdans les deux cellules. (surface capteurs/surface PSD = 16%)

COS = ( )PSDsansBesoins

PSDavecBesoinsPSDsansBesoins -

0

200

400

600

800

1000

1200

avr mai jui juil aou sep oct

Mois

Bes

oins

rafr

aich

isse

men

t (k

Wh)

Traditionnelle

Moderne

Figure 8. Evolution de la puissance d’énergie nécessaire aurafraîchissement des deux cellules

IV. CONCLUSION

Les résultats obtenus montrent que, dans le but de réduirela consommation énergétique dans les bâtiments, il estimpératif de prendre en considération le choix desmatériaux en fonction des données climatiques dès laconception de l’ouvrage. En effet, dans les régionsdésertiques, la construction en matériaux locaux offre demeilleurs isolation et confort que les matériaux modernes.Leur couplage avec le plancher solaire direct a mis en

évidence l’intérêt de cette solution comme solutionalternative au conditionnement d’air. L’effet de l’inertiethermique des matériaux locaux fait qu’elles s’adaptentparfaitement au climat saharien et à l’utilisation duchauffage par PSD du fait de leur capacité de stockage.

RÉFÉRENCES BIBLIOGRAPHIQUES

[1] Lollinia, Barozzia, Fasanob, Meronia, Zinzib,Optimisation of opaque components of the buildingenvelope. Energy, economic and environmental issues.November 2005.[2] C. Thormark, The effect of material choice on thetotal energy need and recycling potential of a building.Building and Environment 41 (2006) 1019–1026[3] Thomas Letz, Les systèmes solaires combinés : Quelbilan et quel avenir ? Journée thématique SFT-IBPSAmars 2006.[4] H. Kazeoui, A. Tahakourt, A. Ait-mokhtar, R.Belarbi, Utilisation couplée de l’énergie solaire et desmatériaux locaux dans le bâtiment. Forum internationaldes énergies renouvelables. Maroc 2002.[5] H.KAZEOUI « Influence du système planchersolaire direct sur le conditionnement climatique deslocaux dans le contexte maghrébin ». Thèse de magister.USTO (Algérie) 1997.[6] TRNSYS 16, Logiciel de simulation thermique desbâtiments. Université de Madison(Wisconsin, USA).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Système solaire combiné

R.KHARCHIa, B.BENYOUCEFb & M.BELHAMELa.(a) Centre de Développement des Energies Renouvelables

B.P. 62, Route de l’observatoire, Bouzaréah, ALGER.(b) Laboratoire Matériaux et Energies Renouvelables, université de tlemcen.

RésuméContrairement aux énergies fossiles, l'énergie solaire ne provoque pas d'émissions polluantes(NOx et CO2) et elle est totalement gratuite.L'énergie solaire thermique s'utilise principalement au travers de deux applications : lechauffage de l'eau chaude sanitaire et le chauffage des locaux.Un système solaire combiné est une installation solaire qui fournit à la fois de l’eau chaudesanitaire et le chauffage, on l’appelle aussi « combi Système ».Les systèmes solaires représentent une économie de 30 à 60% des besoins annuels d'énergiepour le chauffage et l'eau chaude sanitaire.Dans cet article, nous avons évalué les besoins énergétiques d’un tel système dans le casd’une famille de cinq personnes. La surface chauffée par le plancher solaire direct est de 100m² avec un niveau d’isolation moyen.La demande de chauffage varie linéairement avec la température extérieure, proportionnelleau coefficient de pertes de chaleur (UA en W/°C).La demande de chauffage mensuelle atteint » 1700 kWh en hivers.La demande en eau chaude sanitaire d’une famille de cinq personnes peut atteindre les 400kWh/mois mais peut varier de ± 20%.La couverture solaire de tous les besoins énergétiques est de 56%, ce qui nous fait uneéconomie de » 6444 kWh.

Mots clés : chauffage solaire, eau chaude sanitaire, capteurs solaires, besoins énergétiques.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

IntroductionLes problèmes environnementaux sont devenus une des préoccupations majeures de notresiècle. Aujourd'hui, chacun s'attache à préserver les ressources naturelles, lutter contre lapollution, défendre l'environnement, protéger la santé publique et assurer l'avenir des futuresgénérations [8].La consommation énergétique du bâtiment génère un quart des émissions de CO2.Pour cela, la seule alternative reste les énergies renouvelables, vu le potentiel solaire de notrepays, nous nous intéressons aux systèmes solaires.Les installations solaires qui fournissent à la fois de l'eau chaude sanitaire et une partie duchauffage sont généralement appelées des "Combi-Systèmes" ou SSC (Systèmes solairescombinés).

Les éléments du système solaire combinéLe SSC est composé :- De capteurs solaires, qui transforment l'énergie solaire en chaleur, ils sont souvent disposésen toiture.• D’une dalle (PSD), dans laquelle circule le fluide caloporteur chauffé par les capteurs,• D'un ballon de stockage, qui gère le chauffage du bâtiment, la production d'eau chaudesanitaire.

Fig .1. Schéma d’une installation de chauffage solairepar le plancher et l’eau chaude sanitaire

Formulation Mathématique :

.1.Demande mensuelle de chauffageElle varie linéairement avec la température extérieure, proportionnelle au coefficient de pertesde chaleur (UA en W/°C) [4].On fixe une température de consigne du local Tcons. La demande de chauffage pour le mois i,Di (Wh) est égale à :

( ) ihimoyconsi NTTUAD ,,-=Où Tmoy,i est la température moyenne extérieure pour le mois i,Nh,i est le nombre d’heures dans le mois iUA est le coefficient de pertes de chaleur global du local.Pour une surface chauffée de A = 100 m² avec un niveau d’isolation moyen (U = 2) [4]

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

.2. Demande mensuelle d’eau chaude sanitaireLes besoins d’énergie pour chauffer l’eau doivent être déterminés dans les modèles deproduction d’eau chaude sanitaire (avec ou sans stockage). Pour calculer les quantitésd’énergie nécessaires à la production d’eau chaude sanitaire, il faut d’abord connaître lesvolumes d’eau chaude à produire. Ces volumes sont obtenus à partir des tableaux publiés dansle ASHRAE Applications Hand book (ASHRAE, 1995).La quantité réelle d’énergie nécessaire pour produire l’eau chaude sanitaire est calculéecomme étant la quantité d’énergie nécessaire pour chauffer ce volume d’eau de la températurede l’eau froide jusqu’à la température demandée. Si Vl est le volume d’eau chaude à soutireret Th la température demandée d’eau chaude, les deux étant spécifiées par l’utilisateur, alors laquantité d’énergie nécessaire DECS pour produire l’eau chaude est donnée par :

)( ChlPECS TTVCD -= rOù Cp est la capacité calorifique de l’eau (4 200 (J/kg)/°C), ρ sa masse volumique (1 kg/l), etTc est la température de l’eau froide.Pour déterminer les besoins en eau chaude sanitaire (ECS) d'une famille, on estime à 50 litrespar jour et par personne mais ce chiffre peut varier de plus ou moins 20%.En hivers la température de l’eau froide atteint 15°C ;On pose Tc = 15 °C, Th = 50°C, Vl est pris = 250 l, pour une famille de 5 personnes,La Demande énergétique par jour :DECS = 10.208 kWh.En été, précisément on a mesuré en Août 2006, la température de l’eau froide est = 24°C;DECS = 7.5833 kWh.

Où Cp = 4 200 (J/kg)/°C), ρ =1 kg/l, Th = 50°C, Vl = 250 l. Tc = Teau du réseau

.3.Estimation de l’irradiation solaire mensuelle pour l’année 2005En utilisant les données de l’irradiation solaire du site de Bouzaréah (Division gisementsolaire, CDER) [3]. On a déterminé l’irradiation mensuelle pour l’année 2005.

.4.Calcul de la puissance solaire disponiblePour déterminer la puissance solaire disponible, on a besoin des valeurs des coefficientssuivants :

- Coefficient E (énergie solaire reçue en kWh/m².jour).- Coefficient Ci : inclinaison des capteurs.- Coefficient Co : orientation des capteurs.- Coefficient Cc : correction du fluide caloporteur.- Coefficient h: rendement du capteur.

La puissance solaire disponible dépend de l’orientation et de l’inclinaison des capteurs, duSite. ci CCCEPSD ´´´´= 0hCi » 0.999 ; Co = 1 (sud) ; Cc =1(on n’utilise pas d’antigel)On prend en moyenne E = 3,36986 kWh/m².jour

ci CCCEPSD ´´´´= 0h = 3.37 x 0.43 x 0.999 x 1 x 1= 1,45kWh/m².jourLa puissance solaire disponible est égale à 1,45 kWh/m².jour. Cette valeur nous permet decalculer la surface des capteurs.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

.5.Estimation de la surface de captation pour le système

Le capteur plan déjà développé par le CDER est de type classique (tubes disposées enradiateur), dont le rendement journalier est de h»0.43 [1].

a) Calcul de la surface de captation pour l’eau chaude sanitaireVl est pris = 250 l, pour une famille de 5 personnes. [5]

PSDPNS crp /t´´=Np : nombre de personnes occupant l’habitat (5),Pr : coefficient » 2.2,tc : taux de couverture (entre 50 et 70%), On trouve une surface de captation pour l’ECS de 4,559 m².

b) Calcul de la surface de captation pour le plancher solaire direct [2]

Pour une surface chauffée de A = 100 m² avec un niveau d’isolation moyen (U = 2).Le ratio de captation (le rapport surface de captation / surface d'échange (dalle)) est pris entre0.2 et 0.3. Ce qui nous fait une surface de captation de 20 à 30 m². Des valeurs de Rinférieures nous donneraient des températures très faibles, et des ratios plus élevés conduisentà des températures superficielles de plancher désagréables (supérieures à 27 °C).La surface de captation pour le systèmeEn tout, pour le chauffage et l’eau chaude sanitaire, nous avons besoin de » 30 m² decapteurs.

Interprétation des résultatsBesoins en eau chaude sanitaire sont similaires pendant l'année (voir fig. 4.), cependant ilssont satisfaits par l’énergie solaire sauf en hivers (spécialement l’année 2005 qui était assezchaude, ce qui n’est pas une référence).La proportion des besoins d'énergie pour l'eau chaude et pour le chauffage varie suivant levolume habitable, l'isolation thermique, le nombre des habitants,...En règle générale, les capteurs doivent fonctionner à une température faible afin d'assurer unbon rendement. D'autres contraintes sont liées à la source de l'énergie d'appoint choisie.La difficulté est de combiner les différents besoins et contrainte dans un système économiqueet fiable qui extrait un bénéfice maximal du capteur solaire.L'énergie fournie par le chauffe-eau solaire varie suivant l’ensoleillement : en été, les besoinssont couverts à 100%, en mi-saison plus de 50% et en hiver » 20% (voir fig.4).Couverture de l’énergie solaire des besoins énergétiquesIl est clair que les besoins en chauffage ne sont pas en phase avec l'ensoleillement pendantl'hiver, et que l'énergie solaire disponible en été dépasse largement les besoins d'eau chaudesanitaire.Ainsi, le chauffage solaire et l'appoint doivent être conçus ensemble afin d'assurer lerendement global du système, et s'il y a la possibilité de chauffer une piscine en été,l'installation sera rentabilisée davantage.La Demande de chauffage mensuelle atteint ≈ 1700kWh en hivers (fig.3.et .5.).La Demande en ECS d’une famille de 05 personnes peut atteindre les 400 kWh/mois (fig.3 et.4).L’énergie solaire couvre totalement les besoins en chauffage en été, en mi-saison plus de 50%et en hiver ≈ 20% (fig.5).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

ConclusionIl va sans dire que la consommation d’énergie d’un pays est proportionnelle au standard devie de sa population : ce qui correspond à la devise « dis-moi combien de kWh tu consommes,et je te dirai d’où tu viens ! » A ce début du siècle, la population mondiale est estimée à 6milliards…….[6]En vue de l’amélioration des conditions d’habitation et de travail, il est possible égalementd’agir sur certains facteurs régissant le microclimat d’un milieu urbain. Les caractéristiquesthermiques d’un milieu urbain ont une grande influence sur son microclimat. En outre, unelutte suffisamment efficace contre la pollution atmosphérique permettra d’améliorerl’ensoleillement des villes et des régions industrielles, de rendre ces dernières plus vivables etde laisser davantage d’énergie solaire à la disposition des utilisateurs.[7]La consommation énergétique du bâtiment génère un quart des émissions de CO2.Ces dernières années, la consommation énergétique dans les logements et les bureaux aaugmenté en raison de l’accroissement du parc, de l’augmentation de la surface moyenneoccupée, d’un confort accru mais aussi à cause du développement des usages de l’électricité.Comme tous les secteurs, celui du bâtiment est appelé à apporter sa contribution à la réductiondes émissions des gaz à effet de serre. Il représente aujourd’hui 18 % des émissions directes,22 % avec celles du chauffage urbain et celles issues de la production de l’électricité, et 45 %des consommations d’énergie finale, soit environ 2 tonnes de CO2 par habitant et par an.

Après notre étude, nous réalisons que vu notre potentiel solaire, nous pouvons largementsubvenir aux besoins énergétiques dans l’habitat.L’éclairement solaire atteint les 174670,4 Wh/m² en mois d’Août 2005 ce qui fait unemoyenne mensuelle de 5634,5 Wh/m²,Nos besoins énergétiques étaient couverts à ≈ 56%, ce qui nous fait une économie de ≈ 6444kWh.Nous estimons une économie de 26929,476 DA si on compare aux consommations enélectricité.

Références[1] M.OUZZANE, Rapport Technique, CDER, Bouzaréah, Alger, Décembre1992.[2] thierry CABIROL/ daniel ROUX : Chauffage de l’habitat et énergie solaire : edisud.[3] R, YAICHE « Logiciel de calculs des irradiations horaires et journalières sous " EXCEL »[4] ANALYSE DE PROJETS D’ÉNERGIES PROPRES : MANUEL D’INGÉNIERIE ET D’ÉTUDES DE CAS RETSCREEN[5] Hervé Silve « L’énergie solaire » ; http://perso.orange.fr/herve.silve/solaire.htm[6] Ahmed KHEDIM, « L’énergie solaire, utilisation thermique et photovoltaïque ».[7] J.R.VAILLANT, « utilisations et promesses de l’énergie solaire ». Eyrolles.[8] protocole de KYOTO : INTELLIGENT ENERGY – EUROPE -2003-2006.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://perso.orange.fr/herve.silve/solaire.htm

Résultats

2 4 6 8 10 12Mois

500

1000

1500

2000

2500

Gai

ns S

olai

res

(kW

h)

Année 2005

Fig .2. Représentation des gains solaires mensuels (2005)

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Mois

kWh

Chauffage

Eau Chaude Sanitaire

Fig .3. Représentation des besoins mensuelsen chauffage et en eau chaude sanitaire pour 2005.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

0

500

1000

1500

2000

2500

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Mois

kWh

ECS

Gain Solaire

Appoint

Fig .4. Couverture de l’énergie solaire des Besoins en ECS

0

500

1000

1500

2000

2500

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Mois

kWh

Gain Solaire

Chauffage

Appoint

Appoint

Fig .5. Couverture de l’énergie solaire des Besoins en ChauffageICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude expérimentale d’un séchoir solairedirect type serre dans la zone de Ghardaïa

S. KHERROURUnité de recherche appliquée en énergie

renouvelable URAERGhardaïa, Algérie

E-mail : [email protected]

L.SERRIRUnité de recherche appliquée en énergie

renouvelable URAERGhardaïa, Algérie

E-Mail : [email protected]

A.BOUHDJARCentre de développement des énergies

renouvelables CDERALGER, Algérie

E-mail: [email protected]

Résumé— Ce travail consiste à l’étude et la réalisationd’un séchoir solaire type serre ; ce séchoir a étaitréalisé au sein de l’unité de recherche appliquée auxénergies renouvelables de Ghardaïa.

Le séchoir expérimental qui était étudié à vide, estcomposé de cinq vitres : deux latérales, par contre latroisième vitre est incliné de 55° maximisant lacaptation de l’énergie solaire pendant la périodefroide, la quatrième vitre est incliné de 15° permettantd’optimiser aussi la transmission du rayonnement ensaison estival, alors que la cinquième est incliné de35°de l’horizontal qui joue le rôle d’intermédiaire.

L’étude expérimentale nous a permis ensuite de tirerle bilan énergétique du séchoir et le calcul desdifférents paramètres comme le rayonnement solaire,les coefficients d’échange intervenant dans le séchoiret les température des différente parois.

Les températures tirées expérimentalement du séchoirsont traités et étudiés, les températures de l’absorbeursont les très élevées.

I. INTRODUCTION

Il existe une grande variété de séchoirs et selonle point de vue adopté, différentes façons de lesclasser. On peut, par exemple, retenir comme critèrela texture du produit qui détermine son mode demanutention et la manière dont on assure soncontact avec l’air asséchant sur la surfacechauffante. On peut aussi considérer le principe surlaquelle repose le séchage. Ainsi, dans les séchoirs aébullition, on élève suffisamment la température duproduit pour que la pression de vapeur de son eaudevienne égale à la pression totale ambiante et dansles séchoirs a entraînement, on le place dans uncourant d’air dont la pression de vapeur estinférieure à celle régnant juste a son niveau. [1]

Les séchoirs solaires se divisent en deuxmodèles, les séchoirs directs où les produits sont

exposés directement au soleil et les séchoirsindirects où le produit n'est pas exposé directementau soleil, il est même à l'abri de la lumière, ce quiautorise une meilleure préservation des qualitésnutritionnelles de l'aliment.

La vitesse de séchage est très importante pourchoisir le type de séchage. L’humidité relative est unfacteur affectant le séchage solaire de la nourriture.Plus l’humidité relative est haute, plus le séchagedurera.

L’isolation, l’absorbeur, la matière deconstruction les inclinaisons et la couverturetransparente orientée vers le soleil sont des décisionsimportantes de conception. [2]

Dans ce travail particulièrement dans la régionde Ghardaïa nous avons choisi le séchage des dattesqui est la particularité de cette région en passant parles différentes étapes de séchage jusqu'à 100% pourla production de poudre des dattes et même pour laconservation qui reste un problème plus ou moinsimportant dans le région.

II. PROBLIMATIQUE

Le problème rencontrer par les agriculteurs c’estcomment augmenter ou au moins garder la valeurmaximale du rendement de leurs séchoirs

Une étude est faite pour la réalisation et laconstruction de notre séchoir où en a choisi troissurfaces de réception du rayonnement solaire basantsur l’équation de l’angle d’inclinaison optimale dessurfaces donnée par :

a = latitude – déclinaison (d) …………. (1)

Où

d = 0,3328 – 22,18 cos(J) – 0.3499 cos(2J) – 0,1398cos(3J) + 3,7872 sin(J) +0,03205 sin(2J) + 0,07187sin(3J) ……………………………………. (2)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia




Avec : J = 0,984 j ; avec j étant le numéro dujour de l'année à partir du premier janvier. [3]

La relation (2) nous donne une variation de+ 23° 27' a -23° 27’avec une bonne approximation.

La courbe suivante nous montre la variation del’inclinaison sur toute l’année, en remarque quel’angle d’inclinaison est de 55.5° en hiver et de 8.5°environ en été.

III. DESCRIPTION DU DISPOSITIF EXPERIMENTAL

Le séchoir réalisé est un séchoir direct typeserre :

Désignation Matière Dimensions

absorbant

Cuivre :

Plaque horizontale

Plaque verticale

100x80x0.2 cm3

100x80x0.2 cm3

couverture

5 vitres en verre :

1er Incliné de 15°

2ème Incliné de 35°

3ème Incliné de 55°

2 vitres latérales

30x80x0.3 cm3

45x80x0.3 cm3

30x80x0.3 cm3

8 cm3

isolant Laine de verre Isole lesabsorbeurs

Propriétés thermophysiques : [4]/ [5]

1) cuivre :- conductivité thermique =l 401 W/m·K

- absorptivité =a 0,95

2) verre :- conductivité thermique =l 1,35 W/m·K

- absorptivité =a 0,1

- transmissivité =t 0,93

3) Laine de verre :- conductivité thermique =l 0,04 W/m·K

Pour avoir un meilleur rendement qui varie peusur toute l’année en a choisi la structure suivante :

La vitre inclinée de 55° maximisant la captationde l’énergie solaire pendant la période froide, lavitre inclinée de 15° permettant d’optimiser aussi latransmission du rayonnement en saison estival, alorsque la vitre inclinée de 35°de l’horizontal joue lerôle d’intermédiaire.

La plaque absorbante (plancher) est responsabledu chauffage de l’air. [6]

Données astronomiques du GHARDAÏA :

- Latitude 32°23' N

- Longitude 3°49' E

- Altitude 450 m

15°45°

55°

Fig.3.1 : Les différentes inclinaisonsdes vitres du séchoir.

Fig.3.2 : Comment charger lesproduits dans le séchoir.

Fig.2.1: Variation de l'angle d'inclinaison enfonct ion du numero de jour de l'année

0

10

2 0

3 0

4 0

5 0

6 0

1 17 3 3 4 9 6 5 8 1 9 7 113 12 9 14 5 16 1 17 7 19 3 2 0 9 2 2 5 2 4 1 2 5 7 2 7 3 2 8 9 3 0 5 3 2 1 3 3 7 3 5 3

numero de jour dans l'année

a ngled' inclina ison ( °)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://fr.wikipedia.org/wiki/Laine_de_verre

IV. RESULTATS ET DISCUTIONS :La figure 4.1 nous donne la variation des

différentes températures des surfaces internes duséchoir ainsi que l’évolution de la température del’air extérieur. En remarque que les écarts detempérature sont dans les normes et ils suivent larègle de distribution et propagation de latempérature.

La température de surface des absorbeurs est laplus élever et elle atteint les 60°c au moment où latempérature de l’air extérieur est de 25°c environ.

Dans la figure 4.2 en peut remarquer l’impactede l’effet de serre dans notre séchoir où l’écartatteint 11°c ce qui est très important pour le séchagesolaire.

La figure 4.3 nous montre la différence et l’écartde température des surfaces pour les deuxabsorbeurs, en remarque que la surface de la paroihorizontale reçoit plus d’énergie que la paroiverticale car la surface horizontale est plus exposéau soleil que la verticale surtout à midi où le soleilest presque perpendiculaire au plan horizontale.

La température de la surface de l’absorbeurhorizontale touche les 40°c et l’écart de températureentre les deux absorbeurs est de 9°c environ.

Pour la figure 4.4 en remarque bien la différencede température entre les trois surfaces internes duvitrage et les courbes nous donnent une image bienclaire sur la distribution et la propagation de latempérature dans le séchoir.

La température des trois surfaces est trèsordonnée, car en remarque que la température de lasurface de la vitre inclinée à 15° est la plus éleveravec un écart très important se qui justifie çaposition (hauteur et inclinaison).

Fig.4.1: Évolution de la température desdifférentes surfaces du séchoir,

0

10

20

30

40

50

60

70

0: 00 1:40 3:20 5:00 6: 40 8:20 10:00 11: 40 13:20 15:00 16:40 18:20 20:00 21:40 23: 20

Temps(heure)

Température (°c)

p aroi ho rp aroi vertair intvitre 3 5°vitre 15°vitre 55°air ext

Fig.4.2: Variat ion de la température de l'airexterieur et l'air interieur du séchoire

2 0

2 2

2 4

2 6

2 8

3 0

3 2

3 4

3 6

3 8

1 7 13 19 2 5 3 1 3 7 4 3 4 9 5 5 6 1 6 7 7 3 7 9 8 5 9 1 9 7 10 3 10 9 115 12 1 12 7 13 3 13 9

Temps (heure )

Température(°c)

Tair int

Tair ext

Fig.4.3: Evolut ion de la température des absorbeurs

0

5

10

15

2 0

2 5

3 0

3 5

4 0

4 5

0 0 : 0 0 0 1: 4 0 0 3 : 2 0 0 5 : 0 0 0 6 : 4 0 0 8 : 2 0 10 : 0 0 11: 4 0 13 : 2 0 15 : 0 0 16 : 4 0 18 : 2 0 2 0 : 0 0 2 1: 4 0 2 3 : 2 0

Temps(heure)

Température (°c)

plan hor

plan ver

Fig.4.4: Evolution dela température de la surface interne des vit res

0

10

20

30

40

50

60

70

00:00 03: 20 06:40 10:00 13:20 16:40 20:00 23:20

Temps(heure)

Température(°c)

vi t r e 35°

vi t r e 15°

vi t r e 55°

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

V. CONCLUSION

Le travail que nous avons effectué nous apermis, d’établir l’importance de l’énergie solaire etles avantages considérables qu’on peut en tirer dansle domaine des serres (l’agriculture) d’une manièregénérale et particulièrement dans le domaine desséchoirs solaires.

Le travail expérimental que nous avons mené surle séchoir à vide nous a permis d’étudier l’évolutionde la température des différentes parois du systèmeet particulièrement celle de l’air intérieur, élémentessentiel assurant les échanges de chaleur parconvection naturelle à l’intérieur du séchoir avec leproduit à sécher.

La géométrie de notre séchoir permit d’avoir unemeilleure évolution de la température de l’airintérieur qui augmente la vitesse du séchage.

VI. BIBLIOGRAPHIQUE :

[1]. M. DAGUENET. Les séchoirs solaires : Théorie etpratique UNESCO 1985.: 2000.

[2]. T. KHATIB BERKLA DJAMEL Comparaisonexpérimentale des performances des séchoirs solairesDirect et Indirect. PFE (USTHB) promotion

[3]. HAMID A., ‘‘ Contribution à l’étude du bilan thermique dela serre avec stockage en lit de galets ’’, Thèse demagistère ; C.D.E.R ; 1989.

[4]. Wikipedia.org ., (année 2007); ‘‘ conductivite thermique ’’,http://fr.wikipedia.org/wiki/Conductivit%C3%A9_

[5]. KITTAS, ‘‘Contribution théorique et expérimentale àl’étude du bilan d’énergie des serres’’, Thèse docteur-ingenieure ; Université de Perpignan ; 1980.

[6]. Dr R. MIRI. ‘‘Séchage des Produits Agro-Alimentairesdans un Séchoir Solaire Direct’’, USTHB, Bab Ezzouar.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Valorisation de l’armoise blanche par séchage solaireen convection forcée

LAMHARRAR Abdelkader, IDLIMAM Ali, KOUHILAMohammed

Laboratoire d’Energie Solaire et des Plantes Aromatiques etMédicinales

École Normale Supérieure, BP 2400, Marrakech,Maroc

[email protected]

Résumé— Ce travail est axé sur l’étude de la cinétique deséchage de l’armoise blanche (chih) dans un séchoir solaire àcouche mince fonctionnant en convection forcée. Dans le butd’étudier l’influence de la température sur le comportementmassique de la plante, nous avons réalisé des expériences ensuivant la perte de masse du produit durant le séchage pour undébit d’air de 0.056 m3/s et quatre températures (50, 60, 70 et80°C). Les courbes de séchage obtenues montrent l’absence desphase 0 et 1, l’influence de la température d’air asséchant surla cinétique de séchage a été étudiée. Sept modèlesmathématiques ont été testés pour décrire les courbesexpérimentales de séchage. Le modèle Midilli-Kuck s'est avéréle plus adéquat pour la description des courbes de séchage, lacourbe caractéristique de séchage de l’armoise a étédéterminée empiriquement. (Résumé)

I. INTRODUCTION

Le Maroc dispose d’un gisement solaire important.Le séchage solaire des produits agroalimentaires est d’unintérêt économique certain pour ce pays qui est pauvre enrichesses énergétiques conventionnelles. Depuis longtemps,l’armoise a été reconnue par les populations pastorales etnomades pour ses vertus purgatives. On l’utilise notammentcomme vermifuge pour soulager les maux gastro-intestinaux et comme un traitement antidiabétique [1,2].L’armoise peut être valorisée par le séchage solaire à bassetempérature qui est un procédé de conservation qui préservela qualité médicinale et aromatique. Sachant que ce procédéde séchage constitue un moyen rentable pour ladéshydratation des produits agroalimentaires à bassestempératures

II. MATÉRIEL ET MÉTHODE

A. Description du système de séchage.

Le système de séchage étudié (figure 1) est un séchoirsolaire à couches minces indirect partiellement solairefonctionnant en convection forcée et muni d’un appointélectrique. Il s’agit d’un système sans stockage et avecrecyclage total ou partiel d’air. La boîte de commande est unsystème d’appoint constitué de résistances électriques àailettes pilotées par un thermostat et un relais statique depuissance. Elle permet de régler la température réelle del’air à l’entrée de l’armoire de séchage et elle constitue dansle cas d’une insuffisance du rayonnement solaire une sourceauxiliaire d’énergie d’appoint [3].La masse initiale du produit est de (20 ± 0,01) g. Leséchantillons sont répartis en couches minces sur la premièreclaie du séchoir après une demi-heure de fonctionnement dusystème de séchage (figure 1). La durée de la préparation duproduit, du chargement du séchoir et de la mise en route dusystème de mesures sont réduits au minimum. Latempérature de séchage est réglée à l’aide d’un thermostatélectrique ; le débit d’air est fixé à 0.056 m3/s.Pour suivre la perte de masse du produit au cours duséchage, nous avons effectué les mesures de masse chaque10 min au début et 20 à 60 min à la fin à l’aide d’unebalance de précision 0,01g. La durée de séchage est le tempsnécessaire pour sécher un produit jusqu'à atteindre la teneuren eau finale souhaitée à une température de séchageinférieure ou égale à la température maximale tolérée par leproduit.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://fr.wikipedia.org/wiki/Nomades

http://fr.wikipedia.org/wiki/Vermifuge

http://fr.wikipedia.org/wiki/Antidiab%C3%A9tique


figure 1: schema du systeme de sechage etudie :

(1) insolateur, (2) conduite de ventilation, (3) ventilateur, (4) conduitd'aspiration, (5) boite de commande, (6) appoint electrique, (7) chariotmobile, (8) armoire de sechage, (9) recyclage reglable, (10) pieds de

reglage, (11) sortie d'air, (12) sondes d’humidite, (13) thermocouples.

B. Modélisation mathématique de la teneur en eauréduite.

Sept modèles de séchage ont été choisis pour décrire lavariation de la teneur en eau réduite X* en fonction du temps(tableau 1) [8,9]. Ces modèles sont les plus utilisés pour ladescription de la cinétique de séchage en couches mincesdes produits d’agriculture [4,5]. La teneur en eau réduite X*

a été calculée comme suit :

eq*

0 eq

X XX

X X-

=-

(1)

Avec : X est la teneur en eau et X0 est la teneur eneau initiale; la teneur en eau d’équilibre Xeq a été déterminéeà partir de l’isotherme de désorption de l’armoise (figure 2)

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.00

10

20

30

40

50

60

70

T=50°C

Modele GAB Points experimentaux

Tene

ur e

n ea

u d'é

quili

bre

Xeq

(% M

S)

Activité de l'eau (-)

Figure 2 : Isotherme de désorption de l’armoise à T=50°C.

La méthode d’optimisation non linéaire Marquardt-Levenberg, utilisant des logiciels a été utilisée pour calculerles coefficients des modèles et leurs paramètres statistiques.Le coefficient de corrélation (r) est l’un des premierscritères pour prévoir la meilleure équation qui décrit lescourbes de séchage. En plus de r, le paramètre statistique ki-carré réduit (c2) est utilisé pour améliorer la précision delissage. Ce paramètre est calculé par :

( )nN

χN

i pre,i,i

-

-= å =1

2exp2 *X*X

(2)

Avec X*exp,i est la iéme teneur en eau réduite expérimentale,

X*pre,i la iéme teneur en eau réduite prédite, N le nombre de

points expérimentaux et n le nombre de constantes dumodèle étudié.

Tableau 1: Les modèles de séchage utilisésNom du modèle Expression du modèleLewis X* = exp(-kt)Page X* = exp(-ktn)Henderson et Pabis X* = a exp(-kt)Logarithmique X* = a exp(-kt) + cApproximation de ladiffusion

X* = a exp(- kt) + (1-a) exp (-kbt)

Midilli-Kucuk X* = a exp(-ktn) + btVerma et al. X* = a exp(- kt) + (1-a) exp (- gt)

III. RÉSULTATS ET DISCUSSION

A. Influence de la température d’air asséchantNous constatons que la teneur en eau en base sèche

X du produit suit une allure décroissante en fonction dutemps de séchage , ce qui conduit à une teneur en eau finaleassez uniforme en fin de séchage. La figure 3 montre qu’uneaugmentation de la température de séchage entraîne toujoursune diminution de la durée de séchage du produit. Lescourbes de séchage obtenues permettent de conclure qu’il ya toujours absence des phases 0 et 1 et présence unique de laphase 2. Ceci confirme que la température de séchage est unparamètre important pour les transferts internes de l’eaupour l’armoise comme pour la plupart des plantesmédicinales [4-6].

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


0 50 100 150 200 250 3000.0

0.4

0.8

1.2

Temps (min)

Tene

ur e

n ea

u (k

g d'e

au/k

g M

S) q=50°Cq=60°Cq=70°Cq=80°C

(a)

0 50 100 150 200 250 3000

1

2

3

4

5

6q=50°Cq=60°Cq=70°Cq=80°C

Temps (min)

Vite

sse

de sé

chag

e (k

g d'e

au/(k

gMS.

h))

(b)

0.0 0.3 0.6 0.9 1.20

1

2

3

4

5

6q=50°Cq=60°Cq=70°Cq=80°C

Teneur en eau (kg d'eau/kg MS)

Vite

sse

de sé

chag

e (k

g d'e

au/(k

gMS.

h))

(c)Figure 3 : Courbes de séchage (a, b, c) de l’armoise

blanche

C. Courbe caracteristique de séchage

L’intérêt de cette courbe est important, il suffit de connaîtreles valeurs de la teneur en eau initiale et d’équilibre pourpouvoir décrire la cinétique du séchage dans n’importequelle condition de l’air.Le principe de la courbe caractéristique de séchage est deréduire l’ensemble des données expérimentales de manière àpouvoir les mettre sous forme utilisable non seulement parl’expérimentateur lui-même, mais aussi par l’ensemble de lacommunauté scientifique [7]. Pour y parvenir, la démarchesuivie consiste en une normalisation en représentant lerapport de la vitesse de séchage à un instant t (-dX/dt) à lavitesse de première phase (-dX/dt)i, dans les mêmesconditions de l’air en fonction de la teneur en eau réduite X*

La teneur en eau d’équilibre Xeq a été déduite de l’isothermede sorption de l’armoise.

( )( )

i

d Xdt f

dXdt

-=

- (3)

La courbe caractéristique de séchage de l’armoise a étéprésentée dans la figure 4. Le lissage de cette courbe,permet de déterminer son équation, sous forme d’unpolynôme de degré 3

* *2 *3f = 0,0444+0,7865X -0,4645X +0,641X (4)avec r = 0,9584 et Sr =0.067 ; r est le coefficient decorrélation et Sr est l’erreur standard.

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.00.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0 Points experimentaux CCS

Vite

sse

de sé

chag

e no

rmée

f

Teneur en eau réduite X*

Figure 4 : Courbe caractéristique de séchage de l’armoiseblanche

B. Lissage des courbes expérimentales de séchageLes courbes présentant les teneurs en eau en fonction dutemps de séchage sont décrites par sept modèles. Lescoefficients de chaque modèle de séchage sont déterminés

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


(Tableau.2). Les différents modèles sont comparés ens’appuyant sur leurs coefficients de corrélation (r) et leursparamètres statistiques ki-carré réduit (c2).

Tableau 2 : Coefficients des modèles décrivant la teneur eneau réduite en fonction du temps à T=50°C et Dv=0,056m3/sModèle Coefficients r c2

Lewis k = 0.0091 0,9977 5,0380 10-4

Page k = 0,0109 ; n = 0,9618 0,9979 5,0736 10-4

Henderson etPabis

a = 0,9768 ; k = 0,0088 0,99823,6752 10-4

Logarithmique a = 1,018 ; k = 0,0078 ; c =- 0,0511

0,99881,8160 10-4

Approximationde la diffusion

a =3,6145; k = 0,0076 ; b =0,9333

0,99776,1883 10-4

Midilli-Kucuk a = 0,9951 ; k = 0,0179 ; n= 0,8186 ; b = - 0.0004

0,99984,2846 10-5

Verma et al. a = 3,135 105 ; k = 0,006 ;g = 0,006

0,99747,0186 10-4

D. Conclusion

L’influence de la température d’air sur la cinétique deséchage de l’armoise blanche a été étudiée à l’aide d’unséchoir convectif partiellement solaire muni d’un appointélectrique. Les courbes de séchage obtenues permettent deconclure qu’il y a toujours absence des phases 0 et 1 etprésence unique de la phase 2. Quant aux facteurs quiinfluencent la cinétique de séchage, nous avons montré quela durée de séchage dépend de la température d’airasséchant. La courbe caractéristique de séchage a étédéterminée à l’aide des résultats de l’étude cinétique et desisothermes de sorption. Elle nous a permis de calculerl’expression de la vitesse de séchage. Parmi les modèlesstatistiques étudiés, le modèle Midilli-Kuck a montré unebonne corrélation avec les courbes expérimentales deséchage avec un r de 0,9998 et un c2 de 4,2846 10-5

(Tableau 2). Par conséquent, l’équation Midilli-Kuck estchoisie pour modéliser les courbes de séchage de l’armoise(chih).

REFERENCES

[1] A. Tahraoui, J. El-Hilaly, Z.H Israili, and B. Lyoussi,“Ethnopharmacological survey of plants used in thetraditional treatment of hypertension and diabetes in south-eastern Morocco (Errachidia province)”. Journal ofEthnopharmacology vol.110, pp. 105–117, 2007.[2]H.I. Marrif, B.H. Ali, and K.M. Hassan, “Somepharmacological studies on Artemisia herba-alba (Asso.)inrabbits and mice”. Journal of Ethnopharmacology, vol.49,pp. 51-55, 1995. [3] M. “Kouhila, Étude expérimentale et théorique descinétiques de séchage convectif partiellement solaire desplantes médicinales et aromatiques de la région deMarrakech”, Thèse de Doctorat d’état, Université CadiAyyad, Marrakech, Maroc, 170p, 2001.

[4] S. Lahsasni, M. Kouhila, M. Mahrouz, J.T.Jaouhari,“Drying kinetics of prickly pear fruit” (Opuntia ficusindica), Journal of Food Engineering, vol.61 (2), pp. 173-179, 2003.[5] M. Kouhila, N. Kechaou, M. Otmani, M. Fliyou, S.Lahsasni, “Experimental study of sorption isotherms anddrying kinetics of Moroccan Eucalyptus globules” DryingTechnology. vol 20 (10), pp. 2027-2039, 2002. [6] L. Ait Mohamed, M. Kouhila, A. Jamali. S. Lahsasni,N. Kechaou, M. Mahrouz, “Single layer solar dryingbehaviour of Citrus aurantium leaves under forcedconvection”. Energy conversion and Management,vol.46(9-10), pp. 1473-1483. 2005.[7] S. Lahsasni, M. Kouhila, M. Mahrouz, A. Idlimam, A.Jamali, “Thin layer convective solar drying andmathematical modeling of prickly pear peel (Opuntia ficusindica)”, vol.29 (2), p 211-224.Energy, (2004). [8] A. Midilli, H. Kucuk, “Mathematical modeling of thinlayer drying of pistachio by using solar energy”. EnergyConversion and Management, vol.44 (7), pp. 1111-1122.,(2003). [9] Yaldiz, O., Ertekin, C., Uzun, H.I. Mathematicalmodeling of thin layer solar drying of sultana grapes, vol.26,p457-465. Energy, (2001).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Thermodynamic simulation of a solar absorption refrigerationcycle in transient mode using a concentrator as heat source

R.F. Mechlouch, K. Ben Brahim, and A. Ben Brahim

Unité de thermodynamique Appliquée, Ecole Nationaled’Ingénieurs de Gabès, Université de Gabès, Rue Omar IbnElkhattab 6029 Gabès, Tunisie E.mail:[email protected]

Abstract— The present study deals with the simulation ofsolar absorption refrigeration cycle in a transient mode. Awater-ammonia system has been chosen for the simulation.The heat source is a cylindrical-parabolic concentrator.A solar absorption system driven by a 1m² cylindrical-parabolic concentrator area is considered in the meteorologicalconditions of Gabes city in Tunisia (long. =10°06'; lat. =35°53').The ammonia mass flow generated and the cooling capacityhave been determined during the different hours of the day.The performance of the solar absorption system is investigatedand the unit was defined by the couple (COP=0,48; PF =680W).

I.INTRODUCTION

Due to environmental and economic considerations,there has been an increased interest in solar absorptionrefrigeration. Absorption cycle using the solar energy wasthe subject of several studies. The following is a briefsurvey of some of the most significant ones.

Eisenstadt and al [1] had showed the feasibility of theuse of absorption intermittent cycle for air conditioningapplications. They hade considered the effects of thevariation in water-ammonia solution concentration in therange of 0,4 to 0,7 under a generator maximum temperaturebetween 333K and 355K. To study the solar refrigeration inCeylon, Chinnapa [2] had tested an intermittent refrigeratorhaving a flat plate collector. The generator, evaporator, andcondenser temperatures were respectively 100°C, -10°C,and 30°C. The COP of the system was 0,28. Duffie [3],from the laboratory of Solar Energy of the University ofWisconsin, had constructed an air conditioner using LithiumBromide-water absorption system. The results he obtainedwere promising. Swartman and al [4], had considered anintermittent system that used a flat plate collector. The COPwas 0,28 with evaporator temperature lower than 0°C, andThey have met two main challenges:

- The evaporation of ammonia was accompanied by water.If water reaches the condenser, it causes a progressivedeterioration of the COP, requiring a rectification column.- The absorption is slow, due to the small area of contactbetween ammonia vapor and the solution. This phenomenacreates limitations for the production of ice.Anderson [5] had compared the calculated performance ofwater-ammonia and Lithium Bromide-water air-conditioning systems. Both setups used a flat platecollector. The Temperatures were selected as 32°C for theabsorber; 82°C for the generator, and 6°C for theevaporator. The condenser was cooled to 42°C with acirculation of water at 30°C;. The COP of the LiBr/H2Osystem was 0,75; whereas, that of NH3/H2O system wasonly 0,57. The circulation of solution by kg of refrigerantwas 13,5 kg for the LiBr/H2O, and only 9 kg forNH3/H2O. Shaarawi and al [6] had tested an absorptionmachine using NH3/H2O for refrigeration in the Egyptianclimate. Due to the accompaniment of water vapor to theammonia seam the system was unable to achieve lowtemperatures of zero. This causes a reduction of the COP,requiring a rectifier to remedy the situation. Sumathy and al[7] had constructed an absorption machine for refrigeration.The cycle has two-stage, and operates under lowtemperatures of 60 to 75 °C. It uses a water-Lithiumbromide, and it has a capacity of 100kW. The authorscompared this two-stage cycle to the classic single stagecycle. They found that both cycles produced the same COP,but the two-stage cycle has the advantage of 50% lowercost.

Izquierdo and al [8] had investigated the absorption solarrefrigeration in the climate of Madrid using LiBr/H2O and aflat plate collector as a generator. The experiment was runfor a typical clear sky day. The authors had determined thesystem required threshold energy, and concluded that thecondensation by seawater is provide a great satisfactioncompared to the ones using a cooling tour, or naturalconvection. The design of the setup is associated tothermodynamic simulation to study the effect of thedifferent parameters affecting performance.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



Seuge [9] used a simulation of an absorption machine tostudy the variation of COP with different cycletemperatures. The simulation also allowed the determinationof the machine cost based on the desired evaporatortemperature. Based on simulation, the author showed thatan absorption machine, with a flat plate collector, and usingnatural convection, and an absorber temperature of 50°C,would cost the same as a compression machine with a PVcollector. The price of an absorption machine with a flatplate collector, and an absorber that is cooled by water at32°C is even lower than the previous two. Haim and al [10]simulated an absorption cycle using a flat plate collector assource of energy and water-Lithium chloride as a workingfluid. Both direct and indirect collector configurations wereconsidered. Even though, the two setups are qualitativelysimilar, the indirect configuration had a much lower COP. Asimulation of an absorption diffusion autonomous machinefor refrigeration using NH3/H2O and hydrogen as inert gashas been undertaken by Mediouni and al [11]. The authorsvalidated the generated model with data presented byGuterrez [12] on an absorption diffusion machine using anartificial heat source. Midiouni and all had used thevalidated model to predict the performance of such machinein the Morocco climate. Timothey and al [13] had used themodel of Grossman [14] to study the absorber performancein an open cycle for the solar absorption refrigeration. Theyhave considered several combinations of the followingsolutions: (Lithium bromide, Lithium chloride, Zincchloride, dilithium-calcium chloride and calcium-zincchloride). Their most significant results are:-The utilization of (lithium chloride + Zinc chloride) costsfour times less that the one of lithium chloride and eighttimes less than that of lithium bromide.- Solutions made of a mixture of Zinc chloride and Lithiumchloride can generate a complex of ions.

Shwarts and Shitzer [15] had analyzed the possibility toadopt the solar absorption refrigeration system for airconditioning applications. Their results showed that thesystem can be used in limited application not requiring largeenergy consumption. Sun [16] presented a thermodynamicdesign and performed an optimization of the absorptionrefrigeration process in order to map the most commoncycles for water-ammonia, and lithium bromide-water. Theresults can be used to select the operation conditions thatmaximize the system performance. Florides and al [17] hadpresented a simulation of an absorption solar cycle forrefrigeration. The TRANSYS simulation program has beenused with the meteorological data of one typical year inNicosia (Cyprus). The Authors showed that for a parabolicconcentrator, optimum performance is obtained. Thecharacteristics are a 15 m² area and a slant of 30° in relationto the horizontal, a hot water storage container capacity of660 liters. The system provide its maximal performance atgenerator temperature of 87°C. At These optimalconditions 84.240MJ can be recovered for cooling and41.263MJ for water heating.

These thermal and economic studies hade contributed tothe improvement of absorption machine performances. A lotof work has been done in this area, but the transient mode(G(W/m²)=f(t) ) was not been considered. The present studyis performed in order to investigate the effect that the solarradiation has on the performance and the cooling capacityduring the day. A contribution to the transient modeinvestigation is elaborated.

II. ENERGY AND MASS BALANCES

Aside from measuring sensors, and control components, thecycle includes an evaporator (E), a condenser (C), anabsorber (A), a generator (G), and an exchanger (Ec).

In this cycle the strong solution gets heated in thegenerator. The ammonia vaporizes and moves toward thecondenser where it liquefies. The liquid passes through avalve to the evaporator where it vaporizes and absorbs heat.Finally, the ammonia vapor is directed to the absorberwhere it is absorbed by the weak solution, producing a highconcentration solution.

The figure 1 illustrates the main components of theabsorption refrigeration cycle with different heat exchangeparameters.

Figure 1: Schematic of an absorption refrigeration cycle

The criteria considered to characterize absorptionrefrigeration performance are:The Coefficient of Performance:

P

1

7

2

3

45

6

8

9

10

G A

CEQE QC

EC

TE TC

TA TG

Q T

Wp

V1

V2 QGQA

pm&

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


COP = Q& E/( W& p+ Q& G) = m& (H3-H1)/( -( m& p+ m& )H4 + m& pH10

+ m& 7H7 + m& 11H11)

(1)

And the cooling capacity:

PF= Q& E= m& (H3-H1) (2)

In order to analyze the system, mass and energy balancemust be performed at each component. Mass Balances:By writing the mass balances in currents 3, 4 and 10 (figure1). The following relations between the weak solutions, therefrigerant mass flows, the mass fraction of refrigerant inweak and strong solution is written as.

m& p= m& (1-xr)/(xr-xp) (3)

Energy balances:

Evaporator ( Currents 1- 3) :

Q& E+ m& (H1-H3)=0 (4)

Absorber ( Currents 3-4-10) :

Q& A+ m& H3 – ( m& p + m& )H4 + m& H10=0 (5)

Condenser (currents 1-7-11) :

Q& c+ m& H7 – m& 11H11 - m& H1=0 (6)

Pump (currents 4-5) :

W& p+( m& p+ m& )H4-( m& p+ m& )H5=0 (7)

Generator + Pump (currents 4-7-10-11)

Q& G+ W& p+( m& p+ m& )H4- m& pH10 - m& 7H7 -m& 11H11=0

(8)

m& r, m& p H5 and H6 could be calculated from the followingset of equations:

m& p+ m& = m& r (9)m& + m& p.xp = m& r.xr (10)

m& p.H4 + m& p/ ρr.(Ph-Pl) = m& r H5 (11)

m& rH5+ m& pH8 = m& pH10 + m& rH6 (12)

GQ& + m& p .H6 + m& .H1 = m& p .H8 + H7 (13)

III. SIMULATION

For the simulation we supposed that the cycle is drivenby a cylindrical-parabolic concentrator presented in figure 2.

The concentrator has the following characteristics:- Area: 1m²- Focal length: 0.25 m- Opening angle: 90°- Geometric Concentration: 68,48- A tube in copper placed in the focal zone of diameter 10-2

m and length 1m.- A tube in glass of diameter 3.10-2 m, which surrounds thetube in copper to reduce the thermal losses.

Figure 2: cylindrical-parabolic concentrator

The generator temperature depends on the global solarflux wish is calculated by a model [18] for one clear sky dayof July and that has the following expression:

G(t)=1,118.t4-53,617.t3+889,570.t2-5915,338.t+13592,644 (W/m²) (14)

Focal zone

Reflector

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Where t, is the time in hour between the sunset and sunrise.

Water-ammonia thermodynamic data used are availablein the literature [19-20].

The operating conditions chosen are:- Ta= 25°C- TG= f(t) depends of solar flux,- TC = 30°C,- DT7 =TG -TC=5°C,- DTA = T10 – T4 =5°C,- The cycle is deprived of ejector (DPA = 0 bar) and rectifier

IV. RESULTS AND DISCUSSIONS

In this paper, we present the effect of global solarradiation during the day on the COP, the cooling capacity PFand the refrigerant mass flow m& .

Figure 3 shows the variation of global solar radiation thatis calculated from a model according to the meteorologicalconditions of Gabès city.

Figure 4 and 5 show respectively the variation ofrefrigerant mass flow and the cooling capacity during theday. The maximum refrigerant mass flow and coolingcapacity are respectively about 3,7.10-4kg/s and 680 W atmidday.From the simulation we establish refrigerant mass flowexpression as:

m& (t)= -10-6.t²+410-5.t-0,0002 (15)

And the instantaneous cooling capacity expression as:

PF(t)= -0,0189.t²+0,4696.t-2,2159 (16)

The two previous relations (15-16) that characterize thetransient mode permit to calculate the mass of ammoniarecovered during one day by a 1m² collector. In the sameway for the cooling capacity that the daily mean is 680 W.Figure 6 shows the variation of the COP during the day andthe mean coefficient of performance is about 0,48 for alldifferent conditions.

V. CONCLUSION

The optimal functional criteria of the unit could bedefined by the couple (COP=0,48; PF=680W). The systemcommand power is 1140 W. For such system this power is

Figure 3: hourly variation of global solar

radiation

Figure 4: hourly variation of refrigerant

mass flow

Figure 5: hourly variation of coolingcapacity

Figure 6: hourly variation of coefficientperformance

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


delivered by fluid circulation pump and by solar collector.Generally in theoretical definition of the COP the fluidcirculation pump power is negligible. The most part of thesystem command power is then delivered by solar collector.

The ammonia mass recovered, the cooling capacity andthe coefficient of performance of the cycle are sufficient forcertain domestic applications and the unit can be considereda prototype energy saver.

Appendix

The global solar radiation model used in the simulation

In this model the hourly global solar radiation wasexpressed as [18]:

)1(AAAAG 2t1tNkH =

(2)0.5Kfor23.04-K1296.1A K £=

(3)1k0.5for37.853-k.297672A K £<=

(4)0.0357-N)]284(sin[01407.0A 365360

N +=

(5)115.3524.22t-t²A1t +=

(6)105.4t738.23tA 22t +-=

Where GH is the hourly global solar irradiation on ahorizontal surface (w/m²), N is the Julian day of the year, t isthe hour of the day and K is the daily average of cloudinessdegree.

REFERENCES

[1] M.M. Eisenstadt, F.M. Flanigan and E.A. Farber. Solar air- conditionning with an ammonia-water absorption refrigeration system. American society of Mechanical Engineers. Paper no.59-A-276(1959).[2] Chinnapa J.C.V. Experimental study of the intermittent vapor absorption refrigeration cycle employing the refrigerant-absorbant systems for ammonia- water and ammonia lithium nitrate, SolarEenergy, I,1, 1961.[3] J.A. Duffie, et al., A study of a solar air conditioner. Mech. Engng. 85, 31-35 (August 1963).[4] Swartman R.K., HA.V. et C. Swaminathan. Comparison of ammonia- water and ammonia-sodium thiocyanate as the refrigerant-absorbent in a solar refrigeration system. Sol. En, 17, 123, 1975.[5] Anderson P.P. Solar operated absorption water chiller. A comparison

of aqueous bromide and aqueous ammonia cycles. Absorption symposium, ASHRAE Meeting p.959, feb.,1976.[6] M.A.I. El-Shaarawi and R.A. Ramadan. Solar refrigeration in the Egyptian climate, Solar energy, vol.37, No.5, pp.347-361, 1986.[7] K. Sumathy, Z.C Huang and Z.F. Li. Solar absorption cooling with low grade heat source, a strategy of development in south China. Solar energy, vol. 72 No.5 pp. 155-165, 2002.[8] M. Izquierdo , F. Hernandez , and E. Martin. Solar cooling in Madrid : available solar energy. Solar energy, vol. 53, No. 5, pp. 431-443, 1994, U.S.A[9] P. Seuge. La réfrigération solaire : simulation d’une machine à absorption, PROMOCLIME, Etudes théoriques et Aérauliques Tome 14 E N°1 février 1983.[10] I. Haim, G. Grossman, and A. Shavit. Simulation and analysis of open cycle absorption systems for solar cooling. Solar energy, vol.49, No.6, pp.515-534, 1992.[11] T. Mediouni et M.N. Kaddioui. Simulation d’une machine frigorifique à absorption-diffusion solaire autonome. Rev.Gen.Therm.Fr. N°386, février 1994.[12] Gutierrez F. Behavior of household absorption-diffusion refrigerator adapted to autonomous solar operation. Solar energy, vol.40, p.17-23, 1988[13] Timothy A. Ameel, Kevin G. Gee, and Byard D. Wood. Performance predictions of alternative, low cost absorbents for open-cycle absorption solar cooling. Solar energy, vol.54, No.2, pp. 65-73, , 1995.[14] Grossman G. Simultaneous heat and mass transfer in film absorption under laminar flow. Int J. Heat Mass Transfer, 26 (3 ), 357-370 (1983). Solar energy, vol. 54, No. 2, pp. 65-73, 1[15] I. Shwartz and A. Shitzer, solar absorption system for space cooling and heating. ASHRAE Journal, 19, (11), 1977, 51-54[16] D.W.Sun, Thermodynamic design data an optimum design maps for absorption refrigeration system, Applied thermal Engineering 17, (3), 1996, 211-221.[17] G. A. Florides, S. A. Kalogirou, S. A. Tassou and L. C. Wrobel. Modelling and simulation of an absorption solar cooling system for Cyprus. Solar Energy Vol. 72 No. 1v, pp.43-51, 2002.[18] R.H.Perry,.Don.W.Green. Perry’s chemical engineers handbook , 7éme edition, 1976.[19] P. Bourseau. Contribution à l’étude des machines frigorifiques solaires de faible maintenance cycle à diffusion. Thèse de Docteur Ingénieur, I.G.C, Toulouse, 1983.[20] R.F. Mechlouch , A. Ben Brahim, Modélisation de la densité du flux solaire global de la ville de Gabès , Revue des Energies Renouvelables V.4, n°1, juin 2001 (UNESCO) ,

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

ICRE'07 University of Bejaia

Bilan Energétique d'une Serre en Verre SansCouvert Végétale, dans la Région des Hauts

Plateaux Est d'Algérie; Etude Expérimentale.K-MESMOUDI; A-SOUDANI ; R-ADJROUDI.

Département d’Agronomie, Faculté des SciencesUniversité de Batna

Batna. Algérie.Email: [email protected]

L-SERIRUnité de Recherche Appliquée en Energies

Renouvelables.Ghardaïa Algérie

Résumé: Dans cet article, nous présentons un modèle de bilanénergétique d'une serre en verre a simple paroi et sans couvertvégétale. Ce travail a pour rôle de compléter les diversesapproches théoriques sur le bilan thermique des serresappréhendées par un calcul numérique. Notre modèle est basé surl'ensemble des équations théoriques qui intègrent les processusd'échanges thermiques entre la couverture, l'air intérieur et le sol,a savoir : Conduction, convection, évaporation, condensation,inertie thermique du sol, rayonnements solaires et de grandelongueur d'onde. Il diffère des autres approches par lesparticularités suivantes: Il fait une analyse globales des bilansthermiques échangés entre les composantes de la serre avec uneanalyse des échanges infrarouges de grande longueur d'onde; lecalcul des bilans repose essentiellement sur des données réelles(mesures de la température et de l'humidité de chaquecomposantes du système), tout en tenant compte des conditionsmétéorologique instantanées a savoir : mesure de l'éclairementsolaire, nébulosité et vitesse du vent.

I. INTRODUCTION:

Récemment la recherche spécialisée fait état d'un grandnombre de travaux de modélisation destinés à appréhenderles phénomènes énergétiques qui régissent le climatintérieur des serres agricoles. L'évolution de ces modèles aété rapide, poussé a la fois par le développement desnouveaux moyens informatiques (les logiciels spécialisés:CFD2000, Fluent, Ansys) et par une conjoncture de lamaîtrise des phénomènes énergétiques de la serre pourchaque région du monde, cette dernière est devenaitfondamentale pour un développement optimum des culturesabritées. On peut citer un certain nombre de travaux dansles quels le bilan énergétique de la serre a étéparticulièrement étudié par [1] [2], [3] et [4]. La majoritédes auteurs ont réalisé des modèles dynamiques des bilanséchangés a fin de simuler le comportement thermique desserres. Le présent travail a pour objectifs de compléter cesdiverses approches, on utilisant a la fois des paramètresmesurés expérimentalement et un modèle théorique inspirédes modèles réalisés par [1] et [2]. Notre travail consiste àl'élaboration du bilan énergétique d'une serre en verre sanscouvert végétale dans la région des hauts plateaux Estd'Algérie caractérisée par un climat semi aride. Le modèleutilisé est basé sur des équations théoriques qui intègrentl'ensemble des processus d'échanges thermiques entre la

couverture, l'air intérieur et le sol. Les particularités de notremodèle sont: Le modèle fait une analyse globale desdifférents bilans thermiques échangés avec une analyse deséchanges infrarouges de grande longueur d'onde. Le modèleest basé essentiellement sur des données réelles mesuréesexpérimentalement dans une serre de production en tenantcompte des conditions météorologique instantanés. Lemodèle mis en évidence le phénomène d'inertie thermiquedu sol.

II. PROCEDURE:

A. Description du Modèle:Notre modèle est constitué de trois composantes

essentielles: La couverture en verre (C) a simple parois, l'airintérieur (Ai) et le sol abrité (S). Chacun de ces éléments estcaractérisé par sa variable d'état: la température T(x)supposée uniforme le long de sa surface. L'air intérieur (Ai)est caractérisé en plus par son humidité absolue (EAi). Seulcomposant à grande capacité thermique le sol de la serre,joue un rôle important dans le bilan énergétique global dela serre; pour mieux appréhender ce rôle dans le calcul dubilan énergétique, nous avons opté a minimiser les échangesde chaleur et de masse entre ce dernier et le sol extérieur,la technique d'isolation utilisée est représentée sur la fig.02.La figure 01 schématise l'ensemble des flux thermiqueséchangés entre les éléments constituants la serre et le milieuextérieur, à partir de cette figure on peut écrire les différentsbilans d'énergie sur chaque composante.

Pour le bilan sur l'air intérieur, deux bilans sontformulés, puisque l'air intérieur est défini par ces deuxvariables d'état: sa température TAi et son Humidité EAi,l'équation (2) tiens compte du terme d'inertie qAi lié à lacapacité calorifique de l'air et l'équation (3) fait intervenir leterme qE représentant le terme d'inertie lié à la variation dela masse de vapeur d'eau.

Le bilan thermique du sol de la serre est caractérisé parl'énergie stockée dans ce dernier, elle est égal en valeurabsolue à l'énergie restituée pendant la nuit et elle estexprimé par le paramètre inertiel qS de l'équation (4).Lecoefficient d'échange convective h à l'extérieur de la serreest uniquement lié à la vitesse du vent, d'après [5] cecoefficient est déduit de l'expression (5).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


- Bilan sur la couverture:

0=++++-- IC

SC

LAiC

CAiC

LCAe

CCAe QQQQQQ (1)

- Bilan sur l'air intérieur:

qAiQQQ CAiAe

CSAi

CAiC =++- (2)

qEQQQ LAiAe

LAiC

LSAi =-- (3)

- Bilan sur le sol:

qSQQQQQ DSS

LSAi

CSAi

IC

SC =---+ (4)

Les définitions et les expressions et des différents fluxde chaleur citées ci-dessus sont épiloguées dans l'annexe.

L'étanchéité de la serre a également été prise commemoyenne avec un taux de renouvellement d'air par fuitefixée à (0,5+0,25.Ue) d'après [5].

km/h (m/s). si UeUeh 3072788.350.7 »£+= (5)

Le coefficient d'échange convectif h* à l'intérieur de laserre est liée à la vitesse moyenne de déplacement de l'airintérieur Ui, il est déterminé a partir de la relation évoquéedans [4].

2/13/1* 3).(52.1 UiTAiTSh +-= (6)

Le cas de l'évaporation du sol est traité comme celui desplantes, c'est-à-dire le coefficient de résistance à la diffusionrs est pris constant, d'après [1] il est égal à 120s/m. Lecoefficient de transfert hydrique k se déduit du coefficient

d'échange convective*h par les deux relations de Lewis,

soit dans le cas d'une condensation par la relation (8), soitdans le cas d'une évaporation par la relation (9).

/Cmihk *= (8)

Cmihrs

Cmih

k *

*

.1 r+=

(9)

Les bilans infrarouges netsICQ et

ISQ en fonction de

leurs émittances MC et MS et de l'éclairement infrarouge Eedû au rayonnement de la voûte céleste et du sol extérieursont déterminer par l'analyse radiative sous la formematricielle des bilans et des émittances des deux éléments(couverture et sol):

MSTRIavec

EeMS

MC

MQ

Q

I IS

IC

.0

;

0

0=

úúúú

û

ù

êêêê

ë

é

=

úúúúú

û

ù

êêêêê

ë

é

=

(10)

La matrice STR est fonction des paramètresgéométriques et des propriétés radiatives des deuxcomposants de la serre. La température de la voûte célesteTV est calculé a partir de loi de Swinbank et Arinze évoquéepar [4].

)8

1.(.055.08

).6( 5.1 nubTAenubTAeTV -++-= (11)

Le bilan thermique global de la serre durant les 24heures se formule algébriquement à partir des équations (1),(2), et (3) comme suite:

bilanfuiteCAeItot

Stot QQQQQ =-=+

(12)

La quantité Qbilan représente le bilan global journalier dela serre et une approximation des besoins thermiques de laserre. Cette quantité permet d'assurer une plage destempératures que l'on fixe en fonction des contraintesagronomiques de la culture.

B. Installation Expérimentale et Mesures:Les mesures ont été effectuées dans une serre de

production de 32m2 de surface située dans un terrain

Voûte célesteTV

Soleil

Air Extérieur TAe, EAe

Sol, Ts, Es

Air intérieur TAi, EAi

Fig. 01: Schéma des flux échangés.

Sol extérieurTse

: Rayonnement Infrarouge long.: Rayonnement Solaire.: Flux de Convection Sensible.: Flux de Chaleur Latente.: Flux de Conduction.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


d'expérimentation du département d'agronomie del'université de Batna. La région est située, dans les hautsplateaux du Nord Est algérien entre 6.11° de longitude Est,35.33°de latitude Nord à une altitude de 1040m. La serre àune forme de serre d’horticulture d'une hauteur 3.10m sousfaîtage et 2.70m sous chéneau, de longueur Lo=8m et delargeur l=4m; ce qui conduit a un volume de V= 103.04m3. La couverture de la serre est en verre ordinaire de 5mmd'épaisseur. Les propriétés spectrales moyennes de ce typecouverture sont retenue à partir des abaques du fabricant(ENAVA Algérie) et sont rapportées sur le tableau 02. Lespropriétés des sols extérieur et intérieur, considérés àhumidité moyenne sont aussi rapportées sur le mêmetableau. Les mesures ont été effectuées chaque 60mn,durant les 24 heures de chaque journée type, la fig.03montre en détaille le positionnement des points de mesures.La température et l'humidité de chaque point de mesure sontmesurées par un système de mesure a distance (OACTONLogger Plus; Wireless transmitting system), ce dernier estcomposé de dix capteurs (hygro - thermomètres), de dixémetteurs sans fil et d'un collecteur de signaux, ce dernierest lié directement au PC à l'aide d'un câble USB. Lalecture, le stockage et le traitement des données sont réaliséssur PC à l'aide du logiciel de traitement (OACTON Log).Les conditions climatiques extérieures (la température,l'humidité, la vitesse du vent et le rayonnement solaireglobal) sont mesurés à une distance de 200m au Nord de laserre, par la station météorologique "Aurès solar" dulaboratoire d'études des systèmes énergétiques industriels(LESEI) de l'université de Batna, le tableau 01 résume lesvaleurs moyennes de ces conditions durantl’expérimentation pour les trois journées types de mesures.

III. ANALYSES ET DISCUTION:

Après mesure, les graphes des figures 4, 5 et 6 montrentles variations de l'éclairement solaire global Egh sur un planhorizontal, des températures de l'air intérieur TAi et du solTs et celles du bilan global de la serre Qss durant les troisjournées types. On remarque une nette proportionnalité desvariations des deux températures par rapport a l'éclairementsolaire Egh et par rapport au bilan global Qss. Sur lesmêmes figures on remarque une faible variation de latempérature Ts a cause de l'inertie thermique du sol et de la

technique d'isolation utilisée. Quant a l'intensité destempératures et de l'éclairement Egh sont proportionnelleaux conditions climatiques moyennes enregistrées.

TABLEAU 01: CONDITIONS CLIMATIQUE EXTERIEURMOYENNES POUR CHAQUE JOURNEE-TYPE.

Jourstypes

TAe (°C)(min/max)

TAi(°C)

HumiditéEAe (%)

Eclairementsolaireglobal

Eg (J/m2)

Duréed'insolation

(heure)

Uemoy (m/s)

1erjour

6 - 24..334 -40

52.08 610.77 7h11' 1.3

2ejour

4.6– 13.57.5 - 26

63.5 466.33 2h14' 3.2

3ejour

4 – 15.674 – 20.33

67.83 150.74 20' 1.8

TABLEAU: 02 CARACTERISTIQUES THERMIQUES ETSPECTRALES MOYENNES DU SOL ET DE LA COUVERTURE

DE LA SERRE

ρkg/m3

λw/m.K

CmJ/kg.K

SousEclairement

visible

SousEclairementinfrarouge

long

Sol1620 13 1480 rs =025

αs=075ts=0

εs=0.8

Verre

840 0.85 2700 rc =0.1αc =0.15tc=0.75

rci =0.1αci =0.9εc =0.93tci=0.0

OuestEst

1.5

3

41.95

1.80

1.61.0

0.2

0.4

0.4

0.05

0.05

Fig. : 03 Schéma de la serre et des points demesure

Capteur de température et d'humidité. Emetteur. Thermomètre. NB:Toutes les distances sont en mètre linéaire

Fig. 02: schéma de l'isolation du sol de la serre

1: mur en brique e=15cm2: Couche en polystyrène e= 4cm3: plate forme en béton e=15cm.4: film en plastique.5: sol abrité

2

3

50cm

5

4

1

80cm

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 heures

Tem

péra

ture

s °C

-1700

-200

1300

2800

4300

5800

7300

8800

10300

Ecl

aire

men

t Egh

(W/m

2) &

Qss

(W)

EgTSTaiQss

Fig.04 Variation des températures TAi, TS et de l'éclairementsolaire Egh durant le 1er jour type.

0

5

10

15

20

25

30

0 3 6 9 12 15 18 21 heures

Tem

péra

ture

s, °

C

-1700

-200

1300

2800

4300

5800

7300

8800

10300

Ecl

aire

men

t Egh

(W/m

2) e

tQ

ss (W

)

EgTSTaiQss

Fig.05: Variation des températures TAi, TS et de l'éclairementsolaire Egh durant le 2eme jour type.

0

5

10

15

20

25

0 3 6 9 12 15 18 21 heures

Tem

péra

ture

s, °

C

-1700

-200

1300

2800

4300

5800

7300

8800

10300

Ecl

aire

men

t Egh

(W/m

2) e

t Qss

(W)

EgTSTaiQss

Fig.06: Variation des températures TAi, TS et de l'éclairementsolaire Egh durant le 3eme jour type.

0

2.5

5

7.5

10

12.5

15

17.5

20

22.5

25

0 3 6 9 12 15 18 21heures

Tem

péra

ture

s, °

C

1er J

2eme J3eme J

Fig.07: Variation des Températures TAe durant les trois journéestypes.

0

5

10

15

20

25

30

0 3 6 9 12 15 18 21heures

Tem

péra

ture

s, °

C

0

20

40

60

80

100

Hum

idité

rela

tive

(°/.)

TaiEaiEae

Fig.08: Variation des l'humidités EAi,, EAe et de laTempérature Tai durant le 2eme jour type.

y = 751.61x + 502.56

R2 = 0.8172

y = 0.0005x + 0.0012

R2 = 0.9846

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10Ue (m/s)

Qfu

ite (W

)

0.00E+00

1.00E-03

2.00E-03

3.00E-03

4.00E-03

5.00E-03

6.00E-03

7.00E-03

Ui (

m/s

)

Qfuie Ui

Y2 y1

Fig.09: Variation du bilan des fuites Qfuite et de la vitesse intérieurUi en fonction de la vitesse Ue (2eme jour type).

y = -24.947x + 5765.5R2 = 0.5777

-1200

-1000

-800

-600

-400

-200

0258 260 262 264 266 268 270 272 274

Tv (°K)

Fuit

es ra

diativ

es Q

ir (W

)

Qir

Linéaire (Qir)

Fig.10: Variation pertes radiatives Qir en fonction de la températurede la voûte céleste Tv (2eme jour type).

Sur la figure 04: le bilan global Qss atteint la valeurmaximal de 10300W équivalant a 321.87 (W/m2) sur lasurface du sol de la serre au environ de midi avec unetempérature de l'air intérieur TAi=40(°C) et une températureextérieur TAe=25(°C), ce phénomène est dueessentiellement a la durée d'insolation de cette journée quiété de 7h14' et a la faible vitesse du vent enregistrée(Uemoy=1.3m/s).

Sure la figure 05 sont représentées les variations desmêmes paramètres (TAi, Ts, Egh et Qss), on remarque quele bilan Qss pour cette journée ventée en présence d'averses(2eme jour type: Ue moy=3.2m/s et Eae =63.23%) estrelativement faible par rapport a la première journée typeavec un Qssmax=7000(W) équivalant à 218.75 (W/m2) surla surface du sol abrité, et une température de l'air intérieurTAi ne dépassant pas les 26(°C), la durée d'insolation

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


relativement faible (t=2h14') , la vitesse de ventUemax=9(m/s) et la présence d'averses durant toute lajournée ont contribués directement sur cette baisse relativedu bilan global Qss de la serre.

La figure 06 représente elle aussi les variations destempératures TAi, TS, de l'éclairement Egh et du bilanglobal Qss de la serre pour une journée type couverte (3emejour type) avec une durée d'insolation de 20 minutesseulement, On peut remarqué aisément que le bilanénergétique Qss enregistré est le plus faible par rapport auxdeux autres journée avec un Qssmax=4644(W) équivalent a145.12(W/m2) sur la surface du sol de la serre. Lestempératures Tai et Ts sont aussi faible durant cette journéene dépassant pas les 22(°C) pour Tai et les 16(°C) pour Ts.

Les déperditions énergétiques globale sont aussireprésentes sur les trois figures (fig.04, fig.05 et fig.06), onremarque que pour les deux premiers jours les pertes dechaleur atteignent une valeur de (1700W) équivalent a53.12W/m2 sur la surface du sol abrité et les mêmesdéperditions pour la troisième journée type sontrelativement faible, elles sont de l'ordre de 46.87W/m2, cephénomène est due essentiellement aux pertes radiativesélevées durant les nuits des deux premières journées (1erJour et 2eme Jour) a cause des faibles nébulositésenregistrées (ciel clair durant la nuit).

La figure 08 montres les variations des humiditésrelative Eai et Eae pour une journée ventée en présence depluie, (2eme journée type) on remarque que les variationsdes deux humidités sont inversement proportionnelles auxvariations de la température de l'air intérieur Tai.

La figure 09 représentes la variation de la vitessemoyenne de l'air intérieur Ui et des pertes de chaleur parfuites Qfuite (phénomène de renouvellement d'air par fuites)en fonction de la vitesse du vent Ue durant la journée la plusventée (2eme journée type); on remarque une variationproportionnelle et significative entre (Ui, Qfuite et Ue) avecun coefficient de détermination R2=0.96 pour Ui et uncoefficient de détermination R2=0.81 pour Qfuite.

La figure 10 représentes la variation des pertesradiatives Qir en fonction de la température de la voûtecéleste durant le 2eme jour type; on remarque que ladécroissance de la température de la voûte céleste TVprovoque la croissance linéaire des pertes radiativesglobales des composantes de la serre avec un coefficient dedétermination R2=0.57.

IV. CONCLUSION:

Dans cette étude nous avons réalisé un modèle debilan énergétique capable de représenter finement lecomportement thermique de la serre. La mise en œuvre dece modèle a permis, d'une part de formuler le bilanénergétique global journalier de la serre en mettant enévidence les apports thermiques naturels d'une part, depréciser l'évolution des ces termes au cours de trois journéestypes, d'autres part. Notre modèle peut aisément détermineret quantifier l'équilibre énergétique quotidien de la serre enmettant en évidence les apports et les pertes. D'aprèsl'expérimentation réalisée sous les conditions des trois

journées types d'hiver, notre modèle a pu représenter lesphénomènes suivants:

- L'augmentation de la durée d'ensoleillementcorrélée à une baisse de nébulosité du ciel influencelargement le bilan global de la serre par une grandecaptation solaire durant la journée et fait augmenternettement les pertes (notamment infrarouges)durant la nuit du fait: du ciel dégagé, d'un étaténergétique plus élevé de la serre et de la baisse dela température de voûte céleste.

- La décroissance de la température extérieure influenotablement sur les besoins thermiques de la serre,et le stockage thermique dans le sol décroîtfortement.

- L'augmentation de la vitesse du vent modifie lebilan global journalier de la serre en provoquantune augmentation des pertes par fuites d'airconsécutive à l'augmentation de la vitesse de l'airintérieur.

Cette analyse peut améliorer notamment lareprésentation du bilan thermique des serres dans la régiondes hauts plateaux d'Algérie et permettra de contribuer dansle dimensionnement des systèmes de chauffages etd'apprécier l'influence de leurs emplacements.

V. ANNEXE:

Le Flux de chaleur échangé par convection entre la couvertureet l'air extérieur est:

).(. TAeTCShQ cCCAe -=

Les Pertes d'enthalpies soutirées de la couverture pourl'évaporation de l'humidité située sur la couverture extérieure sontdéfinies par:

).(.. EAesEcSkLQ cLCAe -=

Le flux de chaleur convectif entre l'air intérieur et lacouverture est défie par:

).(.* TCTAiShQ cCAiC -=

Le flux représentant le transfert d'enthalpies résultant de lacondensation de la vapeur d'eau de l'air intérieur sur la face internede la couverture est définie par:

).(.. EAisEAiSkLQ cLAiC -=

Le flux de chaleur convectif échangé entre le sol abrité et l'airintérieur est définie par:

).(.* TAiTsShQ sCSAi -=

Le flux de chaleur convectif dû aux fuites d'air est :

3600..)...( VTAeCmeTAiCmi

QCAiAe

Â-=

r

La chaleur latente de l'évaporation du sol captée par l'airintérieur est définie par:

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


).(.. EAiESSkLQ sLSAi -=

Le flux de chaleur correspondant aux transfert d'enthalpies del'air intérieur vers l'air extérieur par le phénomène des fuites d'airà travers les assemblages de la serre est définie par:

3600..)...( VEAeLeEAiLi

Q LAiAe

Â-=

r

Le flux de conduction entre deux couches successives du solest définie par:

).(. 10 TSTSSe

Q sDSS -=

l

Le flux de rayonnement solaire absorbé par la couverture est:

EgQ cccSC ).( rta --=

Le flux de rayonnement solaire absorbé par le sol est défini:

.).( EghQ csssSS trta --=

Les pertes de chaleur entre la couverture et l'air extérieur sont:CCAe

LCAeCAe QQQ +=

Les pertes de chaleur entre l'air intérieur et l'air extérieur sont:LAiAe

CAiAefuitr QQQ +=

Le bilan global du flux radiatif infrarouge sur le solISQ et le

bilan global du flux radiatif infrarouge sur la couvertureICQ peuvent être déterminés à partir produit matricielle de

l'équation (10).

Le flux de rayonnement solaire global capté par les élémentsde la serre est définie par:

SC

SS

Stot QQQ +=

Le bilan net infrarouges des éléments de la serre est définiepar:

IS

IC

Itot QQQ +=

BIBLIOGRAPHIE:[1] B. A. Kimbal, "Simulation of the Energy Balance of A Greenhouse";journal of agricultural meteorology; 11 (1973)-pp 243-260 .[2] C Monteil., "Contribution à l'analyse énergétique des serres agricoles",Thèse de Docteur Ingénieur, Institut National Polytechnique de Toulouse(1985), 1168p.[3] O. Joliet, "Modélisation du comportement thermique d'une serrehorticole", Thèse de Docteur Ingénieur, Ecole Polytechnique Fédérale deLausanne (1988) 247p.[4] G. Issanchou, "Modèle énergétique de la serre", journal de physiqueIII 1, (1991), pp 429-454.[5] F. Meknassi, "Identification et Commande d'une Serre Agricole",Thèse de Doctorat 3eme cycle, Perpignan (1983).[6] A Baille, "Night Balance in a Heated Low-Cost Plastic Greenhouse",journal of agricultural and forest meteorology 137; (2006), pp107-118.[7] K. Mesmoudi., "Etude de la Distribution de la Température de l'air àL'intérieur d'une Serre en Plastique Sans Couvert Végétal dans la Région

des Aurès". ICRESD_07, Congrès international sur les énergiesrenouvelables et le développement durable, Tlemcen 21-24 mai 2007.[8] T. Boulard and al, "Experimental and numerical studies of air flow,temperature and Humidity distribution in a greenhouse tunnel", 99international conference on agricultural, Engineering, Beijing, ChinaDecember 14-17. 1999.[9] T. Boulard , S. Wong, R. Haxaire, 2000, "Mean and turbulent air flows and microclimatic patterns in an empty greenhouse tunnel".Agricultural and Forest Meteorology 100 (2000) pp 169-181.[10] C Wacquant, 2000, "La construction des Serres et Abris", éditioncentre technique interprofessionnel des fruits et légumes, septembre2000.

NOMENCLATURE:

Cmi: chaleur massique de l'air intérieur (J/kg. °C).Cme : chaleur massique de l'air extérieur (J/kg. °C).Eg: Eclairement solaire global (W/m2 ).Egh: Eclairement solaire global sur un plan horizontale (W/m2 ).e: Epaisseur de la couche du sol (m)EAe):l'humidité absolue de l'air extérieur (kgeau/kgairsec).ES: l'humidité absolue du sol (kgeau/kgairsec).EAi: l'humidité absolue de l'air intérieur (kgeau/kgairsec)EAis: l'humidité saturante de l'air intérieur (kgeau/kgairsec)h: Le coefficient d'échange convectif à l'extérieur de la Serre (W/m2).h* : Le coefficient d'échange convectif à l'intérieur de la serre (W/m2).k:Le coefficient de transfert hydrique du sol (kg/m2s).Li: chaleur latente de l'air intérieur (j/kg).Le (j/kg): chaleur latente de l'air extérieur (j/kg).L : chaleur latente de vaporisation de l'eau (j/kg).Mc: émit tance de la couverture (W/m2)Ms: émit tance du sol (W/m2).nub: Nébulosité du ciel (octas)qAi: Paramètre inertiel de l'air intérieur (W).qE: Paramètre inertiel de l'humidité l'air intérieur (W).qS: Paramètre inertiel de du sol intérieur (W).rc : Coefficient de réflexion de la couverture.rs : Coefficient de réflexion du sol, et coefficient de résistance à ladiffusion du sol (s/m).rci : Coefficient de réflexion de la face intérieur de la couverture.Sc : surface de couverture(m2 ).Ss:surface du sol de la serre(m2 ).Tc : température extérieure de la couverture (°C)TAe:température de l'air extérieur (°C).TAi:température de l'air intérieur mesurée au milieu de la serre à une hauteur de 1.5m du sol (°C).TV: Température de la voûte céleste (°C).Â : le taux de renouvellement d'air (volume de serre/heure).Ue :la vitesse du vent à l'extérieur (m/s).Ui : Vitesse moyenne de déplacement de l'air intérieur (m/s).V : volume de la serre (m3).

SYMBOLES Grec:r : masse volumique (kg/m3).l : Conductivité thermique du sol (W/m.°C)αs : Coefficient d'absorption du sol.αci: : Coefficient d'absorption de la couverture intérieur.αc: : Coefficient d'absorption de la couverture de la serre.εc : émissivité de la couverture.εs: émissivité du sol.ts: Coefficient de transmission du sol.tc:Coefficient de transmission de la couverture.tci: Coefficient de transmission de la face intérieur de la couverture de laserre.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Energy Balance of a Glasshouse without Vegetable Cover; in the Area of the Highplateaus East of Algeria; Experimental Study.

K-MESMOUDI1; A-SOUDANI2 ; R-ADJROUDI1; L-SERIR3

University of Batna, Faculty of Science, 1 Department of Agronomy; 2 Department of Physics.Avenue Boukhlouf Abed El Madjid 05000 Batna. Algeria.

3 Unit of Industrial research in Renewable Energies Ghardaïa Algeria.Email: [email protected]

Summary:

Recently specialized research gives a report on a great number of works of modeling intended toapprehend the energy phenomena which govern the interior climate of the agricultural greenhouses. Theevolution of these models, was pushed has the time by the development of the new data-processing means (thespecialized software: CFD2000, Flowing, Ansys) and by an economic situation of the control of the energyphenomena of the greenhouse for each area of the world became fundamental for an optimum development ofthe sheltered cultures. One can quote a certain number of work in the which energy balance of the greenhousewas particularly studied: Kimbal (1973), Kittas (1980), Kindeleman (1980), Monteil (1985), Lacroix (1988),Joliet (1988), Issanchou (1991). The majority of the authors carried out dynamic models of the exchangedenergy balances have fine to simulate the energy balance of the greenhouses. In this article, we present a modelof energy balance of a greenhouse with a simple wall of glass and without vegetable cover. This work has arole to supplement the various theoretical approaches by a model based on the whole of the theoreticalequations which integrate the processes of heat exchange between the cover, the interior air and the ground,has to know: Conduction, convection, evaporation, condensation, thermal inertia of the ground, solarradiations and big wavelength. Our work differs from the other approaches by the following characteristics: Itmakes an total analysis of the heat balances exchanged between the components of the greenhouse with ananalysis of the exchanges of the big infra-red wavelength; the calculation of the assessments rests primarilyon real data (temperature measurements and humidity of each components of the system), while takingaccount of the instantaneous conditions weather has to know: measure solar illumination, nebulosity andspeed of the wind. The implementation of this model allowed, on the one hand to formulate the daily totalenergy balance greenhouse by highlighting the natural thermal contributions on the one hand, to specify theevolution as of the these terms during three days standard, other share. Our model can easily determine andquantify the daily energy balance of the greenhouse by highlighting the natural contributions and the losses.According to the experimentation carried out under the three days conditions standard selected our model couldrepresent the phenomena following:

The increase in the duration of sunning correlated with a fall of nebulosity of the sky largely influencesthe total assessment of the greenhouse by a great solar collecting during the day and makes clearly increase thelosses (in particular infra-red) during the night of the fact: a clear sky, of a higher energy state of thegreenhouse and fall of the temperature of vault of heaven.

The decrease of the outside temperature influences notably on the thermal needs for the greenhouse andthermal storage in the ground strongly decrease.

The increase the speed of the wind modifies the daily total assessment of the greenhouse by causing aconsecutive increase in the losses by escapes of air to the increase velocity of interior air.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Stratégie de Régulation pour un Système deChauffage Solaire

F.Mokhtari1, N.Ait Messaoudéne2,1Centre de Développement des Energies Renouvelables, Laboratoire des Applications Energétiques deBP.62, Route de l’observatoire, Bouzaréah. Alger, Algérie l’Hydrogène, LAPEH

2Département de Génie MécaniqueEmail :[email protected] Université Saad Dahleb de Blida, Algérie

A.Hamid2

M.Belhamel1 2Département de Génie Mécanique Université Saad Dahleb de Blida, Algérie

1Centre de Développement des Energies Renouvelables,BP.62, Route de l’observatoire, Bouzaréah. Alger, Algérie

Abstract- The work presented is devoted to the study ofthe thermal behaviour of a room solar heating installationInitially, the model taken into account was validated bycomparing the results obtained in this study and those of asimilar one undertaken by Pr Zaheer-Uddin. In the secondplace, the model was tested according to the real climaticdata of Bouzaréah site- Alger -. the regulation system chosenfor the set-up makes it possible to control the temperatureinside the room and to keep it maintained close to a certaintemperature of instruction the 20°C, which fulfill comfortrequirements .

I. INTRODUCTIONBien que les efforts considérables soient réalisés pourréduire les émissions de gaz à effet de serre. Les énergiesrenouvelables sont sous exploitées et pourraient êtreutilisées plus activement principalement dans le domainedu bâtiment. Actuellement, on a vu l’intégration deprocédés solaires thermiques comme la production d’eauchaude sanitaire, et une participation très partielle dechauffage de locaux.Cette communication a pour objet, l’utilisation del’énergie solaire thermique pour le chauffage des locaux.Un champ de capteurs solaires s’impose pour assurer lacollecte de l’énergie thermique qui est transmis ausystème de distribution, qui a son tour assure le transfertthermique vers le plancher et le local.La modélisation est basée sur le calcul des bilansthermiques au niveau des éléments du système : le fluidecaloporteur, le plancher, l’air dans le local. La validationdu modèle a été faite par une confrontation de nosrésultats calculés avec les résultats obtenus de l’étude duPr Zaheer-Uddin[2]. Notre modèle a été testé sur le site deBouzaréah-Alger-, avec des données climatiquesspécifiques à celui-ci. La régulation de notre système dechauffage a été introduite dans la simulation pour limiterla surchauffe du climat intérieur de la maison auxmoments où l’ensoleillement atteint des valeurs élevées.La stratégie de régulation choisie se résume à contrôler latempérature du local, tout en faisant varier le débitnormalisé entre les valeurs de 0.5 et 1 suivant trois cas.

II. PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT

D’après la figure(1) notre système est composé par leséléments :

Le champ de captation (1) est constitué de 4 capteursde surface 1.6m² chacun, avec un branchement mixte, quidonne un débit total à la sortie du champ de captation dem& =120 l/h [1].

La cuve de stockage (2) a une capacité deM=190litres, fortement isolée. Le plancher(3) est unedalle en béton parcouru d’un serpentin, formé de tubes encuivre de 15mm de diamètre extérieur, avec 6 passages de20cm.

Le plancher est isolé du sol par une couche de 50mmde polystyrène et par celle du gros béton, suivant leshypothèses, les échanges de chaleur vers le bas sontconsidérés comme nuls. La circulation du fluide estassurée par le circuit primaire (P1) entre le champ decaptation et la cuve, et un circuit secondaire situé entre lacuve de stockage et le système de distribution.

Le local considéré est un local monozone dedimensions (3,8x3x4.4m), les murs et le plafond sontconstitués de différents matériaux. Pour faciliter l’étudede la modélisation, on a supposé un seul nœud pour latempérature de l’air à l’intérieur du local. La températuredes murs et du plafond est supposée uniforme. Les mursont un échange convectif avec l’air intérieur et un autreéchange semblable, avec l’air extérieur .Ces échanges dechaleur se font verticalement suivant les murs avec lescoefficients de chaleur h’int = h’ext = 0,11 [3]. Pour leplafond on a un échange convectif naturel avec l’airintérieur du local et un autre échange semblable avecl’ambiance extérieure. Seulement ici, les échanges dechaleur se font horizontalement suivant le plafond avecdes coefficients d’échange de chaleur : hint = h ext =0,09. [3].

III. MODELISATIONLe système est modélisé suivant la méthode Nodale

qui est basée sur le calcul des bilans thermiques de chaque

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

élément constituant le dispositif de chauffage : fluidecaloporteur, plancher et local. Pour faciliter l’étude, onadopte les hypothèses suivantes :

• la température du fluide dans le serpentin variesuivant une seule direction (y), longueur duplancher.

• le nombre de nœuds pour la température dufluide correspond au nombre de passages duserpentin dans le plancher, c.à.d 6noeuds dansnotre cas.

• La température du plancher et la température dulocal sont considérés uniformes.

Le fluide ayant une évolution de température suivantla longueur du plancher, est régie par l’équation du bilanthermique suivante :

(1)

:ith Coefficient de transfert de chaleur convectif entrele fluide et le plancher. Si on se réfère à l’étude du Pr Zaheer-Uddin[2],avecle système munie d’une chaudière, l’écoulement dufluide est toujours turbulent dans une chaudière avecun Reynolds Re≥ 4000 et une

vitesse d’écoulement V max=0.26m/s. Donc lecoefficient de transfert de chaleur hit est calculé àpartir des nombres adimensionnels avec une vitessed’écoulement de.V max=0.26m/s. Pour un régime turbulent, on prendla corrélation suivante pour le calcul du Nusselt : [4]

)(Pr)(Re023.0 33.08.0 ´´=NU (2)Comme la température du plancher est prise

uniforme, le bilan thermique au niveau du plancher nousdonne :

Qr et Qc sont respectivement,les échanges parrayonnement et l’échange par convection avec le local.

Les équations des deux échanges sont des corrélationstirées de l’étude réalisée par le Dr Zuheer-Uddin [2].

(4)

(5)

Au niveau du local, on a l’air chauffé à une certainetempérature Tz uniforme. Ce dernier a un échange parconvection avec l’ambiance extérieure en forme de pertede chaleur et un échange par rayonnement et un autre parconvection avec le plancher en forme de gains de chaleur.

L’équation du bilan thermique au niveau du locals’écrira comme suit :

Où

Cz : Capacité thermique, (Cz =Mair´.Cpair.)az : Coefficient de pertes global au niveau du local.( Le

calcul de az se fait en utilisant l’analogieélectrique/thermique) [1] :

(az= 1/Req) ; (Req= (1/Req mur+1/Req plafond)-1)

Le système d’équations obtenu est résolu par unschéma explicite de la méthode des différences finissuivant l’espace et le temps [7], les données utilisées dansla simulation sont l’éclairement solaire global et latempérature extérieure de la journée du 01 mars 2001 [6],avec un débit normalisé uw=0.5 [2], avec une conditioninitiale :

Tw (0)=Tp(0)=Tz(0)=20°C.La condition aux limites de l’étude consiste à prendre

La température du fluide à l’entrée du serpentin égale à latempérature du fluide à la sortie de la cuve.

Cette dernière est considérée uniforme Ts(t) et brasséeà l’intérieur de la cuve dont l’évolution temporelle estdéterminé par l’équation différentielle suivante :

Cette équation exprime l’échange par convection entrela cuve et le champ de captation (1erterme), l’échange dechaleur en forme de pertes entre la cuve etl’extérieur(2emeterme),et la quantité de chaleur extraitepour l’utilisation (3emeterme).

Pour la régulation on utilise les mêmes équations dubilan thermique seulement la stratégie de cette dernière serésume par : variation brusque du débit normalisé de 0.5à1. Cette variation bien sur entraîne une variation du débitmassique du fluide caloporteur circulant dans le serpentin.Dans cette étape de calcul, le contrôle de la températuredu local s’est fait suivant trois situations :

a) Variation brusque du débit normalisé de 0.5 à 1 à unmoment donné (12h). Ceci correspond au doublementbrusque du débit d’alimentation du serpentin.b) Variation brusque du débit normalisé 1 à 0.5 à unmoment donné (12h). Ceci correspond à une réduction demoitié du débit d’alimentation du serpentin.c).Variation du débit normalisé suivant un palier de 1-0.5-1 suivant la tranche de temps 8h-16h.

IV. RESULTATS ET INTERPRETATIONS

A- Application du modèle suivant les donnéesclimatiques de Bouzareah

La première étape consiste à présenter les résultats del’application du modèle à un système de chauffage solaire,et testé suivant le site du Centre de Développement desEnergies Renouvelables de Bouzaréah (CDER. Alger) quia les paramètres suivants : Latitude 36°8Nord ;Longitude 3°12Est ; Altitude 345 ; Albédo 0.2.

( ) ( )[ ]448 2732731093.4 +-+´= -zpr TTQ

[ ] 31.118.2 zpc TTQ -=

( ) ( )wPpww

PPwP

pww

ititw

w

www TTCMAUTT

CMAh

yT

MUU

tT

-+-=¶¶

+¶¶ max

( ) ( ) ( )3.................crpp

pwpp

ititp QQCM

ApTTCMAh

dtdT

+--=

( ) ( ) ( ) ( ) ( )7.........TrsTsCPmTambTssUATsTfsCpmdt

dTsMCP eausoueau -´--´--= &&

( )6.......)..........()( crZextZZ

Z QQApwTTadt

dTC ++-=

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

La figure (2) donne l’évolution des températures du fluidesuivant les différents nœuds dans le serpentin pendant lajournée du 1ermars 2001[1°]. On remarque que l’allure estla même pour tous les noeuds avec un ordre décroissentallant du 1ernoeud au dernier noeud, L’écart est importantentre les trois premiers nœuds et devient faible entre lesderniers nœuds.

Nous représentons aussi l’évolution des températures destrois éléments de notre système : fluide moyen, plancher,et air dans le local (figure3). Nous constatons que latempérature du plancher et la température du localévoluent de la même manière pendant la tranche de temps8H-16H. Celle du plancher commence à augmenter àpartir de 12h jusqu’à atteindre une valeur de Tp=28°Cà16h, ce qui favorise le stockage de chaleur dans la dalle.

La température moyenne du fluide atteint un maximum deTw=40°C à 13h (suivant la valeur de l’éclairement solairede la journée du 1 mars 2001).

La figure (4) représente l’évolution des températures del’air à l’intérieur du local et celle de l’air extérieure. Cettedernière présente des fluctuations dûes aux paramètresclimatiques, par contre celle de l’air dans le local présenteune uniformité à partir de 12h sous l’influence de l’inertiedes murs et du plancher.

En pratique la température intérieure désirée doit oscillerentre les valeurs de 20°C- 23°C, c’est la marge deconsigne, d’après la figure(4) on constate que notremodèle répond aux exigences de confort puisque latempérature ne dépasse pas la valeur de Tz=25°C. Il fautpréciser que cela est du aux conditions climatiquesfavorables (Journée claire).

B. Régulation du systèmeLa figure (5) représente les résultats de températures

du fluide, plancher et air dans le local pour le premier casde la régulation (variation brusque du débit normalisé Uwde 0.5 à 1 à 12h).Entre 8h-12h, Uw=0.5, on remarque quele fluide s’échauffe rapidement et atteint la valeur de Tw1=53°C et baisse brusquement après à 12h, Tw1=47°C. Lestempératures de l’air dans le local enregistrées sont :

à 12h.00 Tz=22.41°Cà 12h.55 Tz=23.11°Cà14h.00 Tz=24.77°Cà16h.00 Tz=26.05°CDans le deuxième cas, on remarque que le fluideréagit immédiatement à la variation du débit (mêmescénario que le premier cas), figure (6). Le fluides’échauffe rapidement, Tw1=46°C (Uw=1), jusqu’à12h Tw1=54°C (Uw=0.5)La température du local a les valeurs suivantes :

à12h.00 Tz=22.45°C12h.55 Tz=23.30°Cà14h.00 Tz=24.83°Cà16h.00 Tz=26.06°C.Le troisième cas est

représenté sur figure(7), la variation du Uw est en palier

entre 10h-12h, le fluide réagit rapidement, sa températureprésente un palier entre 10h-12h, la température du local ales valeurs suivantes :

à10h.00 Tz=19.89°Cà 12h.00 Tz=21.33°Cà 12h.55 Tz=22.03°Cà14h.00 Tz=23.79°Cà16h.00 Tz=25.2°C.

Le troisième cas donne de meilleurs résultats destempératures du local, puisque tout en variant le débitnormalisé en palier entre 10h-12h, on a pu obtenir desvaleurs des températures du local pas trop élevéescomparée aux deux premiers cas.

On peut dire aussi que le stockage dans la dallefavorise l’augmentation de la température dulocal comme on le voit sur la figure (3),au boutd’une certaine heure la température duPlancher commence à augmenter et celle du localaussi. Donc grâce à cette stratégie deVariation brusque du débit, on peut perturber lestockage, ce qui va réguler la valeur de laTempérature du local.

V. CONCLUSION

Cette étude nous a permis d’aboutir aux résultatssuivants :

§ Le modèle mathématique pris est simple et peutêtre adapté à une installation de chauffagesolaire.

§ L’énergie fournie par un champ de captation de6.4m² de surface (4 capteurs), avec une masse destockage du fluide chaud de M=190litres, peutsatisfaire aux besoins de chauffage d’uneenceinte de volume Va=49.77m3 pendant desjournées claires. Un système d’appoint estnécessaire dans le cas de journées nuageuses.

§ La stratégie de régulation prise a permis demaintenir une température de l’air dans le localdans l’intervalle de confort [20°C,23°C], cela enfaisant varier le débit massique du fluidecirculant dans le serpentin à 12h, heure oùl’éclairement est maximum.

NOMENCLATURE

Mw : Masse du fluide/unité de longueur

pwC : Capacité calorifique de l’eau.

:wU Débit normalisé du fluide chaud.

:maxwU Débit massique maximum du fluide chaud.

:itA Surface d’échange entre le fluide et le plancher,rapportée à la longueur du plancher

:pA Surface du plancher/ unité de longueur.

:pU Coefficient global d’échange par conductionentre le fluide et la surface du plancher.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

:bétonk Conductivité thermique du béton..

:supE Epaisseur du béton entre le serpentin et la facesupérieure du plancher.

AP : surface du plancher par unité de longueur.W : Longueur du plancher.Tamb : Température de l’ambiance extérieure.Tfs : Température de sortie du champ de captationTrs : Température du réseau, dans notre cas c’est la

température de sortie du fluide dans le serpentin(température du dernier nœud).

(UA) s : Coefficient de pertes globales dans la cuve destockage.

M : Masse totale de l’eau dans la cuve.

soum& : Débit soutiré (vers l’utilisation), dans notre cas, onsuppose que le seul débit soutiré est vers le serpentin.

REFERENCES[1]. F.Mokhtari, « Etude d’une boucle régulée capteur-planchersolaire », Thèse de magister en Génie Mécanique, option Energétique,soutenu le 19 avril 2005.

[2]. M.Zaheer-Uddin, and G.R.Zheng,”Optimal Operation of anembedded-piping floor heating system with control input constraints»;Energy Convers-Vol.38 N°.7.[3]. Guides de l’aicvf aéraulique, « Principes de l’aéraulique appliquésau génie climatique. ».[4] A.A.Sfeir & G.Guarracino. « Ingénierie des systèmes solaire –Applications à l’habitat »[5] M.Ouzzane& H.Makhlouf, « Optimisation de configuration decapteurs dans une installation de chauffage d’eau solaire » ; JITH.1995,Marrakech, Maroc.[6].R.Kharchi, « Etude expérimentale du comportement thermique d’unplancher solaire direct » ; Thèse de magister en Génie Mécanique, optionEnergétique ; soutenu le 04 novembre 2002.[7]John. Wiley et Sons. « Applied Numerical Methods ».New York.Chichester. Brisbane. Toronto.

Figure.1.Shcéma général du dispositif de chauffageICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

8 10 12 14 16Temps (Heures)

0

6

12

18

24

30

36

42

48

54

60

66

Tem

péra

ture

s (°

C )

0.3

0.5

0.8

1.0

1.3

1.5

1.8

2.0

2.3

2.5

2.8

3.0

Déb

itno

rmal

isé

(Uw

)

TW1

TW6

TW moyen

TP plancher

TZ local

8 10 12 14 16Temps (heures)

0

6

12

18

24

30

36

42

48

54

60

66

Tem

péra

ture

(°C

)

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

3.5D

ébit

Nor

mal

isé(

Uw

)

TW1

TW6

Tplancher

T local

TW moyen

8 10 12 14 16Temps (Heures)

0

10

20

30

40

50

60

70

Tem

péra

ture

s(°C

)

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

3.5

Déb

itN

orm

alis

é(U

w)

TW1

TW6

TW moyen

T plancher

T local

8 10 12 14 16Temps (Heures )

20

25

30

35

40

45

50

55

60

Tem

péra

ture

s (°

C )

Noeud N°1

Noeud N°2

Noeud N°3

Noeud N°4

Noeud N°5

Noeud N°6

8 9 10 11 12 13 14 15 16Temps (Heures )

18

21

24

27

30

33

36

39

42

Tem

péra

ture

s ( °

C )

Tw moyen

Tp plancher

Tz local

8 10 12 14 16Temps (Heures )

10

12

14

16

18

20

22

24

26

Tem

péra

ture

s (°

C )

Tz Local

Textérieur- [6]

Figure.2 Evolution des températures du fluidesuivant les noeuds dans le serpentin

Figure.3 Evolution des températures des trioséléments du système

Figure.4 Représentation des températures de l’air àl’intérieur et à l’extérieur du local

Figure.6 Représentation des températures des troiséléments du système pendant la variation du débitnormalisé (2emecas).

Figure.7 Représentation des températures des troiséléments du système pendant la variation du débitnormalisé en palier (3emecas).

Figure.5 Représentation des températures des troiséléments du système pendant la variation du débitnormalisé (1ercas).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Contribution à la Réalisation d’un Logiciel deSimulation des Performances des Systèmes Solaires

Benlahmidi.S, Moummi.N, Moummi.AUniversité de Biskra

Département de génie mécaniqueAlgérie

Aoues.K, Choucane.N, Brima.AUniversité de Biskra

Département de génie mécaniqueAlgérie

Abstract— The use of renewable energy in the industrial andenergetic process allows the decrease of energetic demand ofhydro fuels, the diminishing of gas for conservatory use, andthe encouragement of the use of durable resources for properenergy. Therefore, this paper aims to pay an interest on thesubject of valuing the solar field in various climatic sites inAlgeria through the realization of graphic interface that will begeneralized to an overall approach seeking for a seriousmastery of the issue related to the subject of energy.

Résumé-- : L’utilisation des énergies renouvelables dans leprocessus énergétiques dans l’industrie permet, de réduire lademande énergétique en matière des hydrocarbures, ladiminution des gaz à effet de serre et d’encourager l’utilisationdes ressources durables en énergie propres. Dans cettecommunication nous nous intéressons à la valorisation dugisement solaire dans divers sites de climats différents enAlgérie à travers la réalisation d’une interface graphique quisera généralisée pour une démarche globale de maîtrise del’énergie.

I. INTRODUCTION

L’Algérie se situe dans une zone géographique appelécommunément la ceinture solaire (Figure.1). La ressourceen rayonnement solaire direct est considérable à l’échelleplanétaire, elle dispose d’un des gisements solaires les plusélevés au monde. La durée d’insolation sur la quasi-totalitédu territoire national dépasse les 2000 heures annuellement.

Figure 1. Ceinture solaire, régions du globe pour lesquellesl’ensoleillement moyen annuel excède 2000 kwh/m²/an

La conversion thermique de l’énergie solaire est l’unedes branches des utilisations de cette énergie. Cetteapplication fait appel aux insolateurs à air ou à eau, conçus àpart ou intégrés dans les habitations pour le chauffage deslocaux ou le chauffage de l’eau sanitaire ou encore pour leséchage des produits agro alimentaires [1] ou même leséchage des matériaux de construction [2]. Ces applicationsdépendent de la température à la sortie, qui pourra êtrefournie par ces insolateurs. Cette dernière dépendessentiellement de leurs performances [3] et de la situationgéographique du site d’installation de ce système solaire [4].Enfin ces performances dépendent évidement de la date.

II. MODELISATION DES PARAMETRES DEFONCTIONNEMENT

A. Le rayonnement inciden :tL'éclairement énergétique moyen sur une surface

normale au rayonnement solaire est estimé à 1350 W/m2.

Lors de la traversée de l'atmosphère il subit un certainnombre de réfractions, d'émissions et d'absorptions.

Les performances du capteur augmentent en fonction duflux solaire global incident, celui-ci est constitué d'unecomposante directe et d'une composante diffuse dont lepourcentage est variable. Le rendement du capteur (t.a)sensible à l'angle d'incidence, diminue quand le pourcentagedu rayonnement diffus augmente.

Les études de Caillat cité par [5], faisant l'objet del'influence du rayonnement direct et diffus sur lesperformances des capteurs plans, ont montré que la sousestimation des rayonnements diffus est inacceptable quandleur pourcentage est au de là de 15%, ceci s'explique par lefait qu'un fort pourcentage de diffus correspond à un faibleéclairement énergétique et par la suite le peu d'énergiedisponible est reçue par un capteur de rendement faible.

Dans la pratique on admet une variation sinusoïdale del'éclairement global qui est donnée par l’expression

suivante : G(t)=p . W2 . Dt cos(

pDt t).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Plusieurs spécialistes ont proposés des modèles pourcaractériser le rayonnement solaire. Dans cette étude on aconsidéré deux modèles qui s’avèrent proches de la réalité[6].

Ces deux modèles sont donnés par les expressionssuivantes [7] :

-Perrin de Brichambaut (pour le global)

-Hottel, Liu et Jordan (pour le diffus, direct et global)

a) Modèle global de Perrin de Brichambaut :Le rayonnement global est donné sous la forme :

Dh Ag .(sinh)= (1)

Avec :A D

1150 1.15 Ciel très pur1080 1.22 Ciel moyen990 1.25 Ciel pollué

b) Modèle de Hottel, Liu et Jordan :Ce modèle considère la notion d'atmosphère normalisée;

définie par les concentrations des gaz, les conditions depression, de température, d’humidité, concentration departicules et les propriétés optiques.

Ce modèle est valable pour des altitudes inférieures à 2.5Km et pour une atmosphère moyenne (visibilité de 23 Km).Les rayonnements direct et diffus sont donnésrespectivement par :

hs = gne.(sinh). 1t (2)

hd = gne.(sinh). 2t (3)

Avec :

úû

ùêë

é÷øö

çèæ -+= 2.

365360cos.0334.01.1353 Jgne

1t et 2t les transmissions pour le direct et le diffus

ïïïïï

î

ïïïïï

í

ì

-+=

-+=

--=

-=

úûù

êëé -+=

)km(altitude:)5.2.(01858.02711.0

)5.6.(00595.05055.0

)6.(0082.04237.0

.2939.02710.0sinh

exp.

2

21

20

12

101

zzk

za

za

kaa

tt

t

B. La température à l’entrée de l’insolateur :L’évolution théorique de la température à l’entrée de

l’insolateur, qui est la température ambiante de l’air, estdonnée par

: ÷øö

çèæD

÷ø

öçè

æ -+

+=

ttTTTT

tTe..2cos.

22)( minmaxminmax p (4)

Avec : maxT et minT sont les températures ambiantesmaximale et minimale de la journée.

Dans ce modèle la température maximale est atteinte aumidi solaire vrai. Ce modèle ne correspond pas à la réalitécar on considère que la température maximale n’est atteintequ’au midi thermique qui correspond en temps solaire vrai,au midi solaire vrai plus 1/8 de la durée du jour solaire( tD ), cela est du à l’inertie thermique du sol, l’équilibrethermique entre le milieu ambiant et le sol.

Le modèle proposé précédemment a été remplacé par unmodèle qui introduit le midi thermique, instant de lajournée où la température ambiante atteint sa valeurmaximale. La valeur minimale est au lever du soleil. Ainsila température ambiante peut être modélisé par deuxbranches graphiques de fonctions sinusoïdales :

· la première partie étant les 5/8 de tD

· la deuxième partie étant les 3/8 de tD

Ce qui permet de modéliser la température ambiante parl’expression suivante :

÷øö

çèæ

DD--

÷ø

öçè

æ -+

+=

tttTTTT

tTe)8/12(..2cos.

22)( minmaxminmax p

(5)

C. Programme Interface de calcul du rayonnement et de latempérature d’entrée :

Pour les calculs il faut introduire les données suivantes :· Les coordonnées du site : latitude, longitude et

altitude.· L’état du ciel : ciel très pur (CTP), ciel moyen

(CM), ciel pollué (CP)· La date (numéro du jour considéré donnée par son

quantième).· La température minimale et maximale enregistrée le

jour considéré.

Le programme permettra de calculer, le lever et lecoucher du soleil en temps solaire vrai, la durée du jour, lerayonnement global sur un plan horizontal pour diversessituations climatiques et selon deux modèles (Perrin deBrichambaut et Liu et Jordan), ainsi que la températureambiante à n’importe quel instant de la journée.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


D. Interface graphique des calculs :

Figure 2. Interface graphique des calculs

III. RESULTATS DE LA MODELISATION

Figure3. Rayonnement solaire pour la journée du 15 Mai du site de Bejaia

Figure4. Rayonnement solaire pour la journée du 15 septembre du site de Bejaia

Figure5. Rayonnement solaire du site Bejaia 15 Mai

Figure6. Température ambiante pour la journée du 15 Mai du site de Bejaia

Figure7. Température ambiante pour la journée du 15 Mai du site de Bejaia

Rayonnement selon JORDAN

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

5,8h

6,4h 7h

7,6h

8,2h

8,8h

9,4h 10

h

10,6

h

11,2

h

11,8

h

12,4

h

13h

13,6

h

14,2

h

14,8

h

15,4

h

16h

16,6

h

17,2

h

Temps Solaire Vrai (heure)

Ray

onne

men

t (w

/m²)

Direct Diffus Global

Rayonnement selon JORDAN

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

5,2h 6h 6,8

h7,6

h8,4

h9,2

h10

h10

,8h11

,6h12

,4h13

,2h 14h

14,8h

15,6h

16,4h

17,2h 18

h18

,8h

Temps Solaire Vrai (heure)

Ray

onne

men

t (w

/m²)

Direct Diffus Global

Rayonnement selon Perrin

0

200

400

600

800

1000

1200

5,2h5,8h

6,4h 7h7,6h

8,2h8,8h

9,4h 10h10,6h

11,2h11,8h

12,4h 13h13,6h

14,2h14,8h

15,4h 16h16,6h

17,2h17,8h

18,4h

Temps Solaire Vrai (Heure)

Ray

onne

men

t (W

/m²)

Ciel Très Pur Ciel Moyen Ciel Pollué

Rayonnement selon Perrin

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

5,8h6,4h 7h

7,6h8,2h

8,8h9,4h

10h10,6h

11,2h11,8h

12,4h 13h13,6h

14,2h14,8h

15,4h 16h16,6h

17,2h17,8h

Temps Solaire Vrai (Heure)

Ray

onne

men

t (W

/m²)

Ciel Très Pur Ciel Moyen Ciel Pollué


0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

5,2h 5,6h 6h6,4h

6,8h7,2h

7,6h 8h8,4h

8,8h9,2h

9,6h 10h10,4h

10 ,8h11,2h

11,6h 12h12,4h

12,8h13,2h

13,6h 14h14,4h

14 ,8h15,2h

15 ,6h

Temps Solaire Vrai ( heure )

Tem

péra

ture

Am

bian

te (°

C)

Température 1 Température 2ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure8. Température ambiante pour la journée du 15 septembre du site de Bejaia

· Température 1 : modèle théorique

÷øö

çèæD÷÷

ø

öççè

æ -+

+=

ttTTTT

tTe..2cos.

22)( minmaxminmax p

· Température 2 : notre modèle

÷ø

öçè

æD

D--

÷÷ø

öççè

æ -+

+=

ttt

TTTTtTe

)8/12.(.2cos

.22

)( minmaxminmax

p

IV. IV CONCLUSION

Cette étude vise à donner aux utilisateurs simples etpotentiels une vision très exhaustive sur un réel projetsolaire à travers la prévision des paramètres decaractérisation des sites et éventuellement par la suite, lamodélisation des performances des systèmes solaires.

Un programme est élaboré permettant ainsi de donnergrâce à une interface très simple à utiliser, tous lesparamètres de caractérisation sous divers contextesgéographiques et climatiques, ainsi on aura la possibilitéd’avoir des données au préalable pour tous les sitesdépourvus de toutes mesures.

V. NOMENCLATURES:

hg : Rayonnement solaire global sur un plan horizontal au sol. [w/m2]

hs : Rayonnement direct sur un plan horizontal reçu au sol.[w/m2]

hd : Rayonnement diffus sur un plan horizontal reçu au sol.[w/m2]

gne : Rayonnement hors atmosphère [w/m2]h : Angle zénithal ou hauteur du soleil [m]

eT : Température ambiante (d’entrée dans le capteur)[°C] ou [K]

maxT : Température maximale de la journée.[°C] ou [K]

minT : Température minimale de la journée.[°C] ou [K]

t : Temps solaire vrai. [Heure]J : Numéro du jour de l’année.z : Altitude [m]

VI. BIBLIOGRAPHIE

[1] S.S.Youcef Ali, N. Moummi, J.Y.Desmons, A.Abene, H.Messaoudi,M.Leray; "Numerical and Experimental Study of Dryer in ForcedConvection". International Journal of Energy Research, Int, J.EnergyRes. 2001; 25:537-553 (D0I:10.1002/er.707).

[2] N.Moummi, A.Moummi, N.Chouchane, K.Aoues, T.Bouziane & A.Aliouali ; Modélisation et Simulation des performances desinsolateurs plans en vue de la Valorisation du gisement solaire dansdivers contextes climatiques et géographiques, 18ème CongrèsFrançais de Mécanique, Grenoble, 27-31 août 2007.

[3] N. Moummi, S. Youcef-Ali, A. Moummi, J.Y. Desmons, Energyanalysis of a solar air collector with rows of fins". Renewable Energy29 (2004) pp.2053–2064.

[4] R.Giblin : Transfert de chaleur par convection naturelle, collection del'A.N.R.T, EYROLLS 1974.

[5] A.Moummi, N.Moummi, N.Chouchane, M.T.Bouziane, Optimisationdes performances thermiques des capteurs solaires plans à air parintroduction de plusieurs rangées d'ailettes dans la veine d'air mobile.Journées d'études nationales de mécanique, JENM 05, Ouargla du 15au 16 Mars 2005.

[6] A.Moummi, N.Hamani, N.Moummi & Z.Mokhtari, Estimation durayonnement solaire par deux approches semi-empiriques dans le sitede Biskra, 8ième séminaire international sur la physique énergétique,SIPE’8 Béchar 11-12 Novembre 2006, Algérie.

[7] M. Capderou : Atlas solaire de l’Algérie, OPU Alger 1988


0

5

10

15

20

25

5,8h

6,2h

6,6h 7h

7,4h

7,8h

8,2h

8,6h 9h

9,4h

9,8h

10,2

h10

,6h

11h

11,4

h11

,8h

12,2

h12

,6h

13h

13,4

h13

,8h

14,2

h14

,6h

15h

15,4

h15

,8h

16,2

h16

,6h

17h

17,4

h17

,8h

Temps Solaire Vrai ( heure )

Tem

péra

ture

Am

bian

te (°

C)

Température 1 Température 2

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Simulation numérique du comportementthermique d'un capteur solaire plan à air

destiné au séchage de tomateOudjedi Samir (1) Boubghal Abdelouahab (1)

Braham Chaouch Wafa (1) Chergui Toufik (1)

(1)P Unité de recherche en énergies renouvelables en

Milieu SaharienRoute de Reggane, BP 478 Adrar (Algérie)

E mail : [email protected]

Belhamrie Azeddine (2)

(2)Departement de Génie Climatique , Faculté desSciences de l’Ingénieur,

Université Mentouri, Constantine 25000 (Algérie)E mail : belhamrie @ altern.org

Résumé : Le capteur à air étudié dans cet article est uninsolateur à simple passe entre l’absorbeur et la vitre. Uneanalyse des échanges thermiques instationnaires dans un telcapteur est présentée. On montre qu’en régime quasistationnaire les équations de bilan thermique des composants ducapteur cascadent en une équation différentielle ordinaire depremier ordre, qui à elle seule régit le comportement thermiquedu capteur. La solution de cette équation différentielle est écritesous la forme d’une expression explicite de la température localedu fluide caloporteur en fonction du flux solaire variable dans letemps. L’influence de divers paramètres tels que la températured’entrée du fluide, sa vitesse et la hauteur du canal d’écoulementd’air sur les performances thermiques du capteur solaire à airest aussi étudiée.

I. INTRODUCTIONLes capteurs solaires plans à air transforment l'énergie

radiante du soleil en énergie thermique extraite par l'air enécoulement dans le capteur. Cette énergie est utilisée dansdifférentes applications solaires, comme par exemple leséchage des grains ou du bois, le chauffage des locauxindustriels ou à usage d'habitation, ainsi que dans laréfrigération solaire. Plusieurs types de capteurs à air ontété construits et testés à travers le monde, l'objectifprincipal étant de collecter le maximum d'énergie solaire àun coût minimum.

Dans cet article, on propose un insolateur à air à simplepasse entre l'absorbeur et la vitre destiné à une application auséchage solaire des produits agro-alimentaires (la tomate). Lamodélisation des transferts thermiques est présentée ; elleest complétée par une analyse de l'influence de diversparamètres, tels que la température d'entrée du fluidecaloporteur, la vitesse de l’air humide de ce fluide et ladistance entre l'absorbeur et la vitre, sur le comportementthermique du capteur.

II. DESCRIPTION DE CONFIGURATIONETUDIEE :

Le capteur solaire à air étudié est un insolateur à air àsimple passe entre l’absorbeur et la vitre la figure 2 représenteles éléments de cet insolateur et les différents types detransferts thermiques impliqués. Il est constitué d'une plaquenoire (absorbeur), d’un isolant sur ses faces arrière et latérale,et recouverte par une plaque vitrée. Les dimensions de cetinsolateur sont : longueur : 1,83 m, largeur : 0,83 m,distance absorbeur vitre : 0,03 m et épaisseur de l'isolant :0,05 m.

Figure l. Vue schématique du capteur solaire à air

Figure 2: Schéma électrique de l’insolateur (méthode globale)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia




III. ÉQUATIONS DE TRANSFERT

Le capteur solaire plan à air que nous étudions estreprésenté schématiquement sur la figure 1. L'absorbeurest du type corps gris ( 90.absabs ==ae ).

La plaque vitreuse réalise l'effet de serre nécessairepour échauffer l'absorbeur.

Les équations de bilan thermique des divers composantsdu capteur par unité de surface absS s'écrivent :

- pour la vitre (1):

( )( ) )TT.()TT.(TT.

TT..Gdt

dT.

SCp.m

vcvitvcvitryavitextcvvitabsvitabsry

vitfmvitfcvvittvit

abs

vitvit

-----+

-+=

-----

--

hhh

ha

- pour la plaque absorbante (2):

)TT.()TT.(

)TT.()..(Gdt

dT.S

Cp.m

fmabsfabscvvitabsvitabsry

aabsextabscdefftabs

abs

absabs

----

--=

----

--

hh

hat

- pour le fluide caloporteur (3) :

)TT.(

)TT.(dx

dT.

wCp.m

dtdT

.S

Cp.m

vitfmvitfcv

fmabsfabscvffcahfm

abs

ff

--

-=+

--

--

-

·

h

h

Dans la pratique, les variations dans le temps del'enthalpie des composants du capteur sont faibles, c’est à-

dire que les termes endtdT.cp.m peuvent être négligés [1].

Nous pouvons donc raisonnablement faire l'hypothèsed'un fonctionnement quasi stationnaire du capteur. Cettehypothèse a pour conséquence de simplifier les équationssans toutefois masquer l'évolution temporaire desphénomènes qui restent liés au flux solaire tG variable dansle temps. De plus nous négligerons l'absorptivité vita de lavitre. En éliminant absT et vitT des équations simplifiéesainsi obtenues, il vient :

( ){ }afLefftf

fcah TT.U)..(G.F.wdx

dT.Cp.m --¢=-

·

at (4)

Avec (5) :

( )( )vitabsryvitabsryftcvtvitabsryfcvb

fcvtfcvvitabsryfcv

U.UU...

F--------

-----

-++++

++=¢

2

22hhhhh

hhhh

Et (6) :

( ) ( )fcvtfcvvitabsryfcv

fcvbtfcvvitabsryfcvtbL U...

.U.U....UUU

-----

-----

++

+++=

2

2

222hhhh

hhhh

F ¢ est un nombre sans dimension qui caractérise l'ef-ficacité thermique du capteur, tandis que LU représente lecoefficient global de pertes thermiques du capteur ets'exprime en 12 -- K.m.W .

L'équation différentielle de premier ordre (4) estsoumise à la condition aux limites :

( ) fef TxT == 0 (7)

En supposant que F ¢ et LU ne dépendent pas de laposition x. la solution de l'équation (4) est [3] :

( )( )

( ) ÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ ¢-=

÷÷ø

öççè

æ--

÷÷ø

öççè

æ--

-

· x.Cp.m

U.F.wexp

U)..(G

TT

U)..(G

Tt,xT

fcah

L

L

efftafe

L

efftaf

at

at

(8)

Soit cL la longueur du capteur dans le sens del'écoulement. En remplaçant x par cL dans (8) et tenantcompte de ce que cL.w n'est rien d'autre que la surface

absS du capteur, on obtient la température fsT de sortie del'air chaud à partir de l'expression :

( )( ) ÷÷

÷

ø

ö

ççç

è

æ ¢-=

--

--

-

·

fcah

Labs

afeLefft

afsLefft

Cp.m

U.F.Sexp

TT.U)..(GTT.U)..(G

atat

(9)

La puissance thermique utile·

uQ , extraite du capteur estdonnée par :

( )fefsfcahu TT.Cp.mQ -= -

··

(10)

Quand cette expression est intégrée sur toute la journéedepuis l'instant it de lever jusqu'à l'instant ft de coucher dusoleil, on obtient l'énergie utile eu fournie par le capteur :

( )ò -= -

·f

i

t

tfefsfcah

abs

dt.TT.Cp.m.S

eu 1 (11)

Le rendement thermique journalier Jh du capteur estalors donné par la relation :

ò=

f

i

t

tt

J

dt.G

euh (12)

IV. MODELISATION DES COEFFICIENTSD’ECHANGE THERMIQUE

Comme on a pu le voir dans la section 3 précédente,l'utilisation de la notion de coefficient d'échange radiatif etconvectif est fort pratique, parce qu'elle simplifie la

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


formulation mathématique des équations de transfertthermique dans le capteur.

A. Transfert thermique par convection :

· Effet du vent [2]:

Pour identifier le coefficient de convection externe, onutilise la relation de Hottel et Woertz (13) :

extextcv .,, n863675 +=-h

extn : est la vitesse du vent exprimée en m/s.

La vitesse extn du vent est prise égale à 5.5 m.s-1 danstous nos calculs ; c'est une valeur moyenne observée sur lesite de Adrar (27.88 N ; 0.28 W ; altitude 264 m) pour lemois de Juin.

· Coefficient de transfert par Convection entrel’absorbeur et le fluide caloporteur [2] :

Pour déterminer le coefficient d’échange thermiqueconvectif interne, fabscv --h , dans le cas des conduitesrectangulaires on utilise les corrélations de Sieder-Tate etHausen ; elles dépendent du régime d’écoulement,caractérisé par la valeur du nombre de Reynolds.

Introduisons le nombre adimensionnel de Graetz, définipar [2]:

c

c

LDh

.Pr.ReGz = (14)

a)- régime laminaire : 2100pRe

Si 100pGz

32047010850663

/Gz.,Gz.,,Nu

++= (15)

Si 100fGz

( )3131 01501870861 // Gz.,.,Gz.,Nu ++= (16)

b)- régime transitoire : 100002100 pp Re

( ) ÷÷

ø

ö

çç

è

æ÷÷ø

öççè

æ+-=

323132 11251160

/

c

c//

LDh

.Pr.Re.,Nu (17)

c)- régime turbulent : 10000fRe330800270 ,, Pr.Re.,Nu = (18)

Avec les nombres de Nusselt, Reynolds et de Prandtl sontdéfinies comme suit (19) :

ah

cfcv

kDh.

Nu -=h

,ah

cahah Dh..Re

mnr

= ,ah

ahah

kCp.

Prm

=

Le diamètre hydraulique est donné par la formule :

c

cc Pm

Sp.Dh

4= (20)

Toutes ces corrélations font intervenir parl’intermédiaire de nombres adimensionnels (Nu, Re, Pr,Gz), les propriétés physiques de l’air, qui doivent êtrecalculées en tenant compte de l’hygrométrie et latempérature de l’air d’entrée.

Echange entre le fluide caloporteur et la vitre on a :

fcvvitfcvfabscv ----- == hhh (21)

B. Transfert thermique par rayonnement :· Coefficient de transfert radiatif entre la vitre et

l’absorbeur [4] :

Le coefficient de transfert radiatif entre la vitre etl’absorbeur peut être donné par la formule :

111

22

-+

++=--

vitabs

vitabsvitabsvitabsry

)TT).(TT(

ee

sh (22)

· Coefficient de transfert radiatif entre la vitre et lavoûte céleste [4] :

Le coefficient de transfert radiatif entre la vitre et lavoûte céleste peut être donné par la formule :

vit

vcvitvcvitvcvitry

)TT).(TT(

e

s1

22 ++=--h (23)

Avec la température de la voûte céleste est donné par laformule de Swinbank [4]:

5105520 ,avc T.,T = (24)

C. Transfert thermique par conduction :

Le coefficient de transfert par conduction entrel’absorbeur et la tôle arrière du capteur solaire est donné parla formule suivante [5]:

arr

arr

mou

mou

abs

absarrabscdb

kep

kep

kepU

++== --

1h (25)

D. Coefficient de pertes thermique vers l’avant ducapteur :

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Le Coefficient de pertes thermique vers l’avant ducapteur solaire à air, est donné par (26) :

{ } )TT()TT.()TT.(U vitavitvcvcvitryvitaextcvt --+-= --- hh

V. ANALYSE DES RÉSULTATS

Les valeurs instantanées de la puissance solaire tGincidente sur le capteur, de la température ambiante aT etde l’humidité relative ambiante HR , utilisées dans lesdifférents programmes de calcul sont indiquées sur la figure3.

6 8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

0

200

400

600

800

1000 HR(%) Ta (°C)

T a (°C)

- H

R (%

)

Temps (heurs)

Gt (W

/m2 )

22 Juin Gt (W/m2)

Figure 3. Valeurs horaires du rayonnement global, de latempérature ambiante et de l’humidité relative ambiante pour le

site de Adrar.

Nous avons représenté sur les figures 4 à 6 l'influencede la température d'entrée feT sur la température locale dufluide ( )Mt,xTf à l’instant minhtM 5412= , sur lesvariations horaires de la température de sortie ( )tT fs et surle rendement journalier Jh du capteur.

Il apparaît que, pour les vitesses d’air usuels, latempérature de sortie du fluide caloporteur ne croît pas demanière significative avec l'augmentation de sa températured'entrée (figure 5), car les pertes thermiques du capteurcroissent rapidement quand la température de l'air à l'entréeaugmente, de sorte que l'augmentation de l'enthalpie dufluide à la sortie du capteur est moins importante qu'àl'entrée.

Par ailleurs, le rendement thermique journalier ducapteur solaire plan à air décroît, linéairement avecl'augmentation de la température d'entrée du fluide (figure6), jusqu’à s’annuler pour une valeur de cette températured’entrée appelée température de stagnation, pour laquelle lespertes thermique journalières compensent l’énergie solaireabsorbée pendant toute la journée.

Les figures 7 à 9 montrent l'influence de la vitesse del’air humide du fluide respectivement sur la températurelocale de l'air à l’instant Mt , sur les variations horaires de latempérature de sortie du fluide et sur le rendement journalierdu capteur.

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 2020

30

40

50

60

70

80

90

Tfe = 45°C 55°C 65°C

T fs (°C)

Lc (m)

vah=2m/sz = 0.03 mw = 0.83 mtM=12h 54 min

Figure 4. Influence de la température d'entrée de l'air sur latempérature locale du fluide dans la direction de l'écoulement

8 10 12 14 16 1840

50

60

70

80

90

Tfe= 45°C

55°C 65°C

vah=0.25m/sLc = 1.83 mw = 0.83 mz = 0.03 m

T fs (°C

)

Temps (heurs)

22 Juin

Figure 5. Influence de la température d'entrée de l'air sur lesvariations horaires de la température de sortie du fluide

50 60 70 80 90 100 1100

4

8

12

16

h J (%)

Tfe (°C)

vah=0.25m/sLc = 1.83 mw = 0.83 mz = 0.03 m

22 Juin

Figure 6. Rendement thermique journalier du capteur en fonctionde la température d'entrée de l'air.

La température de sortie du fluide caloporteur décroîtlorsque la vitesse de d'air humide augmente (figure 8).

Ceci s'explique simplement par le fait que lorsque lavitesse de l'air croît, la quantité d'air à chauffer augmente,entraînant une diminution de sa température de sortie.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Quant au rendement thermique journalier du capteursolaire à air, il croît rapidement avec la vitesse de l'air humidecar les échanges thermiques convectifs internes sont nettementaméliorés et les pertes thermiques restent pratiquementconstantes quand la vitesse d'air augmente .

L'influence de la distance absorbeur vitre sur latempérature locale du fluide caloporteur à l’instant Mt , sur lesvariations horaires de sa température de sortie et sur lerendement thermique journalier du capteur est présentée surles figures 10 à 12

On observe que la température de sortie du fluidecaloporteur, ainsi que le rendement thermique journalier ducapteur, décroissent continuellement quand on augmente lahauteur du canal d’écoulement du fluide (figures 11 et 12)Ceci est dû au fait que les échanges thermiques convectifsinternes dans le capteur se détériorent vite lorsque la distanceabsorbeur vitre croît, le débit massique d'air étant maintenuconstant.

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 2040

50

60

70

80

90

100

vah = 0.25 m/s 0.50 m/s 1.00 m/s

T fs (°

C)

Lc (m)

22 Juin

Tfe = 45°Cz = 0.03 mw = 0.83 mtM=12h 54 min

Figure 7. : Influence de la vitesse de l’air humide sur latempérature locale du fluide dans la direction de

l’écoulement.

8 10 12 14 16 1840

45

50

55

60

65

70

75

80

vah = 0.25 m/s 0.50 m/s 1.00 m/s

T fs (°

C)

Temps (heurs)

22 Juin Tfe= 45°CLc = 1.83 mz = 0.03 mw = 0.83 m

Figure 8. : Influence de la vitesse de l’air humide sur lesvariations horaires de la température de sortie du fluide

caloporteur.

0 2 4 6 8 100

10

20

30

40

50

60

70

80

h J (%)

vah (m/s)

22 Juin

Tfe = 45°C

Lc = 1.83 m

z = 0.03 mw = 0.83 m

Figure 9. : Rendement thermique journalier du capteur enfonction de la vitesse de l’air humide

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 2040

50

60

70

80

90

T fs (°C

)

Lc (m)

z = 3 cm 6 cm 9 cm

Tfe = 45°Cw = 0.83 mtM=12h 54 min

22 Juin

mah

=0,056 kg/s

Figure 10. Influence de la hauteur du canal d'écoulementsur la température locale du fluide dans la direction de

l'écoulement

8 10 12 14 16 1844

48

52

56

60

z = 3 cm 6 cm 9 cm

T fs (°C

)

Temps (heurs)

Tfe = 45°C

Lc = 1.83 mw = 0.83 m

mah=0,056 kg/s

22 Juin

Figure 11. Influence de la hauteur du canal d'écoulementsur les variations horaires de la température de sortie du

fluide caloporteur

2 3 4 5 6 7 8 9 10

36

40

44

48

52

56

h J(%

)

z (cm)

22 Juin mah=0,056 kg/s Tfe = 45°CLc = 1.83 mw = 0.83 m

Figure 12. Rendement thermique journalier du capteur enfonction de la hauteur du canal d'écoulement.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


VI. CONCLUSION

Cette étude aura permis de montrer que, dans l'hypothèsed'un fonctionnement quasi stationnaire, les équations de bilanthermique des composants du capteur à air cascadent en uneéquation différentielle ordinaire qui à elle seule régit lecomportement thermique du capteur. L'utilisation d'une telleéquation différentielle facilite grandement l'analyse desfacteurs de sensibilité du capteur. Il découle de l'analysemenée que :

- la température de sortie du fluide caloporteur ne croît pas demanière significative avec l'augmentation de sa températured'entrée.

- le rendement thermique journalier de l’insolateur décroît,linéairement avec l’augmentation de la température d'entréedu fluide.

- La température de sortie du fluide caloporteur décroîtlorsque la vitesse de d'air humide augmente.

- le rendement thermique journalier du capteur solaire à air, ilcroît rapidement en augmentant la vitesse de l'air humide.

- la température de sortie du fluide caloporteur, ainsi que lerendement thermique journalier du capteur, décroissentcontinuellement quand on augmente la hauteur du canal del’écoulement du fluide.

NOMENCLATURE

vitCp Capacité calorifique massique de lavitre

J.kg-1.K-1

absCp Capacité calorifique massique del’absorbeur

J.kg-1.K-1

fCp Capacité calorifique massique dufluide caloporteur

J.kg-1.K-1

ahCp Capacité calorifique massique del’air humide

J.kg-1.K-1

cDh Diamètre hydraulique meu Energie utile J

absep Epaisseur de la tôle de l’absorbeur m

arrep Epaisseur de la tôle arrière del’insolateur.

m

mouep Epaisseur de l’isolant. m

F ¢ Facteur d’efficacité du capteur.tG Rayonnement incident. W/m2

Gz Nombre de Graetzfabscv --h Coefficient d’échange convectif

entre l’absorbeur et le fluide.W.m-2.K-1

vitfcv --h Coefficient d’échange convectifentre le fluide et la vitre.

W.m-2.K-1

extcv-h Coefficient d’échange convectif dûau vent.

W.m-2.K-1

vitabsry --h Coefficient d’échange radiatif entrel’absorbeur et la vitre.

W.m-2.K-1

vcvitry --h Coefficient d’échange radiatif entrela vitre et la voûte céleste.

W.m-2.K-1

extabscd --h Coefficient d’échange conductifabsorbeur - air ambiant.

W.m-2.K-1

HR Humidité relative. %ahk Conductivité thermique de l’air

humideW.m-1.K-1

arrk Conductivité thermique de la tôlearrière du capteur.

W.m-1.K-1

absk Conductivité thermique del’absorbeur.

W.m-1.K-1

mouk Conductivité thermique de l’isolant W.m-1.K-1

cL Longueur du capteur. m

cahm -

· Débit d’air humide. kg/s

vitm La masse de la vitre. kg

absm Masse de la tôle de l’absorbeur. kg

fm Masse du fluide. kg

Nu Nombre de Nusselte.

Pr Nombre de Prandtl.

cPm Périmètre mouillé. m

·

uQ Puissance utile. W

Re Nombre de Reynolds.

cSp Section de passage. m2

absS Surface de l’absorbeur. m2

t Temps. s

vitT Température de la vitre. K

feT Température du fluide à l’entrée ducapteur.

K

fsT Température du fluide à la sortie ducapteur.

K

vitT Température de la vitre. K

absT Température de l’absorbeur. K

aT Température ambiante. K

vcT Température de la voûte céleste. K

fmT Température du fluide moyenne. K

LU Coefficient global des pertesthermiques de l’insolateur.

W.m-2.K-1

bU Coefficient des pertes thermiquesvers le bas de l’insolateur.

W.m-2.K-1

tU Coefficient des pertes thermiquesvers l’avant de l’insolateur.

W.m-2.K-1

ahn Vitesse de l’air humide. m/s

extn Vitesse du vent. m/s

x Coordonnée d’espace dans ladirection de l’écoulement.

m

w Largeur du capteur. m

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


z distance absorbeur vitre m

SYMBOLES GRECS

absa Coefficient d’absorption de l’absorbeur.

eff).( at Coefficient de transmission absorptioneffectif de l’ensemble « verre etabsorbeur » de l’insolateur.

ahm Viscosité dynamique de l’air humide. kg.m-1.s-1

Jh Rendement thermique journalier ducapteur.

vite Coefficient d’absorption de la vitre.

ahr Masse volumique de l’air humide. kg/m3

s Constante de Stefan Boltzmann

VII. RÉFÉRENCES[1] John.A., Duffie and William A. Beckman., « Solar

Engineering of Thermal Processes » by John Wiley &sons 2 nd edition New York (1991).

[2] Daguenet M., « les séchoirs solaires théoriques etpratique » Unesco, (1985).

[3] P. Florent, G. Lauton, M. Lauton « Outils et modèlemathématiques – Equations et systèmes différentiels »Tome IV, les presse de l’université du Québec & Vuibert,1986 : pp 37-40.

[4] Ong K.S « Thermal performance of solar air heaters:mathematical model and solution procedure » SolarEnergy Vol. 55, No.2, pp 93-109, (1995)

[5] Youcef A., Desmons J.Y., Abene A., Messaoudi H.,Le Ray M., « Numerical and experimental study of thedrying of a potato in forced convection in a drier withracks » Environnement and solar 2000, Mediterraneanconference for, 16-17 Novembre (2000) pp 175-180,IEEE.

[6] Ch.Perrin de Brichambaut et Ch Vauge., « Le GisementSolaire – évaluation de la ressource énergétique »Lavoisier. Tec & Doc Paris 1982.

[7] Philippe Chouard, Henri Michel, Michel F, Simon., «Bilan Thermique d’une Maison Solaire, méthode decalcule rapide » Editions Eyrolles 1979.

[8] Michel Capderou « Atlas Solaire de l’Algérie – AspectGéométrique – Synthèse Géographique » Tome 3 Volume2 : OPU -1986 pp

[9] « Atlas Climatologique National » Ministère destransports – Office National de la Métrologie – partie 1 :Recueil de données ; station : Adrar période 1975-1980.

[10] Frank K., « Mechanical Engineering Handbook », Editor-in-chief, Boca Raton: CRC Press LLC, (1999).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Etude Des Performances Thermique Des LocauxD’habitation En Utilisant Des Techniques Passives En

Régions Semi-Arides

N. OUDJEHANILaboratoire de Technologie des Matériaux et de Génie des

Procédés, Université de BejaiaTarga Ouzemour, 06000 Béjaia, Algérie


A.TAHAKOURTLaboratoire de Technologie des Matériaux et de Génie des

Procédés, Université de BejaiaTarga Ouzemour, 06000 Béjaia, Algérie

E-mail: [email protected]

Résumé: — Le confort thermique est estimé essentiellement enfonction des paramètres climatiques extérieurs. L’objectif visédans le cadre de ce travail est l’obtention d’un niveau deconfort thermique en ayant une consommation énergétiqueoptimale. Le moyen le plus efficace, pour cela, est d’éviter lerecours abusif à des systèmes de conditionnement d’airenergivores. Cela permettra de réduire l’impact des systèmesénergétiques conventionnels sur notre environnement.

Cette étude permet d’établir des recommandationsquantifiées qui influent sur le confort thermique et cela dans lecadre de l’enrichissement d’une réglementation thermiquedans le secteur du bâtiment en Algérie.

Pour atteindre cet objectif, nous avons procédé, en unpremier temps, à une étude bioclimatique globale, suivie d’uneévaluation du comportement thermique des bâtimentsmodernes sous les conditions climatiques d’une régions semi-aride, et étudier leur améliorations par des techniques passives.Des simulations ont été faites en utilisant un logiciel thermiqueTRNSYS.

Les résultats obtenus, nous ont permis d’avoir une idée surla meilleure structure massive de l’enveloppe avec une toitureinclinée en tuile, ainsi que l’ordre de grandeur de latempérature ambiante du local, l’effet de l’inertie qui sembleêtre la solution la plus efficace du point de vue énergétique.

Mots clés : Comportement thermique, modélisation thermique,chauffage, climatisation, TRNSYS.

Abstract: — Thermic comfort is estimated with regard toexternal climatic parameters. The achievement of thermiccomfort, with an optimum energetic consumption, is theobjective of this work. The most effective way, for this, is toavoid abusive uses of air-conditioning systems. This wouldpermit the reduction of the impact of the conventionalenergetic systems on the environment.

This study enables to set up quantified recommendationswhich would have an effect on thermic comfort. This is in thefield of enriching a thermic regulation in the field of buildingin Algeria.

To achieve this objective, we proceeded, at first, with aglobal bioclimatic study, followed by an evaluation of thethermal behaviour of the modern buildings under the climaticconditions of an area, and to study their improvements bypassive techniques. Simulations were made by using a thermalsoftware TRNSYS.

The results obtained, have permitted to get an idea on thebest massive structure of the envelope with a roof inclined intile, as well as the range of high temperature of room, the effectof the inertia which seems to be the most efficient solution.

Key words: Thermal behaviour, thermal modelling, heating,Air-conditioning, TRNSYS.

I. INTRODUCTION

L’Algérie, riche en gaz et en pétrole ne s’est intéressésérieusement à la rationalisation de l’utilisation de l’énergiequ’à la fin des années 80. Les secteurs résidentiels ettertiaires sont les premiers consommateurs d’énergie, dontl’estimation est de 46% de l’énergie finale et de 28% del’énergie primaire [1]. Le niveau de consommation de cesecteur, est l’une des préoccupations majeures expriméesdans le cadre du modèle de consommation énergétiquealgérien.

Actuellement, dans les centres de vie, la solution la plusfacile pour maintenir le confort consiste à installer deséquipements techniques nécessaires dans chaque local.Cependant, cette solution pose de nombreux problèmes, à lafois sur le plan de la qualité de l’ambiance, de l’économie etde l’environnement. Une augmentation de la consommationénergétique contribue à la dégradation du microclimat.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

Confronté à ce problème, nous sommes tenus derépondre à des impératifs, économique et de confort. Eneffet, la solution consiste à assurer un niveau de confortthermique acceptable avec une consommation énergétiqueoptimale. La démarche adoptée dans ce cadre, s’articuleautour de l’étude climatique, microclimatique etbioclimatique de la région d’étude.

Notre objectif consiste dans l’enrichissement des travauxayant trait à la réglementation technique relative à laconsommation de l’énergie dans le secteur du bâtiment et lapromotion de la recherche et du développement dans ledomaine de l’efficacité énergétique. Aussi, le but de notreétude, est d’évaluer le comportement thermique desbâtiments modernes sous les conditions climatiques d’unerégion semi-aride, notamment Djelfa, et d’étudier leursaméliorations par des techniques passives. On a pu réaliserdes simulations, en utilisant le logiciel de simulationthermique TRNSYS [2].

II. ANALYSE CLIMATIQUE GLOBALE DE LA REGION DEDJELFA

Le climat a toujours joué un rôle déterminant dans ladéfinition de la forme du bâtie, il intervient à coté d’autresfacteurs aussi importants tel que le social, le culturel, etl’économique. Le rôle de l’architecte et du thermicien est depouvoir concilier entre les exigences de l’homme et sonenvironnement. Ceci doit passer par une étude climatiqueglobale de la région d’implantation du projet.

A. Le microclimat de l’Algérie:A l’instar des villes du nord, le développement de la ville

de Djelfa s’est fait en marginalisant les caractéristiquesclimatiques des régions. La prolifération des massesbétonnées et des larges rues asphaltées a contribué à ladétérioration du microclimat. Cet état s’est aggravé en étépar la chaleur dégagée des appareils de climatisation, lesmoyens de transport terrestre et surtout l’absence des espacesde végétations et des plans d’eau. L’ensemble desconstructions modernes (immeuble de 4 à 5 étages) à Djelfademeurent caractérisées par :

· Une dispersion des citées urbaine, exposant ainsi lebâtiment aux contraintes climatiquesparticulièrement solaire.

· Une orientation arbitraire des bâtiments où le mêmeprototype peut être soumis à diverses orientationsavec des façades comprenant de larges baies vitrées.

· Un choix inadapté des matériaux de constructionutilisés.

La première conséquence, le bâtiment ne performe plusavec son environnement. Le déficit du confort thermique estcompensé par un usage energivores des équipementsconventionnels [3]

B. Caractéristiques générales du climat de Djelfa :Djelfa est une ville située dans la partie centrale de

l’Algérie du nord, son climat est nettement semi aride avecune nuance continentale. Il est semi aride dans les zonessituées dans les parties du centre et du nord de la Wilayaavec une moyenne de 200 mm à 350mm d’eau de pluie paran et aride dans toute la zone située dans la partie sud de laWilaya et qui reçoit moins de 200mm d’eau de pluie enmoyenne par an [4]

Des écarts importants sont observés entre lestempératures journalières, saisonnières et interannuelles.Ainsi, il est enregistré en écart de 33°C entre le mois le pluschaud et le mois le plus froid. La température minimaleabsolue est, à l’exception des mois de Juin, Juillet, Août etSeptembre, inférieure à 0°C. Les mois les plus chauds sontJuin, Juillet et Août avec un maximum pour ce dernier [5]

Les vents sont caractérisés par leur intensité et leurfréquence. Cependant, la principale caractéristique des ventsdominants dans la région est matérialisée par la fréquence dusirocco, d’origine désertique, chaude et sèche, dont la duréepeut varier de 20 à 30 jours par an.

C. Analyse Bioclimatique :Selon le diagramme bioclimatique, les données

climatiques de Djelfa tombent au-delà de la zone de confortpour l’hiver et l’été. L’inertie élevée de l’enveloppe, lafourniture de ventilation de nuit et le refroidissement parévaporation devraient améliorer le confort thermique en été.La saison d’hiver exigerait le chauffage et c’est en dépit de lafourniture de gains internes [6].

III. DEMARCHE GLOBALE

Afin d’évaluer et comparer l’impact thermique de diversparamètres de bâtiment, il faut faire une évaluation ducomportement thermique du bâtiment. Pour cela, nous avonssimulé des locaux (multi zones) qui est implanté dans larégion de Djelfa. La simulation a été faite à l’aide du logicielTRNSYS 15 [2].

A. Présentation du localLe modèle pris dans notre étude est schématisé dans la

Figure 1. Il est supposé être construit sur une terre pleine.Ses grandes façades sont orientées vers le sud et le nord, lesouvertures sont disposées sur la façade orientée vers le sud.

Figure 1. Schéma du local simulé

10 m

5

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

B. Présentation du logiciel TRNSYSTRNSYS (A Transient System Simulation Program) est

un programme informatique de simulation d’échangesthermiques en régime transitoire, écrit dans ANSII Fortran77. Il a été développé aux Etats-Unis par le « SolarLaboratory » de l’université de Madison, Wisconsin [2].

Il permet de simuler les performances d’un système dechauffage, de ventilation ou de climatisation solaire ou pas,faisant partie d’un bâtiment soumis à diverses conditionsclimatologiques. Ce programme comporte plusieurs modulespermettant de simuler le fonctionnement d’un problèmequelconque à partir d’un nombre d’éléments interconnectésles uns aux autres, il permet d’intégrer de nouveauxcomposants sans affecter la structure ou l’organisation del’ensemble.

C. Etude paramétrique:Afin d’opter pour les meilleurs paramètres du bâtiment à

incorporer dans le procédé de construction, une analysegraduelle des moindres changements de ces paramètres esteffectuée. Dans cette analyse, trois catégories principales ontété considérées :

· L’impact de la modification du type du toit.D’abord, un toit avec une toiture inclinée en tuile,puis, le deuxième cas, un toit en terrasse inaccessibleavec un plancher en corps creux.

· La deuxième catégories à examiner est l’impact dediverses propriétés externes du mur, deux types delocaux testés, l’une basée sur des matériaux deconstruction utilisés dans les constructions actuelles(Double cloison en brique) [7] et l’autre lourde(brique pleine avec isolant) [8].

· En conclusion, variation de l’épaisseur optimale del’isolant.

IV. ANALYSE ET RESULTATS

Puisque l’objectif de cette étude est d’évaluer lecomportement thermique des locaux en utilisant les procédéspassifs de conditionnement d’air, les résultants sont présentésen termes de température effective. C’est le paramètre le plusapproprié pour évaluer le confort thermique.

A. Effet de toitureLes résultats sont présentés sur la figure 2. On signale

qu’aucun système de chauffage et de climatisation n’a étépris en compte.

Nous constatons, en étudiant l’évolution libre destempératures résultantes, qu’en hiver, c’est dans le local entoiture inclinée que la température d’air intérieur résultanteest plus élevée (Figure 2.1). Par ailleurs, en été, on constateque la température intérieure est plus élevée dans le local enterrasse (Figure 2.2) et qui est loin de la température duconfort. Par contre, le local en toiture inclinée, la température

diminue et cela est du au débord de la toiture qui réduit lapénétration des flux solaires directs.

0 1 0 20 30 40 5 0 60 70 8 0

-4

-2

0

2

4

6

8

1 0

1 2

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

T em p s (H eu re s)

T e x t T in t so u s d a lle T in t so u s to i tu re

Figure 2.1 : Journée Type De Janvier

0 10 20 30 40 50 60 70 80

22

24

26

28

30

32

34

36

38

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

Te m ps (H eures)

Text Tint sous dalle Tint sous to itu re

Figure 2.2 : Journée Type De Juillet

Figure 2 : Effet de la toiture sur la température intérieure

Conclusion :L’essai sur les divers types de toiture montre qu’il y a

peu de variation de température en été et en hiver.Cependant, en période estivale, le comportement thermiqueest plus stable dans le local construit en tuile. La températurediminue jusqu’à 3°C ce qui est un résultat substantiel dû audébord de toiture qui permet de protéger les ouvertures et deréduire la pénétration des flux solaire directs.

B. Effet de la masse thermiqueLe choix des matériaux de construction, joue un rôle

important dans le confort des locaux. En effet, l’inertie d’unbâtiment réduit et retarde l’effet des conditions extérieures(déphasage et décalage). Par conséquent, cette stratégie deconception est particulièrement adaptée au climat où ladifférence de température entre le jour et la nuit estimportante.

Les résultats sont présentés sur la Figure 3. on rappellequ’aucun système de chauffage et de climatisation n’a étépris en compte.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

0 10 20 30 40 50 60 70 80

-4

-2

0

2

4

6

8

10

12

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

Tem ps (Heures)

Text Mur actuel Mur lourd


0 10 20 30 40 50 60 70 80

22

24

26

28

30

32

34

36

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

Temps (Heures)

Text Mur actuel Mur lourd


Figure 3 : Effet de la masse thermique sur la température intérieure

Dans le cas de ces locaux, on obtient la même évolutionde la température intérieure résultante comme pour le cas deslocaux précédents, aussi bien en hiver qu’en été (Figure 3.1et Figure 3.2), mais une amélioration dans le cas de laconstruction lourde, surtout en période estival.

Conclusion

Les résultants de la simulation montrent des écarts detempérature importants entre les deux types de locaux, ce quiest loin d’être négligeable dans le bilan final d’un local. LaFigure 3, montre bien le rôle de la masse thermique sur latempérature ambiante intérieure dans le cas des climats àfortes variations de température diurne et nocturne. Celle-cipermet le déphasage du pic de la chaleur ayant lieu le jour,vers la fin de l’après midi.

C. Effet de l’épaisseur d’isolantAfin d’optimiser l’épaisseur de l’isolant utilisé, nous

avons simulé deux types de locaux, l’un avec une épaisseurde 3cm et l’autre avec 5cm.

L’analyse de la Figure 4 montre que pour l’épaisseur de0.05m, la température intérieure a augmenté de 1.5°C en

hiver, et en été, elle a diminué par rapport à l’isolantd’épaisseur 0.03m.

0 10 20 30 40 50 60 70 80

-4

-2

0

2

4

6

8

10

12

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

Temps (Heures)

Text Ep 0.03m Ep 0.05m


0 10 20 30 40 50 60 70 80

22

24

26

28

30

32

34

36

Tem

péra

ture

inté

rieur

e (°

C)

Temps (Heures)

Text Ep 0.03m Ep 0.05m


Figure 4 : Optimisation de l’épaisseur de l’isolant

ConclusionConcernant l’épaisseur optimale de l’isolant, les résultats

de la simulation montrent que la température intérieure restepeu sensible aux variations de la température extérieure pourune épaisseur de l’isolant de 0.05m.

V. CONCLUSION GENERALE

Cette étude préliminaire des performances thermiquesdes locaux situés dans une région semi-aride, jette les basesd’une future étape, qui consistera à faire une évaluationchiffrée du taux de couverture énergétique aussi bien en étéqu’en hiver. En effet, après avoir montré l’utilité du choixd’une construction avec la toiture inclinée en tuile dans laréduction de la température intérieure du local, nous avonsmontré que les techniques passives ne suffisent pas à ellesseules pour maintenir une température de confort acceptable,d’où l’intégration d’une construction lourde et l’épaisseuroptimale d’un isolant permettant une nette amélioration desperformances thermiques. Comme il est à retenir l’impactéconomique de notre démarche, puisqu’elle réduit lesniveaux de consommation énergétique.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

REFERENCES

[1] A. Yasef, “Eléments pour une politique énergétique nationale,” Proc.1ère Symposium du comité Algérien d’énergie, Alger, 25-26Novembre 1996.

[2] Klein SA, Beckman WA, Mitchell JW, Duffie JA, Duffie NA,Freeman TL et al, “TRNSYS manual,” University of Wicansin 1998.

[3] Dj. ZEGAOUI, « De la ville, parlons-en, » Revue bimestrielleAMENHIS n°14 / Mai/ Juin 2007

[4] M. Capderou, « Atlas solaire de l’Algérie, » Tome 2, OPU1985Algérie.

[5] Office national de météorologie, Alger 2002.[6] L. Sriti, K.Tabet Aoul, “Etude et optimisation de la performance

thermique de l’habitation individuelle contemporaine, cas d’étudeBiskra,” Seminar on renevable energy, 11-12 Novembre 1996,Algérie.

[7] EDUMITRIU- VALCEA, “Isolation thermique des constructions enAlgerie, » Entreprise nationale du livre. Edition n°998/81 Alger 1986

[8] Commission Européen, “Nouvelle solution dans l’utilisation del’énérgie « caratéristique pour un bâtiment méditerranéen », » JRC1999.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Etude expérimentale d’un distillateursolaire plan amélioré

Noureddine RETIELUniversité de Mostaganem, Département de Mécanique

B.P.300 27000 Mostaganem, Algé[email protected]

Faouzi ABDESSEMED et Mohamed BETTAHARUniversité de Mostaganem, Département de Mécanique

B.P.300 27000 Mostaganem, Algérie

Résumé—Il s’agit dans ce travail de la mise en place d’unbanc d’essai expérimental d’un modèle de distillateur plan àeffet de serre. Le problème à traiter consiste à améliorer laproduction d’eau distillé en apportant des modifications sur cenouveau modèle de distillateur avec l’utilisation d’unréflecteur plan pour augmenter le flux solaire global reçu,l’utilisation d’un système de préchauffage d’eau d’appoint dudistillateur et enfin l’utilisation d’un absorbeur ondulé pouraugmenter la surface d’absorption du flux solaire. Une série detest ont été faite pour voir l’efficacité apporté par chacun deces éléments

I. INTRODUCTION

L’eau représente l’élément essentiel à toute vie sur terredepuis la création de l’univers à tel point qu’elle est trèsabondante sur notre planète et elle est estimée à 1380millions de km3, malheureusement 97,2 % est constituéd'eau de mer inutilisable directement. L'eau douce disponible(lacs, fleuves, eaux souterraines), ne représente que 0,07 %de la ressource totale soit environ un million de km3. Mais larépartition de cette eau est très inégale. En effet, dix pays separtagent 60 % des réserves d'eau douce et vingt-neuf autresprincipalement en Afrique et au Moyen-Orient, sont aucontraire confrontés à une pénurie chronique d'eau douce.L’Algérie fait partie des pays qui ont subit une perturbationde sa pluviométrie provoqué par les changement climatiqueobservés lors de ces dernières décennies ce qui amalheureusement réduit l'impact attendu des ouvrages demobilisation (barrages et forages) de le ressourceconventionnelle.

L’Algérie qui est actuellement en situationéconomique confortable a choisi de s’impliquer fortementdans le dessalement d’eau de mer pour alimenter en eaupotable une population d’environ 11 millions d’habitantsrépartie sur un littoral de 1200 km ainsi qu’une industriegrande consommatrice d'eau se trouvent à proximité de lamer.

Au dix usines de productions déjà opérationnelles,le pays souhaite en rajouter 33 autres d’ici 2019 et doubler

les capacités journalières actuelles qui s’élèvent à 1,04million de m3[1]L’inconvénient majeur de ces systèmes est qu’ils sont trèscoûteux. Les installations sont peu rentables, les quantitésd’énergie nécessaires au chauffage ou à la compression del’eau sont trop élevées, et les volumes d’eau produits tropfaibles. L’utilisation de cette technique de production d’eaupotable reste donc encore très marginale et il estrecommandée que l’utilisation de cette eau dessalée doit êtredestinée principalement aux centres touristiques et lesgrosses industries, situés sur la bande côtière. Pour cetteraison il faut essayé d’améliorer l’efficacité des distillateurssolaire plans à effet de serre dont la construction est simpleet à faible coût. Leurs fonctionnements reposent sur l'effet deserre : le rayonnement solaire chauffe le fond du bassin decouleur noir. Celle-ci émet des infrarouges qui chauffentl'eau salée. L'eau s'évapore et se condense sur la vitre. Le selreste donc sur le fond noir. Les gouttes d'eau puresruissellent ensuite jusque dans les goulottes. On récupèreainsi l'eau filtrée dans ces goulottes.

Suite à un travail précédent [2,3]où nous avons misau point un modèle numérique pour simuler le comportementthermique d’un distillateur solaire plan, cette étude consistedonc à réaliser le même distillateur solaire avec des élémentsqui nous permettront par la suite d’améliorer d’une façonappréciable la quantité d’eau distillée produite.Néanmoins cette quantité est relativement petite par rapportaux autres modes de distillation, mais cet inconvenant estcompensé par le fait que ce procédé ne nécessite que lerayonnement du soleil pour fonctionner.

II. REALISATION DU BANC D’ESSAI

Le banc d’essai est composé d’un distillateur plan àeffet de serre utilisant un absorbeur ondulé pour augmenterla surface d’absorption. Le distillateur est connecté à unsystème d’alimentation en eau salée et à un préchauffeur.Un réflecteur peut être montée sur le distillateur (Fig.1).

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


http://www.lamap.fr/?Page_Id=10&Action=1&Element_Id=494&DomainScienceType_Id=14

http://www.lamap.fr/?Page_Id=10&Action=1&Element_Id=494&DomainScienceType_Id=14


(a)

(b)

Figure.1 Principe de réalisation (a) et dufonctionnement (b) du banc d’essai

En premier lieu le distillateur a été monté seul. Il aété orienté vers le sud conformément à des étudesprécédentes sur l’orientation des capteurs solaires. Lesprélèvements d’eau distillée ainsi que des températures ontété effectués avec une période d’une heure. Par la suite, etpour améliorer la production d’eau distillée, nous avonsutilisé un préchauffeur pour chauffer l’eau d’alimentationavant de l’introduire dans le distillateur. Le préchauffeur aété ensuite enlevé pour être remplacé par un miroir pouraugmenter la quantité du rayonnement reçu par l’absorbeurdu capteur solaire. A son tour le miroir a été enlevé etl’absorbeur plat du distillateur a été remplacé par unabsorbeur ondulé pour porter sa surface de 1 m² à 1,2 m²Enfin, nous avons assemblé tous les éléments (préchauffeur,miroir et absorbeur ondulé) avec le distillateur pour obtenirle maximum d’eau distillée (Fig.2).

Figure.2 Prototype du distillateur assemblée.

III. ETUDE EXPERIMENTALE

Lors du premier essai où le distillateur est montéseul, nous avons pu produire une quantité de 4,1 litres lorsd’une journée du mois de juin (Fig.3). Cette quantité restesatisfaisante du fait de la bonne isolation avec laquelle ledistillateur a été équipé. L’essai a été effectué avec de l’eaudu robinet.Ces résultats montrent que la température maximale (64ºC)est atteinte vers 15h00 (Fig.4), cette température nous apermis d’avoir le maximum de production, car plus latempérature est élevée dans le distillateur plus la productioncroît.Nous avons gardé les mêmes conditions du premier essai etnous avons ajouté un préchauffeur d’eau. Le préchauffeurest monté entre le réservoir R2 et le distillateur, il estalimenté par l’eau froide et alimentera à son tour ledistillateur avec une eau chaude, le distillateur n’aura pas àélever la température de TR2 à Td mais de Tp à Td..D’après la figure 5, nous avons pu produire un volume de5,665 litres de distillat pendant ce deuxième essai, nousavons constaté une augmentation de production de 1,565litres ce qui équivaux à une amélioration de 38,1%

Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

Production horaireProduction cumulée

Figure.3. Production d’eau distillée (Distillateur seul)l

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

Figure.4. Evolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Distillateur seul)

Les paramètres météorologiques pour les deux tests sontpratiquement identiques (juin), alors on peut dire que cetteamélioration est due au préchauffeur et pour être précis, elleest due à la température d’alimentation du distillateur(Fig.6).D’une façon qualitative, l’évolution reste la même, mais sien parle de quantité, on remarque une amélioration de laproduction surtout dans la période entre 12h30 et 16h30.Dans cette dernière, le préchauffeur reçoit le maximum derayonnement qu’il transmet ensuite à l’eau.Nous avons remarqué aussi que le préchauffeur n’est plusefficace au-delà de 18h car le soleil n’atteint plus sa surfacede captation.L’utilisation du préchauffeur est donc d’une grande utilité àla production d’eau distillée. Les travaux de Menina [4] ontmis en évidence l’amélioration de la production d’eaudistillée avec l’utilisation d’un préchauffeur.Une autre possibilité d’augmenter la température de l’eaudans le distillateur, c’est d’augmenter le rayonnementsolaire capter par l’absorbeur en utilisant un réflecteur.

Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200500

100015002000250030003500400045005000550060006500


Figure.5 Production d’eau distillée(Distillateur+Préchauffeur)

Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

80

Figure.6 Évolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Distillateur+Prechauffeur)

L’utilisation de ce dernier augmentera le rayonnement reçupar l’absorbeur du distillateur (par réflexion sur le miroir).Nous avons calculé la surface éclairée par le miroir, elle estde 0,63 m² dans la période avoisinante de midi, cette surfacereprésente le maximum, car avant et après cette période lasurface diminue car une partie d’elle n’affecte pasl’absorbeur. Il en existe un moyen pour remédier à cetinconvénient, c’est l’utilisation d’un système mécanique desuivi, mais cela est coûteux et difficile à réaliser.Le miroir a une surface de 1m² et il est placé avec un anglede 8° par rapport à la verticale, cet angle nous donnera unbon compromis entre la réflexion sur la vitre du distillateuret la surface de la projection du rayonnement réfléchie par lemiroir. Nous avons produit une quantité de 5,12 litrespendant la journée (Fig.7), une différence de 1,02 litres est ànoter, ce qui nous a donné une amélioration de 24,8%. Cetteamélioration est moins importante par rapport à celle dupréchauffeur du fait que le miroir n’affecte qu’une partie del’absorbeur.

Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200

1000

2000

3000

4000

5000

6000


Figure.7 Production d’eau distillée (Distillateur+Miroir)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

Figure.8 Évolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Distillateur+Miroir)

Même avec une orientation fixe du miroir, nousavons pu améliorer le rendement du distillateur, le miroir acomme même des avantages d’encombrement par rapport aupréchauffeur, car il ne prend aucune surface au sol, d’oùsont utilité quand la surface de travail est restreinte.Le miroir et le préchauffeur ont pratiquement la mêmepériode d’efficacité (11h à 16h).L’utilisation de l’absorbeur ondulée est sans doute le moinsefficace, mais toute amélioration sera prise en compte, ilnous a obligé à augmenter la lame d’eau ce qui induit à unediminution de la production, car cette plaque doit êtrecomplètement immergée. L’amplitude de la plaque onduléeest de 1,5 cm alors il a fallu assurer une épaisseur plusimportante d’eau 1,8 à 2,0 cm ce qui équivaux à 18 à 20litres d’eau à distiller. Si on allonge la plaque ondulée dontla dimension extensible est de 1 m, on aura une longueur de1,2 m, ce qui fait que nous avons augmenté la surfaced’échange de 0,2 m² avec une double surface d’échangeinférieure et supérieure.Le sens de l’ondulation aussi a son importance, on doitplacer la plaque de telle sorte que les parties hautes del’ondulation ne créent pas d’ombre sur la surface del’absorbeur. Il est important de préciser que l’absorbeurondulé n’est pas collé au distillateur, mais il est simplementposé sur la surface interne du distillateur ce qui fait quel’eau ce trouve en dessus et en dessous de ce dernière d’oùune double surface d’échange.Le résultat obtenu n’est pas satisfaisant, mais nous avonscomme même réussit à améliorer d’une manière trèsmodeste le rendement, la différence de quantité est de375ml (Fig.9) égale à 9,1% de la production initiale.

Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200

1000

2000

3000

4000

5000Production horaireProduction cumulée

Figure.9 Production d’eau distillée (Distillateur+absorbeur ondulé)

Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

Figure.10 Evolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Distillateur+absorbeur ondulé)

Le dernier test consiste a assemblé tout les éléments enmême temps, car La quantité de production sera maximaleainsi que la température à l’intérieur du distillateur.L’assemblage se fera comme il a été montré sur les figures 1et 2.

Pour un meilleur rendement nous avons jugé justede ne pas monter le préchauffeur la première heure, nousl’avons remplie puis laisser s’échauffer jusqu'à unetempérature d’au moins 45°C (temps de démarrage), ledistillateur en ce moment est à moitié plein. Quand lepréchauffeur sera monté alors il alimentera le distillateuravec une haute température convenable pour une bonnedistillation.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000


Figure.11 Production d’eau distillée(Distillateur+préchauffeur+miroir+absorbeur ondulé)

Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

80

Figure.12 Évolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Distillateur+préchauffeur+miroir+absorbeur ondulé)

On combinant touts les éléments nous avons pu produireune bonne quantité d’eau distillée de 6,485 litres (Fig.11),soit une amélioration de 2,020 litres qui équivaux à unpourcentage de 58,1%, et la température dans le distillateura atteint une température de 72°C (Fig.12), cettetempérature est due principalement à l’effet du préchauffeuret du miroir, et l’absorbeur ondulé a pour but d’augmenter lasurface d’échange de chaleur et d’absorption durayonnement.Nous avons également fait des essais en utilisant de l’eau demer. Cela nous a permis d’améliorer encore plus lerendement à cause des caractéristiques thermophysiquesfavorables (l , Cp , densité).

Temps Légal

Prod

uctio

n(m

l)

8 10 12 14 16 18 200

1000

2000

3000

4000

5000

6000Eau douceEau salée

Figure.13 Production d’eau distillée (Eau de mer et eau douce)

Temps Légal

Tem

péra

ture

(oC

)

8 10 12 14 16 18 200

10

20

30

40

50

60

70

80

Eau douceEau salée

Figure.14 Évolution de température de la masse d’eau dans le distillateur(Eau de mer et eau douce)

La différence de température entre l’eau douce etl’eau de mer est due au fait que la capacité calorifique del’eau salée est plus faible que celle de l’eau douce (Fig.14).L’eau salée se chauffe et se refroidie plus rapidement. Latempérature maximale de l’eau salée est supérieure à cellede l’eau douce. Pour les mêmes raisons la températureminimale de l’eau salée est inférieure à celle de l’eau douce.La différence de température provoque évidemment unedifférence de production (Fig.13).

Après ces tests, nous avons pu déduire que le préchauffeur ale meilleur rendement par rapport aux autres éléments(Fig.15), mais du fait qu’il occupe une surface au sol ilserait plus intéressant d’agrandir la surface du distillateur.Pour le miroir, ce dernier n’a pas d’inconvénient majeurhormis sa fragilité, il doit être manipulé avec une très grandevigilance. L’absorbeur ondulé nous offre une plus grandesurface d’échange mais il nous oblige à utiliser uneépaisseur conséquente d’eau à distiller ce qui diminue laproduction.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Prod

uctio

n(m

l)

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000D seulD+PD+RD+AOD+P+R+AO

Figure.15 Production d’eau distillée pour les différents types de distillateur

IV. CONCLUSION

Dans le cadre de ce travail, nous avons réalisé un prototyped’un distillateur solaire plan classique sur lequel nous avonsessayé d’apporter quelques améliorations pour augmenter laproduction d’eau distillée.

Les essais de notre distillateur nous ont permis demettre en évidence les effets de chaque élément dudistillateur (isolation, préchauffeur, miroir et absorbeur).Chacun de ces éléments a été testé seul, ensuite l’ensemblede ces éléments ont été assemblés pour obtenir une quantitéd’eau distillé considérable. Le préchauffeur a le meilleurrendement par rapport aux autres éléments, mais du faitqu’il occupe une surface au sol il serait plus intéressantd’agrandir la surface du distillateur.

REFERENCES

[1] www.mre.gov.dz/eau/ress_non_convent.htm.[2] N. Retiel, Modélisation thermique d'une installationsolaire de dessalement d'eau de mer, Séminaire Nationalsur l'Eau et l'Environnement SN2E 2005, Béchar.[3] N. Retiel., Amélioration de l’efficacité d’un distillateursolaire plan, 1ére Conférence Nationale de Mécanique etIndustrie – Mostaganem 2005.[4] R. Menina & al., Etude expérimentale de l’effet depréchauffage sur la productivité d’un distillateur solaire(Type : Hot-Box), Revue des Energies Renouvelables :Journées de thermique (2001), pp.145-150.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Étude des performances d’un séchoir solaire

Sabri Youcef-Ali, docteur d'état en EnergétiqueSNC Frères Youcef-Ali Etudes Techniques Tous Corps d'Etat

PROMOBAT EST, Nouvelle Ville (UV05) Ain El BeyBâtiment B N°05 Commune El Khroub W. Constantine

[email protected]

Préparation de l'Habilitation à Diriger les RecherchesLaboratoire de Mécanique et d’Énergétique, Université de

Valenciennes et du Hainaut-Cambrésis,

Le Mont Houy – 59313 Valenciennes Cedex 9, France

Résumé— La capacité de production du séchoir solaire peutêtre chiffrée par le coefficient d’efficacité « Ef » que nousdéfinissons par la masse à sécher par unité de temps. Cecoefficient dépend des paramètres aérothermiques et de lamasse totale contenue dans le séchoir. Dans ce document, nousexaminons ses variations en fonction des paramètres surlesquels nous pouvons agir. Avant tout, nous évoquonsbrièvement le modèle théorique élaboré qui régit le code decalcul permettant de simuler le comportement de la chaîneénergétique capteur-séchoir fonctionnant en convection forcée.Ce code a déjà été validé par un grand nombre demanipulations expérimentales. Cette validation nous permettrade tester les possibilités de la chaîne étudiée et de dégagercertains principes permettant d’en tirer le maximum deproduction.

I. INTRODUCTION

La conservation de longue durée des fruits et végétauxpréservant leurs qualités nutritives, nécessite un traitementqu’on appelle séchage. Nous présentons dans ce documentune étude sur le séchage de la pomme de terre en utilisantcomme source de chaleur un capteur plan à air, relié àl’armoire de séchage, source la plus souvent utilisée dans lespays où l’ensoleillement est important.Afin de prédire les performances en convection forcée de lachaîne énergétique Capteur plan-Séchoir, nous développonsdeux modèles mathématiques séparément ; le premier permetla détermination des performances du capteur plan à air et lesecond, pour lequel les données d’entrée de l’air sont cellesde sortie du capteur, permet de déterminer les cinétiques deséchage. Le modèle qui détermine les performancesthermiques instantanées du capteur plan suppose que lerégime est quasi-permanent et néglige les effets d’inertie. Lemodèle de comportement du séchoir repose sur les équationsde bilan de chaleur et de masse dans les milieux poreux, ettient compte des pertes calorifiques à travers les parois del’armoire de séchage et du phénomène de rétrécissementvolumique du produit qui affecte considérablement laporosité apparente des lits de particules.Des travaux expérimentaux sur le séchage de la pomme de

terre [7] ont permis de valider le modèle théorique de lachaîne énergétique constituant le couplage du capteur plan àair au séchoir.A travers le coefficient d’efficacité que nous définissons parle rapport de la masse de produit à sécher par unité de tempspour une production permanente et continue, nous dégageonscertains principes qui permettent de tirer le maximum deproduction dans les limites de validité du code de calcul.Citons quelques travaux [4] dans lesquels les chercheurs ontutilisé le même dispositif expérimental. Ils ont proposé unecorrélation permettant de calculer le temps de séchagemoyen mensuel pour un système de séchage de riz paddy, enfonction de paramètres utilisant les données climatiques deBangkok.

II. DISPOSITIF EXPERIMENTAL

Nous disposons d’un séchoir solaire indirect,fonctionnant en convection forcée, relié à un capteur à air(Fig. 1), le système est sans stockage ni recyclage d’air. Leproduit épluché et coupé en rondelles de 3 mm d’épaisseur etdont le diamètre moyen est de 4 cm (calibre du produitutilisé), est réparti sur les trois premières claies de l’armoire.Cette unité de séchage est alimentée par de l’air chauffé àtravers un capteur solaire muni d’ailettes placées dans laveine d’air mobile. Ce fluide caloporteur est aspiré par unventilateur fixé à la sortie du séchoir afin d’avoir une bonnedistribution de l’air. L’armoire de séchage en bois,d’épaisseur eb = 0.015 m, a une section transversale de 0.875m x 0.50 m et une hauteur de 0.90 m.

La variation de l’intensité de flux global incident sur lecapteur plan à air, pour un débit d’air fixé, est obtenue parl’éloignement ou le rapprochement de la source artificielleutilisée pour simuler le rayonnement solaire incident.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Fig. 1. Schéma du dispositif expérimental utilisé

III. MODÉLISATION

A. Capteur plan à airLe capteur plan à air utilisé est à simple passe arrière

entre l’absorbeur et la plaque d’aluminium placée surl’isolant. Il est muni d’ailettes placées dans la veine utile quipermettent d’améliorer ses performances.

La méthode choisie, pour la modélisation et l’étude desperformances du capteur plan à air, est celle suivie parHottel, Whillier et Bliss car la variation de la température àl’entrée du capteur est faible et les performances que nousdéterminons sont instantanées. Cette méthode suppose que lerégime est quasi-permanent et que les éléments du capteurplan à air se trouvent chacun à une température moyenneconstante ; elle néglige donc les effets de l’inertie thermique.En introduisant le coefficient global de perte thermique entrel’absorbeur et l’air extérieur UL [3], la puissance utileapportée par l’air sortant du capteur plan s’écrit :

( ))TT(UΦ)ατ(FQ afeLgnvRu --=En introduisant la surface de captation A du capteur plan, lecoefficient global de transfert air-absorbeur FR s’écrit :

÷÷÷

ø

ö

ççç

è

æ--= )

Cp.

m

AUF'(

AU

Cp.

mF

f

L

L

fR exp1

B. SéchoirEn ce qui concerne le séchoir, pour lequel les données

de l’air à d’entrée sont celles de sortie du capteur plan, nousélaborons un modèle mathématique en adoptant la méthodeutilisée auparavant [8]-[10] pour les séchoirs à convectionforcée, où nous tenons compte du rétrécissement volumiqueet de la variation des propriétés physiques et thermiques duproduit en fonction de sa teneur en eau et de sa température.Nous tenons compte également des pertes à travers les paroislatérales du séchoir dans les lits de particules.

Pour chaque lit de particules, les équations deconservation de chaleur et de masse s’écrivent :

)()(2

1fspivfpipepicp

pibbb TThTTh

dt

TdCpeρ ----=

)(

)()(2

1

TTh

TThTThdtTd

Cp

apevv

pipecpcpercpe

bbb eρ

--

----=

)(

)()(

TTSh

TTShdxTd

WCpCpVG

pifspvfpi

prfsfprvfprfs

vfsas

--

--=+

dt

dML

TTV

Sh

dt

TdMCpCpε

vprs

prfsl

fprvfpr

preprsprs

ρε

ρ

)1(

)()()1(

-+

-=+-

dt

dM

Gdx

dW ρε prss

)1(1

--=

fsT est la température moyenne de l’air asséchant danschaque lit.La vitesse de séchage est donnée par le modèle de transfertde Combes [2], en fonction des pressions partielles [6] :

)273(

))()((

+

-=

TR

STPTPH

dt

dM-m

fsv

fprfsvprsatmprs

)(T prsatP : pression de vapeur d’eau saturante à la

température )T( pr de la surface du produit (Pa),)(T fsvP : pression partielle de vapeur d’eau dans l’air (Pa).

- Le coefficient de transfert de masse global s’écrit [2] :

hh

hh

mime

mimemH

+=

- Pour un lit fixe de particules, le coefficient de transfert demasse externe hme est donné par [1].- Pour une couche fine de rondelles de pomme de terred’épaisseur 3 mm, le coefficient de transfert d’humiditéinterne moyen hmi est donné par [9].

IV. RÉSULTATS ET DISCUSSION

Dans un processus de séchage en régime permanent etcontinu, le coefficient d’efficacité mesure la masse deproduit que l’appareil peut sécher par unité de temps, etdépend des paramètres aérothermiques et de la masseinitiale introduite dans l’armoire.

La température à la sortie du capteur plan qui est cellede l’air asséchant à l’entrée de l’armoire, varie dans lemême sens que l’intensité de flux global incident reçu par cecapteur (pour un débit d’air fixé), et dans le sens contrairede la vitesse de l’air (pour une intensité de flux fixée). Nousnous sommes donc proposés d’étudier l’influence de lamasse à sécher sur l’évolution du coefficient d’efficacité en

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


fonction de ces deux paramètres, lorsque le capteur plan estrelié à l’armoire de séchage. Les conditions de l’air sontprises dans un cas proche de la pratique : Ta=25°C, ja = 60% et Tfe = 27,5 °C.

Dans le cas où les conditions météorologiques seraientvariables (en ensoleillement naturel), un coefficientd’efficacité moyen mensuel pourrait être défini avec pourunité de temps le jour.

Le temps de séchage total est défini par le pointd’équilibre hygroscopique entre l’air à l’entrée de latroisième et dernière claie et le produit situé sur cettedernière. Ce point d’équilibre est obtenu par l’équationdonnant l’humidité absolue à base sèche Me de la pomme deterre en fonction de la température de l’air et de sonhumidité relative [5]. En réalité, en fonction de la demandede l’industriel, le taux d’humidité absolue final exigé duproduit a une valeur supérieure à celle calculée par Me, cequi diminuerait le temps de séchage total et améliorerait lesperformances du séchoir.

Par ailleurs, le coefficient d’efficacité est calculé par lerapport de la masse initiale du produit contenu dans leséchoir rapporté à la surface de captation, au temps deséchage total de ce produit étalé sur les trois claies.

A. Influence du débit d’air massiqueLorsque l’intensité de flux global incident sur le capteur

plan est fixée, l’augmentation du débit d’air diminue satempérature à la sortie de celui-ci (Fig. 2), alors que pour unequantité de produit fixée, le coefficient d’efficacité augmentesuite à la diminution du temps de séchage (Fig. 3). Ilsemblerait que les courbes représentatives de l’évolution ducoefficient d’efficacité en fonction du débit (Fig. 3a), tendentvers des valeurs fixes.

Fig. 2. Influence de l’intensité de flux sur l’évolution de la températurede l’air à la sortie du capteur plan en fonction du débit d’air massique (Ta =25 °C, ja = 60 %, Tfe = 27,5 °C).

Pour la plus faible quantité à sécher (5 kg/m²), à partird’un débit d’air Gc = 200 kg/hm², le coefficient d’efficacitédiminue faiblement à cause de la faible augmentation dutemps de séchage puis se stabilise, du fait de l’existence ducompromis entre vitesse et température de l’air asséchant. Ilest évident que l’augmentation de la vitesse de l’airasséchant favorise le séchage, par contre sa températurediminue ce qui réduit les échanges entre l’air et le produit.

Compte tenu du fait que la température de détériorationde la pomme de terre est de 70°C, nous avons indiqué sur lafigure 2 sa valeur limite à ne pas dépasser. Ce qui pour unflux fixé, donne une limite inférieure pour les débits. Parexemple pour une intensité de flux de 900 W/m2 le débitminimal est de 43 kg/hm2. Dans des conditions variables, ilfaudrait tenir compte de cette contrainte par exemple par lamise en place d’un système de régulation qui permettrait,soit d’augmenter le débit d’air soit de créer un mélange d’airfrais avec celui chauffé à travers le capteur plan.

a- Coefficient d’efficacité.

b- Temps de séchage total.

Fig. 3. Influence de la quantité de produit sur l’évolution du coefficientd’efficacité et du temps de séchage total, en fonction du débit d’airmassique (fg = 900 W/m2, Ta = 25 °C, ja = 60 %, Tfe = 27,5 °C)

Pour une valeur fixée du débit d’air massique et un fluxglobal donné, augmenter la quantité de pomme de terre àsécher, permet d’accroître le coefficient d’efficacité (Fig.3a) même si le temps de séchage total augmente (Fig. 3b).

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 40 80 120 160 200 240 280 320Gc (kg/hm2)

Tfs (°

C)

20 W/m² 300 W/m² 600 W/m²900 W/m² 1200 W/m²

Limiteinférieure de

fonctionnement

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0 40 80 120 160 200 240 280 320

Gc (kg/hm2)

E f ((

kg/m

²)/h)

5 kg/m² 10 kg/m² 7 kg/m²

Limite inférieure defonctionnement

0

5

10

15

20

25

30

0 40 80 120 160 200 240 280 320Gc (kg/hm2)

Tem

ps (h

eure

s)

5 kg/m² 10 kg/m² 7 kg/m²

Limite inférieure defonctionnement

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Remarquons qu’au-delà d’une quantité de pomme de terre de10 kg/m², si on essayait de charger d’avantage le séchoir, ilse trouve qu’après sa traversé du premier lit, l’air asséchantse sature en humidité pendant un temps assez long. Sa chutede température, due aux pertes à travers les parois del’armoire, peut entraîner une condensation dans le produitdes lits supérieurs ; dans ce cas il y a adsorption, chose qu’ilfaut éviter car la pomme de terre perd ses qualités nutritiveset même structurelles.

B. Influence de l’intensité de flux global incident sur lecapteurPour un débit d’air massique fixé, l’augmentation de

l’intensité de flux reçu par le capteur plan, accroîtévidemment la température de l’air à la sortie de celui-ci. Parconséquent, pour une masse de produit à sécher donnée, lecoefficient d’efficacité augmente suite à la diminution dutemps de séchage (Fig. 4).

a- Coefficient d’efficacité

b- Temps de séchage total.

Fig. 4. Influence de la quantité de produit sur l’évolution du coefficientd’efficacité et du temps de séchage total, en fonction de l’intensité de fluxglobal incident (Gc = 100 kg/hm2, Ta = 25 °C, ja = 60 %, Tfe = 27,5 °C).

Pour une intensité de flux fixée et un débit massique d’airdonné, l’augmentation de la quantité de produit introduitedans le séchoir accroît là aussi le coefficient d’efficacité (Fig.4a), malgré l’augmentation du temps de séchage total (Fig.4b).

V. CONCLUSION

Cette étude nous a permis d’étudier l’influence, sur lecoefficient d’efficacité (coefficient déterminant pourl’utilisateur puisqu’il mesure les capacités de production duséchoir), des paramètres tels que le débit d’air, l’intensité duflux incident reçu par le capteur plan à air et la quantité depomme de terre à sécher.- Il est d’autant plus élevé que le séchoir est chargé enproduit, sans toutefois dépasser un maximum de 10 kg/m2

de pomme de terre au-delà duquel des phénomènes decondensation et de réhumidification des claies supérieurespeuvent se produire et détériorer le produit. Par contre, si onutilisait un autre produit à faible teneur en eau initiale, ilserait possible de définir une valeur maximale du coefficientd’efficacité en fonction des trois paramètres à savoir ; ledébit d’air, l’intensité du flux incident et la quantité duproduit initiale à sécher.- A flux fixé, le coefficient d’efficacité croît avec le débitd’air, mais tend vers une limite d’autant plus élevée que lamasse introduite au départ est importante.

Il serait intéressant par la suite de voir, dans le cas d’unrégime continu mais instationnaire (fonctionnementégalement la nuit), comment varie ce coefficient d’efficacitédans des conditions de flux incident et de température del’air asséchant variables. Ceci permettrait, à partir d’unebase de données de moyennes statistiques de l’intensité deflux global d’un site quelconque, de prévoir lesperformances du séchoir solaire, en particulier, le temps deséchage moyen mensuel en fonction du débit d’airmassique.

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0 200 400 600 800 1000 1200 1400

Fg (W/m2)

E f ((

kg/m

²)/h)

5 kg/m²10 kg/m²7 kg/m²

0

10

20

30

40

50

60

0 200 400 600 800 1000 1200 1400Fg (W/m2)

Tem

ps (h

eure

s)

5 kg/m²10 kg/m²7 kg/m²IC

RE'07 U

nivers

ity O

f Beja

ia


APPENDIX

A surface de captation du capteur plan à air (m²)Cpind chaleur massique (indices; b: bois, e: eau dans le

produit, f: air humide, fs: air sec, v: vapeur dans l’air,pr: produit humide) (J/kgK)

eb épaisseur de la paroi en bois de l’armoire (m)

E f coefficient d’efficacité (kg/hm²)'F coefficient d’efficacité local de transfert air-

absorbeurF R coefficient global de transfert air-absorbeurG débit massique d’air (kg/h)Gc débit massique d’air par unité de surface de captation

(kg/hm²)Gs débit massique d’air par unité de section de l’armoire

de séchage (kg/sm²)

hind coefficient de transfert (indices ; cp: conductif dans

la paroi, rc: radiatif entre la paroi et la voûte céleste,vfpi: convectif entre la paroi intérieure et l’air, vfpr:convectif entre le produit et l’air, vv: convectif dû auvent) (W/m2K)

H m coefficient de transfert de masse global (m/s)

hme coefficient de transfert de masse externe (m/s)

hmi coefficient de transfert de masse interne propre au

produit (m/s)Lv chaleur latente de vaporisation de l’eau (J/kg)M humidité absolue du produit (kg eau/kg MS).

m débit d’air massique (kg/s)

m prs masse du produit sec contenu dans un lit de

particules (kg)Qu quantité de chaleur utile récupérée par le capteur plan

à air (W/m²)Rv constante caractéristique de l’eau (J/kg eau K)

S fpr surface d’échange entre l’air et le produit disposédans une claie (m2)

S p surface d’échange entre l’air et la paroi intérieure del’armoire de séchage dans une claie (m2)

t temps (secondes)

T ind température (indices; a: ambiante, c: voûte céleste,fe : air à l’entrée du capteur, fs: sèche de l’airasséchant, pe: paroi extérieure de l’armoire de

séchage, pi: paroi intérieure de l’armoire de séchage,pr: surface du produit) (°C)

U L coefficient global de perte thermique entrel’absorbeur et l’air ambiant (W/m²K)

V ind volume (indices; a : air contenu dans un lit departicules, l :apparent occupé par le lit de particules)(m3)

W teneur en humidité absolue de l’air (kg eau/kg as)

Lettres grecques :αn =0,95, coefficient d’absorptivité de l’absorbeure porosité apparente du lit de particulesj s humidité relative de l’air asséchant (%)

Φg flux global reçu par le capteur plan à air (W/m²)

r ind masse volumique (indices; b: bois, prs : produit sec)(kg/m3)

τ v 0,84, coefficient de transmitivité du vitrage

REFERENCES

[1] A. Charreau, and R. Cavaillé, "Séchage (théorie et calculs),"Technique de l’Ingénieur, France, vol. J2480, pp. 1-23, March 1991.

[2] M. Daguenet, "Les Séchoirs Solaires: théorie et pratique," UNESCO,France, 1985.

[3] J. A. Duffie, and W. A. Beckman, “Solar engineering of thermalprocesses,” John Wiley & Sons, Inc (2nd Edition) 1991.

[4] S. Janjai, A. Esper and W. Mühlbauer, “A procedure for determiningthe optimum collector area for a solar paddy drying system,”Renewable Energy, vol. 4, 1994, pp. 409-416.

[5] C. P. McLaughlin and T. R. A. Magee, "The Determination ofSorption Isotherm and the Isosteric Heats of Sorption for Potatoes," J.Food Eng., vol. 35, 1998, pp. 267-280.

[6] M. Sembiring, "Contribution à l’étude des performances technico-économiques d’un séchoir pour fruits et légumes à chauffagespartiellement solaire," Thèse Doctorat, Université de Poitiers, 1990.

[7] S. Youcef-Ali, "Etude numérique et expérimentale des séchoirssolaires indirects à convection forcée: Application à la pomme deterre," Thèse Doctorat, Université de Valenciennes et du HainautCambrésis, mars 2001.

[8] S. Youcef-Ali, J. Y. Desmons, A. Abene, H. Messaoudi and M. LeRay, “Numerical and Experimental Study of the Drying of a Potato inForced Convection in a Drier with Racks,” 2000 MediterraneanConference for Environment and Solar, Beirut, Lebanon, 16-18November 2000, COMPLES 2000, IEEE, Vol. EX493, 2001, pp.175-180.

[9] S. Youcef-Ali, H. Messaoudi, J. Y. Desmons, A. Abene and M. LeRay, “Determination of the average coefficient of internal moisturetransfer during the drying of a thin bed of potato slices”, Journal ofFood Engineering, vol. 48(2), 2001, pp. 95-101.

[10] S. Youcef-Ali, N. Moummi, J. Y. Desmons, A. Abene, H. Messaoudiand M. Le Ray, “Numerical and Experimental Study of Dryer inForced Convection”, International Journal of Energy Research, vol.25(6) , 2001, pp. 537-553.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Possibilités et Limites du Système de Rafraichissementdes Serres Agricoles dans la Zone Climatique duLittoral

L. SERIRUnité de Recherche Appliquée en

Energies RenouvelablesGhardaïa, Algérie

Email: [email protected]

H. BENMOUSSA,Faculté de l’Ingénieur, Université de

BATNABatna, Algérie

K. MESMOUDIFaculté des Sciences, Université de

BATNABatna, Algérie

Résumé — Cette communication présente l’analyse d’uneserre en utilisant deux méthodes Runge-Kutta et semianalytique. Le bilan énergétique a été établi en considérant leseffets de tout les modes d’échanges thermiques, rayonnement,convection, conduction et latent. Pour chaque domaine spectralnous avons tenu compte du fait de la multireflexion. Unmodule dénommé serre basé sur une analyse nodale du systema été crée et intégré dans le programme TRNSYS. Laconfrontation avec des résultats pris sur une référencebibliographique a été faite. Ce model a tété utilisé pour laprédiction du comportement thermique d’une serre dans unsite algérien particulièrement la zone climatique du littoral.L’étude paramétrique a été effectuée dans le but de trouver leseffets du taux de renouvellement d’air et les possibilités et parconséquent les limites du système de rafraichissement pendantune période chaude. Nous avons constaté un phénomènesurprenant à certain moment de la journée et pour le taux derenouvèlement le plus élevé (50/h) de la température interneaugmente et elle est la même que celle pour un taux de (2/h).L’impact de la température du sol et de l’humidité externe surle contrôle de la température à été indiqué.

I. INTRODUCTION

A l’approche de la période estivale les flux entrant dansla serre font que la température augmente en dépassant lesseuils optimums, le rafraichissement est nécessaire pourprévenir les endommagements des plantes. Plusieurs travauxsur la ventilation forcée, dans [1] on a déterminé lesparamètres affectés par plusieurs méthodes de ventilation,dans [2] on a montré l’effet du taux de ventilation sur latempérature interne et la température de la plante.

La spécificité de notre model est que nous avons traité leséchanges radiatifs avec une grande précision, où nous avonstenu compte du phénomène des multiréflexions aussi biendans le domaine grandes longueurs d’ondes que celui des

courtes longueurs d’ondes, c’est une technique que nousavons emprunté de la thermique du bâtiment comme dans[3]-[4] où on a utilisé cette analyse pour la simulation desvérandas.

II. FORMULATION MATHEMATIQUELa serre en tant que système solaire thermique est le

siège de tous les modes de transfert thermique: Echangesradiatifs, convectifs, conductifs et par changement de phasecomme le montre sur Fig.1. Après l’analyse de ces échanges,la modélisation physique d’un tel système consiste en sadécomposition en plusieurs éléments: couverture, airintérieur et sol sous serre; chaque élément ou partied’élément est représenté par un seul nœud. La modélisationmathématique d’un tel système est obtenu en établissant unbilant thermique autour de chaque nœud de la paroi, de l’airintérieur et du sol.

A. HypothèsesDans cette étude nous avons supposé que les surfaces

sont grises en émission et diffusantes en réflexion, quechaque paroi est isotherme et ces deux faces sont à la mêmetempérature, la température du sol extérieur est égale à latempérature de l’ai extérieur, la température et l’humidité del’air intérieur sont supposées uniformes, la température à uneprofondeur de 1 m est supposée constante, elle est égale à latempérature moyenne annuelle.

B. Bilans thermiquesPour une partie de la couverture, la puissance globale

nette sur une partie d’indice i de l’enceinte représentel’énergie stockée par cette partie dans l’intervalle de temps dt

Pour un élément de surface Ai, d’épaisseur Ei et decapacité calorifique C et à une température Ti est la somme

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia



des puissances suivantes : Qsi qui représente la puissance

solaire nette, , Qei est la puissance échangé par rayonnement

avec l’extérieur (sol extérieur et ciel), Qri,j est la puissance

nette échangée par rayonnement avec les autre éléments de lacouverture et le sol sous serre, Qc

ai,i et Qcae,i est la

puissance échangée par convection avec l’air intérieur etextérieur respectivement. Ql

ai,i et Qlae,i représenterespectivement les échanges dus à la condensation àl’intérieur et à l’extérieur de la paroi.

liae

liai

ciae

ciai

rji

ei

si

iii

QQ

QQQQQdtdT

CEA

,,

,,,

++

++++= (1)

L’air intérieur de la serre échange de la chaleur parconvection avec la paroi et le sol, et par infiltration avec l’airextérieur. Le stockage de l’énergie se fait sous deux formes:

• Sous forme sensible:

Le volume de l’aire intérieur Vai volumique Cai à latempérature Tai échange par convection avec la couvertureQc

ai,c et avec le sol Qcai,s.. Qren représente les échanges dus

au renouvellement d’air.

rencsai

caic

aiaiai QQQ

dtdTVC ++= , (2)

• Sous forme latente :

Qlai,c : échange du à la condensation sur la paroi ;

Qlai,s : échange du à l’évaporation du sol ;

Qlai,ae : transfert d’enthalpie entre l’aire extérieur et l’air

intérieur.

L V ddt

Q Q Qai aiai

aicl

ae sl

lai aew

= + +, , (3)

Pour la surface du sol, l’équation du bilan est:

Cet élément de volume Vs et de capacité calorifique Cps

et à une température Ts reçoit une puissance solaire Qss, Qr

ssont, respectivement, la puissance nette échangée parrayonnement entre les autre éléments de la couverture et lesol sous serre, Ql

ai,s représente l’évaporation du sol et Qscnd

représente la conduction dans le sol.

cnds

lsai

csae

cais

es

ss

Ssps QQQQQ

dtdTVC +++++= ,,2

(4)

Pour les nœuds du sol en profondeur, les échangents’effectuent uniquement par conduction. Le bilan du nœudd’indice j est donne l’équation suivante :

C VdTdt

Q Qps jj

j jcnd

j jcnd= -- +1 1, , (5)

Pour l’avant dernier nœuds du sol on a:

CV dT

dtQps

n nn ncnd- -

- -=1 12 12 , (6)

III. RESOLUTIONLa formulation des bilans d’énergie aboutie à un système

d’équations différentielles non linéaires. Cette non linéaritéprovient des termes d’échange radiatifs de grande longueurd’onde (températures apparaissent à la puissance 4), descoefficients d’échange convectif (terme en fonction deDT1 3/ ou DT1 4/ ) et du calcul des humidités saturantes(terme en exponentielle). Pour résoudre un tel système nousavons procédé de deux manières: la première consiste àgarder les termes non linéaires et la résolution par uneméthode purement numérique du type Range-Kutta(méthode d’Euler modifiée). L’autre approche consiste àlinéariser les équations et utiliser une méthode semi-analytique. Dans les deux cas le calcul se fait par itération.Les détaille des cette dernière méthode sont données dans [7]

IV. RESULTATS

A. validationLes résultats de simulation en régime transitoire d’un

système thermique à faible inertie thermique, il s’agit d’unmodule, appelé « Serre », que nous avons développé etintégré dans le programme TRNSYS. Pour valider notremodèle, nous avons utilisé les mêmes données que dans [5].Le problème rencontré lors de la simulation en utilisantdirectement la méthode d’Euler modifiée est que la stabilitén’est obtenue que pour un pas de temps de 1/200 h, ce quin’est pas pratique pour une simulation sur une longuepériode. Ceci est du principalement à la faible inertie desparois car cette méthode n’est stable que si:

D t A E CQ Q Q Q Q Q Q

i i

is

ie

i jr

ai ic

ae ic

ai il

ae il£

+ + + + + +, , , , ,

(5)

L’utilisation de la méthode semi-analytique permet despas de temps plus large. Une simulation, avec les mêmesdonnées, permis de prendre un pas de temps de 1/4 h. Unecomparaison, entre les résultats expérimentaux et les valeurscalculées par les deux méthodes, présentée sur la Fig.2 et laFig.3, en conséquence la méthode semi-analytique est le plussouvent plus précise que la méthode d’Euler modifiée.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 1. Schéma des différents échanges thermiques dans la serre

Figure 2. Comparaison entre les températures mesurées et calculées par la méthode numérique Euler modifié

a. Résultats numérique et discussionNous avons exploité le modèle pour établir une étude du

comportement d'une serre identique à celle décrite par [5] surle site d’Alger qui représente la zone climatique du littoral,.Nous avons représenté le résultat de simulation sur unejournée type du mois de Juin qui correspond au 01 Juin[6].où nous avons montré l'effet du rafraichissement, lespossibilités et les limites de ce mode de rafraichissement envariant le taux de ventilation.

Figure 3. Comparaison entre les températures mesuréeset calculées par la méthode semi-analytique

La serre est dotée de deux extracteurs sur la paroi sud et unebande de tampons constamment mouillés de 0.57 m dehauteur sur la paroi nord les extracteurs avec les tamponsforment un évaporateur rafraîchisseur. Les extracteurs sontcommandés par un thermostat, ils sont mis en marche dèsque la température dépasse 27°C et ils ne s’arrêtent que si latempérature est inférieur à 26°C, le débit maximal desventilateurs est de 26640 m3 /h soit 68 vol/h mais seulement55% passe à travers le bloc mouillé. Les Coordonnées du sited’Alger sont : Latitude : 36,73 N, longitude : 3,25 EAltitude 24 m

Pour une période chaude, les conditions climatiquesextérieures, fig.4 représente l’éclairement global et latempérature extérieure, Fig.5 représente l’humidité relative etvitesse du vent durant la journée type, ces données sont enfonction du Temps Solaire Vrai (TSV), ces données sontgénérées par le module TYPE 54 de TRNSYS,

Figure 4. Eclairement Globl horizontal er température extérieur du sited’Alger 01. juin

rsiQ ,

ci,aeQ

i,aiQi,aiLse,iL

rse,iQ r

sQ es,aiQ

ssQ

siQ

ae,aiQ

ae,aiL

ae,aiL

cdsQ

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 5. Humidité relative et vitesse du vent

Nous remarquons que la réponse de la température pourun grand taux de ventilation (50/h) se traduit par une chutebrusque mais logique de température, de 26°C à 20°C audébut de la ventilation Fig.6.

Paradoxalement nous observons une augmentation detempérature, dans l'intervalle de temps 16h à 16h:30, latempérature à cet instant pour un taux de 50/h dépasse latempérature correspondant à un taux moyen (10/h) et elle lamême que celle obtenu avec un taux faible (2/h). La seuleexplication possible est qu’à cet instant l’humidité relative àl’intérieur est légèrement inférieure à celle de l'extérieur,fig.7 d'où un transfert de chaleur sous forme latente estinsignifiant. et que la convection avec le sol est plusimportant avec ce taux, d’où un transfert de chaleur sensibledu sol vers l’air intérieur, nous remarquons que latempérature est à son maximum durant cette période de lajournée comme le montre la Fig.8.

Pour cette raison nous avons utilisé un taux de ventilationmoindre (20/h) et en abaissant la température de consigne dudéclenchement du ventilateur d’un degré, le résultat obtenupour ces nouveaux paramètres est donné sur Fig.9. Malgrécette anticipation de rafraichissement, la température dépassele seuil maximum de 27°C

Figure 6. Température de l’air intérieur pour différentstaux de ventilation

0,0%10,0%20,0%30,0%40,0%50,0%60,0%70,0%80,0%90,0%

1 6 11 16 21

WAI 0/hrWAI 2/hrWAI 10/hrWAI 50/hr

Figure 7. Humidité de l’air intérieur pour différentstaux de ventilation

0

5

10

15

20

25

30

35

40

1 3, 6 8, 11 13 16 18 21 23

TS 0/hrTS 2/hrTS 10/hrTS 50/hr

Figure 8. Température du sol pour différents taux de ventilation

Figure 9. Température de l’air intérieur pour un tauxde ventilation de 20/hr

V. CONCLUSIONL’utilisation de la méthode semi-analytique pour la

simulation d’un système de faible inertie thermique montrequ’il est possible d’éviter les instabilités numériques queprovoque la faiblesse de l’inertie et elle donne un résultatsouvent plus précis par rapport à la méthode numérique.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Nous avons montré les possibilités et les limites de cesystème de rafraichissement, ce système est peu efficacedans la zone climatique du littoral où le taux d’humidité estélevé, d’autre part le système de régulation basé uniquementsur la température est inadéquat d’où la nécessité d’unestratégie de contrôle basée sur la différence d’humidité, ladifférence de température sol-air et à débit variable donne demeilleurs résultats

VI. REFERENCES[1] Marcel Fuchs, Ehud Dayan, David Shumel, Issac Zipori , Effect of

ventilation on the balance of greenhouse with soil bare, 1997.[2] P.K. Sharma, G.N Tiwari, Parametric study of greenhouse by using

Runge –Kutta methods, Energy Conversion, 40; 901-912, 1999.

[3] P.Glouannec, T.Mare, JP Velly , Simulation des échanges thermiquesdans une enceinte equipé de baie vitrée, Revue générale de thermique,351, 149-155, 1991.

[4] J-M Moutard , A Fissore , Thermal simulation of an attachedsunspace and its experimental validation, Solar Energy, 81, 305-315,2007.

[5] B.A. Kimball , Simulation of the energy balance of a greenhouse,Agricultural Meteorology, 11, 243-260, 1973,

[6] O. Bellach, Contribution à l’étude d’une serre agricole pour zonearide, thèse de magister, CDER , 1990,

[7] Solar Energy Laboratory , TRNSYS, A transient Simulation Program.University of wisconsin, Madison USA , 1990

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Evaluation des performances d’un capteur plan a airmuni de chicanes

W.TAANE, G.KAOUA, S.IGOUD et Z.NEFFAHDivision thermique

Unité de Développement des Equipements SolairesEmail: [email protected]

Résumé—Le présent travail porte sur l’étudeexpérimentale pour l’évaluation des performances du capteurplan à air à circulation naturelle destiné au séchage solaire. Cedernier a été conçu et réalisé au sein de l’unité dedéveloppement des équipements solaires. Afin d’améliorer letransfert thermique, des chicanes de forme rectangulaire ontété soudées sur la plaque qui recouvre l’isolant augmentantainsi la surface d’échange. Les résultats expérimentaux trouvéssont plus que satisfaisants en terme de température de l’air à lasortie du capteur de l’ordre de 70°C, elle dépasse de loin latempérature requise pour le séchage des produits agricolesauxquels ce capteur plan est destiné. Ceci est dû au fait que letemps de séjour de l’air dans le capteur est important à causedes faibles débits (convection naturelle) et à la présence deschicanes. Pour le rendement du capteur celui-ci est de l’ordrede 22% considéré comme acceptable en comparaison auxtravaux antérieurs. Nous avons aussi trouvé que les pertesthermiques sont très importantes par rapport à la puissanceutile, le coefficient des pertes globales moyen est de7.72w/m²°C .Ces pertes sont dues au fait que la température del’absorbeur est très élevée et atteint des valeurs de l’ordre de100°C au milieu de la journée

I. INTRODUCTIONL’une des principales applications de l’énergie solaire est le

séchage solaire des produits agricoles. Les pertes des récoltes duesau mauvais procédé de séchage sont estimées à 30 à 40% de laproduction dans les pays en voie de développement, ces pertespeuvent être considérablement réduites par l’utilisation d’unsystème de séchage solaire de type indirect, composé d’un capteurplan à air et d’une chambre de séchage. Le capteur à air étantconsidéré comme l’élément le plus important dans le séchoirsolaire, plusieurs études ont été effectuées dans le but d’améliorerses performances.

Pour ce faire plusieurs configurations ont été étudiées et ontconclu que l’emploi d’une plaque absorbante de type ondulé estplus efficace qu’une plaque plate ou à ailette [1], d’autres auteursont montré que le passage de l’air dans le capteur dont la plaqueabsorbante est inclinée donne des résultats meilleurs que ceuxdonnés par un capteur dont la plaque absorbante est droite et oul’air passe au dessus ou au dessous de celle ci [2]. Par ailleurs, il aété montré que le capteur solaire à air à deux passages est plusperformant que le capteur à air à simple passage [3].

Des études ont pu montré que l’utilisation d’obstacle améliorenettement le transfert thermique, les chicanes fixées sur l’isolant etde configuration transversale–longitudinale donne un meilleur

rendement [4] par rapport à la configuration longitudinale outransversale.

L’objectif de notre travail est la caractérisation du capteur à airdu séchoir solaire indirect

II. ANALYSE THERMIQUE

L’équation qui caractérise le fonctionnement d’un capteur solaireplan, en régime permanant et par unité de surface du capteur estdonnée par le bilan thermique suivant [5] :

Puissance absorbée = Puissance utile + puissance dissipée

Pa = Pu + P’ (1)

Le rayonnement incident avant de parvenir sur la plaqueabsorbante peut subir différents affaiblissements ou modifications,c’est pour cela qu’on introduit un facteur optique moyen dépendantdu coefficient d’absorption de la plaque ( ) et du coefficient detransmission du vitrage (τ).

L’expression de la puissance du rayonnement absorbée estdonnée par :

IPa at= (2)

La puissance utile récupérée par le fluide caloporteur est :

( )esp TTcmPu -=.

(3)

En ce qui concerne les pertes thermiques d’un capteur solaire àair l’expression généralement admise est la suivante :

( )ap TTKP -=' (4)

K est le coefficient des pertes globales incluant les pertes par laface supérieure, face arrière et parties latérales. Son expression estgénéralement assez complexe et tient compte de l’effet couplé despertes par convection et rayonnement.

Le rendement global instantané d’un capteur plan est définicomme étant le rapport entre l’énergie utile sur le rayonnementsolaire incident sur le capteur.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


( )c

espg IA

TTcm -=

.

h (5)

Le rendement interne instantané d’un capteur est :

( )c

espi AI

TTcmat

h-

=

.

(6)

Le rendement journalier est :

åå=

a

u

PP

h (7)

III. DISPOSITIF EXPERIMENTALLe capteur plan à air de dimensions 1.84x0.9m conçu et réalisé

à l’unité de développement des équipements solaires [6] représentésur la (figure 1) est un système à circulation naturelle avec passaged’air sous l’absorbeur (simple passe), qui est une tôle peinte ennoir (cœfficient d’absorption = 0.90), la couverture est un vitragede 4mm d’épaisseur (cœfficient de transmissitivité =0.80).

Figure 1 : Dispositif expérimental

Afin d’améliorer l’échange de chaleur, des chicanes (figure 2)de formes rectangulaires (10x02 cm) ont été soudées sur la plaquequi recouvre l’isolant. L’isolation est assurée par une couche demousse polystyrène de 04cm d’épaisseur.

Figure 2 : Disposition et géométrie des chicanes

Les expériences ont été menées à l’unité de développement deséquipements solaires située à BouIsmail (Latitude 36°39’,Longitude 2°42’est, altitude 10m).

Le capteur plan incliné à 35° a été orienté vers le sud dans unenvironnement dégagé,afin d’effectuer les mesuresd’ensoleillement et de températures nous avons raccordérespectivement un pyranomètre de type Kipp Zonen et desthermocouples de type K à un système d’acquisition qui permetd’enregistrer les valeurs expérimentales toutes les cinq minutes.

Aussi un anémomètre à hélice a été utilisé pour mesurer lavitesse de l’air à la sortie du capteur.

Afin de pouvoir évaluer les performances du capteur à air(rendement et puissances), les paramètres suivants ont été retenus :L’éclairement solaire, la température ambiante, la température dela plaque absorbante, la température du vitrage, la températured’entrée et de sortie du fluide. L’expérimentation s’est étalée surune période de deux mois mais seuls les résultats d’une journéesont représentés dans ce qui suit.

IV. RESULTATS ET DISCUSSIONSReprésentation graphique des résultats expérimentaux de la

journée du12 05 2007.

La figure 3 représente l’évolution du rayonnement pendant lajournée, nous avons noté que ce dernier augmente jusqu’à atteindreun maximum de 1200 w/m2 à 12h37mn, pour ensuite diminuer. Lerayonnement journalier moyen est de 1072 w/m2.

600

800

1000

1200

1400

09 :36 10:48 12:00 13 :12 14 :24 15:36

Tem ps (h)

I (W

/m²)

Figure 3 : Evolution de l’ensoleillement en fonction du temps

Système d’acquisition

Thermocouples

Entrée d’air

Sortiee d’air chaud

Chicanes en zig zag

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


L’évolution de la température ambiante en fonction du temps(figure 4) est linéaire et relativement constante pour toute lajournée.

Les courbes représentatives de la température d’entrée, desortie, du vitrage et de la plaque absorbante sont similaires à cellede l’ensoleillement ceci est vrai dans la mesure ou ses dernièrestempératures croient dans le temps jusqu’à atteindre un maximumau milieu de la journée puis on note la présence d’un palier puisune diminution dans le temps (figure 4).

0

20

40

60

80

100

120

09:36 10:48 12:00 13:12 14:24 15:36Tem ps (h)

Tem

péra

ture

(°C

)

Ta

TvTe

TsTp

Figure 4 : Profil des différentes températures en fonction du temps

0

200

400

600

800

1000

09:36 10:48 12:00 13 :12 14:24 15:36T e m p s (h )

Puis

sanc

e (W

/m²)

Pa

Pu

P'

Figure 5 : Puissances en fonction du temps

Les différentes puissances évoluent de manière similaire etidentique à celle de l’ensoleillement (figure 5).Nous avons aussiremarqué que les pertes thermiques sont très importantes parrapport à la puissance utile, le coefficient des pertes globalesmoyen est de 7.72w/m2°C .Ces pertes sont dues au fait que latempérature de l’absorbeur est très élevée et atteint des valeurs del’ordre de 100°C au milieu de la journée, ceci a une incidencedirecte sur le rendement du capteur. En effet, la figure 6 montreque le minimum de ce dernier est obtenu au milieu de la journéecorrespondant à un ensoleillement maximal, et que sa valeurmoyenne pour cette journée est de 19%, ceci est conforme auxtravaux antérieurs [7].

0.10

0.15

0.20

0.25

09:36 10:48 12:00 13:12 14:24 15:36Te m ps (h)

Ren

dem

ent

Figure 6 : Rendement en fonction temps

CONCLUSIONLe travail entrepris, dans le cadre de la caractérisation du

capteur plan à air du séchoir solaire de l’UDES, est concluant dansla mesure ou le rendement trouvé est relativement acceptable, del’ordre de 22 %. Aussi, la température de l’air à la sortie ducapteur, de l’ordre de 70°C, dépasse de loin la température requisepour le séchage des produits agricoles auxquels ce capteur plan estdestiné. Ceci est due au fait que le temps de séjour de l’air dans lecapteur est important à cause des faibles débits (convectionnaturelle) et à la présence des chicanes.

Cette conclusion nous permet d’envisager d’autres applicationspour ce capteur autre que le séchage tels que : chauffage, froidclimatisation etc.….

Enfin, pour augmenter le rendement du capteur et diminuer latempérature de l’air à la sortie, nous proposons d’expérimenter lesystème en convection forcée.

NomenclatureAc : Surface du capteur (m2)

Cp : Chaleur spécifique de l’air ( J/Kg K)

I : Rayonnement solaire incident (W/m2)

K : Coefficient global des pertes thermiques (W/m2 °C).

m : Débit massique de l’air (Kg/s)

Pa : Puissance absorbée (W/m2)

Pu : Puissance utile (W/m2)

P’ : Pertes thermiques (W/m2)

Ta : Température ambiante (°C)

Te : Température d’entrée du fluide (°C)

Tp : Température de la plaque absorbante (°C)

Ts : Température à la sortie du fluide (°C)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Tv : Température du vitrage (°C)

Symbole

: Coefficient d’absorption

τ : Coefficient de transmissivité

: Rendement du capteur

REFERENCES

[1] POTTLER K, Sippel CM, Beck A and Fricke J. Optimized finnedabsorber geometries for solar air heating collectors. Solar Energy1999; 67:35–52

[2] MOKHTARI F and Semmar D.Influence de la configuration del’absorbeur sur les performances thermiques d’un capteur solaire àAir Rev. Energ. Ren : Journées de thermique (2001) 159 -162

[3] SATCUNANATH S and Deonaraine D. A two pass solar air-heater.Solar Energy 1973; 15(1):41–9

[4] AHMED ZAID A, Moulla, M S Hantala, J Y Desmons. Améliorationdes performances des capteurs solaires à air: Application au séchagede l’Oignon jaune et du Hareng. Rev. Energ. Ren. Vol 4 (2001). 69 -78.

[5] SELLAMI R., Slimani N., BouyahiI D, Benamara AE. Conception etréalisation d’un séchoir solaire indirect. Rapport interne de l’UDES2004.

[6] SEMMAR D, Betrouni S, Lafri D. Etude et réalisation d’un capteursolaire à air. Rev. Energ. Ren : Physique énergétique (1998) 33 – 38.

[7] CHAULIAGUET C, Baratçabal P, Batellier J P, L’énergie solairedans le batiment.2eme edition 1978. Ed Eyrolles

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Application of Solar Electric Generation Systems withparabolic trough technology under Algerian climate

M.L. Yousfi , S. Elmetenani* : Division thermique,

Unité de dévelopment des équipements solaires, UDES ;B.P. 386, Bou-ismail, 42000, Tipaza, Algérie


N. SAID,Division thermique,

centre de développement des énergies renouvelables CDER;B.P. 62, Route de l’observatoire, Bouzareah, Alger, Algerie

Abstract:Parabolic trough solar thermal power plants are a proventechnology in the utility scale since mid of the eighties. Between1984 and 1991 nine power plants with an overall capacity of354 MW have been installed in the Mojave Desert inCalifornia. Since, these power plants can be equipped with athermal storage or a fossil back-up they offer a fullydispatchable electricity generation capacity. This technologywill be a very interesting near term option for countries withhigh solar irradiation (>2000 kWh/m²/yr) levels like Algeria.This paper, discusses the use of parabolic trough solar thermalpower plants without storage for electricity production of 34MWe under Algerian climate for two different sites: Becharand Tamanrasset. A simulation of the hourly power output andefficiency for the two sites has been carried out with Greeniussimulation software. The results showed that the levelizedelectricity cost (LEC) of Tamanrasset site is less than Becharsite because of the direct normal irradiance difference. Alsothis study aims to encourage the Algerian government and theprivate sector to implement the solar thermal power plants forfuture expansion of power sector due to the increasingelectricity demand and environmental degradation.

Keywords: Renewable energy, Parabolic trough collector, Solarthermal power plant, Greenius simulation software,SEGS

I. INTRODUCTIONEnergy supply worldwide is based on fossil primary

energy such as oil, natural gas and coal. Today, more than89% of global primary energy consumption is covered bythese fossil fuels [3]. The technology of conventional fossil-red power plants is able to generate electricity atreasonable cost with high availability. On the other hand,the use of fossil fuels should be reduced in future due totheir limited resources and increasing prices. In the lastdecade, increasing concern regarding environmentalproblems has created considerable awareness of reducingthe CO2 emission during energy generation. Therefore, thenew energy policy in electricity sector encourages themaximum use of renewable or the so-called ‘‘green energy’’sources such as water, wind and solar [3]. Today, renewableenergies provide 19% of the world’s electricity [7]. A

balanced mix of fossil and renewable energy sourcestogether with efficient generation and energy conservationcan lead to a sustainable energy scheme in economical,environmental and social terms [7].

The assessment of the emissions of solar power systemsshows that they are particularly well suited for the reductionof greenhouse gases and other pollutants, without creatingother environmental risks or contamination. Each squaremeter of collector surface can avoid as much as 250–400 kgCO2 emissions per year [1]. During the week of September14 to 18, 2003 a START (Solar Thermal Analysis, Reviewand Training) team composed of IEA/SolarPACESrepresentatives and observers from Germany and the USvisited Algeria. The Mission host was the New EnergyAlgeria (NEAL) located in Algiers. The purpose of theSTART mission was to brief NEAL and the invited expertsfrom the Ministry for Energy and Mines, the Algerianpower sector and the interested industry on the currenttechno-economic status of solar thermal technologies anddiscusses the next steps in building Algeria’s first large solarthermal power plant. NEAL, together with the AlgerianMinistry of Energy and Mines (MEM), organized a SolarThermal Power Workshop, which included START Teampresentations on technology, economics, project options,and possible sites. NEAL and MEM officials presentedinformation on the Algerian power market, includingdevelopment of electricity demand and generation andcapacity planning. Special emphasis was given to theongoing privatization activities and the future role ofindependent power plant (IPPs) in the Algerian powersector. With 2.381.741km² of land area, Algeria is by far thelargest country of the Mediterranean Over 70% of its areaare South of 20° latitude. According to a study of theGerman Aerospace Agency, Algeria has with 1’787’000km² the largest long term land potential for concentratingsolar thermal power plants. The Centre de Développementdes Energies Renouvelables (CDER) summarized theavailable insolation measurements in Algeria. According tothe irradiation maps presented, total annual direct normalirradiation (DNI) ranges from 2100 kWh/m²/yr to over 2700

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


kWh/m²/yr and is counted among the best insolated areas inthe world. Within its policy of climate and environmentprotection, the Algerian Ministry for Energy and Minesfully supports the objective of the CSP (concentrating solarpower) Global Market Initiative (GMI) to facilitate andexpedite the building of 5,000 MWe of CSP worldwide overthe next ten years. The Government of Algeria hascommitted itself to develop solar energy as its largestrenewable energy source, to cover 5% of the nationalelectricity needs by 2010 with renewables [8]. Incentivepremiums for CSP projects are granted within theframework of Algeria’s new Decree 04-92 of March 25th,2004 relating to the costs of diversification of the electricityproduction. According to the current power expansionplanning of the MEM, the capacity targets for CSP powerimplementation in Algeria are 500 MW of new ISCCS(integrated solar combined cycle system) plants until 2010.With these CSP targets and the new Decree 04-92, Algeriahas established the necessary GMI commitment on nationalsolar thermal power market implementation. As the nextGMI step to be agreed at the Renewable 2004 Conference inBonn, the Government of Algeria pledges to develop aframework for solar thermal electricity export from North-Africa to the European Union[8].

The present study selected the plant based on parabolictrough collectors due to its relatively simplest design. Thissystem can be installed to supply electricity to the people’slives in rural and desert areas in Algeria that they lackelectricity. Also the objective of this paper is to encouragethe Algerian government and the private sector toimplement the solar thermal power plant STPP for futureexpansion of electricity supply.

II. SITE SELECTION

The feasibility of selecting solar electric generatingsystems (SEGS) facilities in Algeria is contingent upon theidentification of sites well suited to the technology.Desirable physical characteristics of a favorable SEGS siteinclude high direct radiation, flat topography, suitable watersupply and access to electric transmission facilities andavailability of auxiliary fuel supplies [1]. Additionally,socio-political issues such as existing land use and cost,potential environmental and cultural impacts, and localpublic acceptance can strongly influence the feasibility of aSEGS project [1]. Many of these characteristics are similarto the conventional power plants, with the exceptions ofsolar radiation levels, extensive land area needs, and themuch reduced importance of air emissions, fuel delivery,and fuel and waste handling. Hence, the evaluation of sitingcriteria is an important yet sensitive in the assessment ofSEGS potential in Algeria.

In designing and operating any SEGS it is necessary tohave reliable meteorological or satellite data. In the presentstudy, two different solar radiation sites were chosen asfollowing:

1. Bechar (latitude 31.37 N, and longitude -2.14 E). Inthis region, the yearly sum of measured direct normalirradiation for 1995 given by METEONORM is 2426kWh/m2/yr [8].

2. Tamanrasset (latitude 22.47 N, and longitude 5.31 E),the yearly sum of measured direct normal irradiation for1995 given by METEONORM is 2691 kWh/m2/yr [8].

The land cost in these regions is free.

III. PRINCIPLES OF OPERATION

The basic principle of a solar thermal plant is to convertprimary solar energy into electricity by means of a collectorfield, steam turbine and electric generator. The solar fieldconsists of parallel loops of parabolic trough collectors(generally Luz System (LS-2, LS-3) collectors are used).Properties of the LS-2 and LS-3 are shown in table 1. Thesesolar collectors have concentrators made of glass mirrors, asshown in fig.1.

Figure 1. Principle of Parabolic Trough Collector [9]

The above figure shows the functional principle andtracking of the collectors: Tracking the sun from East toWest, the collectors reflect and concentrate the direct solarradiation about eighty times on absorber tubes mounted inthe focal line of the reflecting surface (also called HCE fromheat collection element). An absorber tube consists of astainless steel tube with a selective coating which is coveredby a glass envelope tube to reduce thermal losses. Theannular space between absorber tube and glass tube isevacuated. Through the absorber tubes circulates a heattransfer fluid (HTF), normally synthetic oil, which is heatedby the concentrated solar radiation up to a temperature ofalmost 400°C. A solar collector is called solar collectorassembly (SCA) [9].

TABLE I. Selected properties of the LS-2 and LS-3 parabolic troughcollectors [4]

LS-2 LS-3Aperture

Length SCADistance between Rows

Reflecting surface per SCAConvection loss factor

5,00 m48 m

12-15 m235 m²

2 W/m²K

5,76 m99 m

16-17 m545 m²

2 W/m²K

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Diameter of absorber tubeConcentration ratio

Reflectivity of mirrorCoefficient of absorption of absorber tubeCoefficient of emission of absorber tube

Coefficient of transmission of mirrorCoefficient of transmission of glass tube

Collector peak efficiency

0,07 m72

0,930,940,240,980,9566%

0,0782

0,930,960,170,980,9668%

IV. TROUGH COLLECTOR

The thermal output of a parabolic trough collectordepends on the absorbed solar radiation incident on thecollector reduced by the heat losses of the collector.

heatlossabscol QQQ -= && (1)The absorbed heat varies with the solar irradiance Ecol,

the effective mirror area Acol, the optical efficiency h0, themirror cleanliness factor fC and the incidence angle modifierK.

c.K.f0.ηcol.AcolEabsQ =& (2)

The solar irradiance Ecol is the direct normal irradianceprojected on the collector area considering mutual collectorshading as well as collector end losses and gains. Theincidence angle modifier K can be calculated with the angleof incidence q in degrees and two empirical constants a1 anda2.

÷÷

ø

ö

çç

è

æ--= ,0

cosθ

2θ.2acosθθ.1a1maxK (3)

The computation of the heat losses is based on anempirical model. The parameters b1 to b3 have beendetermined during several collector tests (For the LS-2collector the constants h0 = 0.733, a1 = -0.000884/1°, a2= 0.00005369/(1°)2 , b1 = 0.00007276 K-1 , b2 = 0.00496Wm-2 K-1 and b3 = 0.000691 Wm-2 K-2 are given byDudley et al. (1994)) , so that this formula can be applied tocommon collectors depending on the temperature differenceof the mean collector fluid temperature and ambienttemperature [5].

( ) T..AT.bb.K.EbQ col32col1heatloss DD++=& (4)

V. TROUGH FIELD

The layout of the SEGS VI (Mojave Desert inCalifornia) solar field is shown in Figure 2. An analyticaldescription of the heat losses in the trough field is not easyto find, since all losses such as heat transfer through thepipes isolations, losses in connections, fixings and othercircuit components have to be considered. Empiricalequations deliver a sufficient description of the heat lossesin the pipes:

fT.field.A1cpipeQ D=& (5)

and the expansion vessel

fT.1dvesselQ D=& (6)depending on the total solar field size Afield and the mean

solar field temperature DTf above the ambient. Theparameters c1 = 0,0583 Wm-2K-1 and d1 = 9345 WK-1 aregiven by Lippke [2] for the SEGS power plants. For mostsites only hourly meteorological data are available. Whensimulating the system performance with hourly data it isrecommended to pass over to minute time steps duringheating-up and cooling-down of the solar field. If the heatcapacity of the heat transfer fluid, the absorber tubes and theconnecting pipes is considered, a good description of thebehaviour during heat-changes can be obtained [5].

Figure 2. Layout of the SEGS VI solar trough field. The superimposedarrows indicate the direction of heat transfer fluid flow. (Photo source:

KJC Operating Company, 2005) [10]

VI. POWER PLANT

The power plant, as seen in Figure 3, is a Rankine cyclewith reheat and feedwater heating. For simplicity, each heatexchanger network, consisting of preheater (economizer),steam generator (boiler) and superheater is treated as asingle heat exchanger. In the same manner, the two high-pressure feedwater heaters are modeled as one high-pressurefeedwater heater and the three low-pressure feedwaterheaters are modeled as one single low-pressure feedwaterheater. The power plant model is a steady-state model. Theeffectiveness and the heat transfer coefficients in the heatexchangers are functions of the steam/water mass flow rate.The pump and turbine efficiencies are assumed to beconstant, with values taken from Lippke [2, 5].

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 3. Flow diagram for power cycle - components labeled. Thenumbered vertical cylinders (#1 – 3, 5 – 6) represent closed feedwater

heaters, while heater #4 represents the deaerator [10].

Power blocks and their operation are calculated withheat cycles. A group of equations, which describe the formof property changes of the affected working fluid, representthe cycle components such as turbines, heaters and pumps.The total number of equations can easily reach thousandsdepending on the number of used components, thecomplexity of their description and their number ofrecursive dependencies. The solution of such complexequation systems was done by external professionalapplications such as ISPEpro and GATE Cycle.

A calculation with the above mentioned tools takesapproximately three to four seconds, hence a typicaloperation year with 8760 calculation points (hours) needsbetween seven and nine hours [5]. To reduce this calculationtime and to find a common interface between a globalcalculation tool and the different heat cycle programs, theresulting data is stored in a n-dimensional matrix. n is thenumber of conditions influencing the power blockoperation, i.e. the solar thermal heat input, ambientconditions and electric demand. Each result (e.g. generatedpower, parasitic, emissions, backup heat) has its own matrixor look-up table. These matrixes or tables then only need tobe calculated only once. Real operational data will beavailable with an n-dimensional interpolation, which takemuch less time than a full cycle calculation. The precisionof the results then only depends on the resolution of thematrixes.

The described models were implemented in thesimulation environment greenius software [5].

VII. GREENIUS SOFTWARE

The use of modern simulation tools when planningrenewable independent power projects minimizes the risksof these projects. Simulation tools can also help to find thebest project site for a special technology or the besttechnology for a special site. However, a user-friendlypowerful simulation tool that provides detailed technical aswell as economical analysis of multiple technology types

such as photovoltaic, wind energy and solar thermal powerplants did not exist until now [6]. The new simulationenvironment greenius offers all these possibilities. The mainemphasis was on the user-friendly interface and thecalculation performance.

Simulation is done for a typical operation year (1995) inhourly time steps. Figure 5 shows the structure ofalgorithms for the simulation of a parabolic trough system

Figure 4. Structure of algorithms for the simulation of a parabolic troughsystem [6]

The software computes efficient simulations fortechnical and Economical key-parameters based uponhourly meteorological data. A validation of the simulationresults with real measured data from the SEGS power plantshas proven an acceptable correspondence (5).

VIII. SIMULATION RESULTS

A fast and powerful computer tool is suitable whenchoosing a site, planning and engineering a solar thermalpower plant. The figures and tables which follows shows theimpact of the annual direct solar irradiation (DNI) on theannual power generation, the levelized electricity costs(LEC) and the annual efficiency of the power plant of a 34MWe and 180.000 m² solar field using LS-2 technology forthe two sites .

1) For Bechar site:

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Figure 5. An annual hourly direct normal irradiance (DNI)

Figure 6. An annual hourly electricity generation of the power plant

Figure 7. An annual hourly efficiency of the power plant

TABLE III. Economic and environmental aspect results

Calculation of LEC

Levelized Electricity Costs (LEC) 0,1284 €/kWhe

Environmental Aspects:Annual CO2 Reduction 40126,79 tCO2

CO2 Avoidance Costs 130,59 €/tCO2

2) For Tamanrasset site :

Figure 8. An annual hourly direct normal irradiance (DNI)

Figure 9. An annual hourly electricity generation of the power plant

Figure 10. An annual hourly efficiency of the power plant

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


TABLE III. Economic and environmental aspect results

IX. CONCLUSIONS

Solar Electricity Generating Systems are needed to meetthe growing electricity Demand and to be prepared toreplace the fossil resources to reduce global emissions. Thesimulation of the plant has been done and carried out theimpact of the selection of sites (i.e. direct normal irradiance)on the levelized electricity cost (LEC). Also previousstudies have been viewed in this field. The goal of thispresent study is to encourage Algeria to deploy the solarthermal electricity systems.

There is no doubt that the main reason of controllingworld emissions of carbon dioxide Lies in extending the useof efficient energy technologies, nevertheless thedevelopment of Alternative energies (i.e. renewable energy),emitting little or no carbon dioxide, will Continue to beessential in the long run.

NOMENCLATURE

T Temperature °C

absQ& Amount of heatabsorbed by collector

Watt

colQ& Thermal output of PTC Watt

a1,a2,b1,b2,b3,d1,c1 Empirical constants

heatlossQ& Heat loss in the pipe Watt

pipeQ& Heat loss in the pipe Watt

vesselQ& Heat loss in the vessel Watt

E Solar irradiance Watt/m²

K Incidence anglemodifier

Degree

Afield Solar size field m²

A Area m²

Greek Symbols

D Difference

q Angle of incidence Degree

fc Mirror cleanliness factor

h0 Optical efficiency

Subscripts and Superscripts

Col Collector

Abs

f

Absorbed

Field

Notations

DNI

PTC

SEGS

ISCCS

CSP

Direct Normal Irradiance

Parabolic trough collector

Solar electricity generation system

Integrated solar combined cycle system

Concentrating solar power

REFERENCES

[1] Badran O., Eck M., The application of parabolic trough technologyunder Jordanian climate. Renewable Energy 31(2006)791–802

[2] Lippke F., Simulation of the Part-Load Behavior of a 30 MWe SEGSPlant. SAND95-1293, Sandia National Laboratories, Albuquerque,1995

[3] El-Sayed M.A.H., Solar supported steam production for powergeneration in Egypt. Energy Policy 33(2005)1251–1259.

[4] Broesamle H., Mannstein H., Schillings C., Trieb F., Assessment ofsolar electricity potential in north Africa based on satellite data andgeographic information system. E-mail address of the author : [email protected]

[5] Quaschning V., Kistner R., Ortmanns W., Simulation of ParabolicTrough Power Plants. 5th Cologne Solar Symposium · Cologne · 21June 2001 · pp. 46-50

[6] Quaschning V., Ortmanns W., Kistner R., Geyer M., Greenius – Anew simulation environment for technical and economical analysis forrenewable independent power projects. Proceedings of Solar Forum2001, Solar Energy: The Power to Choose April 21-25, 2001,Washington, DC

[7] World Energy Outlook. IEA,2nd ed,Paris,France;2002.[8] Geyer M., Report on the SolarPACES START Mission to Algeria

September 14-18, 2003.[9] Technical Description of Solar Thermal Power Plants with Parabolic

Trough Design. Solar Millennium.[10] PATNODE A.M., Simulation and Performance Evaluation of

Parabolic Trough Solar Power Plants, Master of Science thesis,University of WISCONSIN, MADISON, 2006.

[11] Quaschning V. al., Green energy system analysis Greenius v3.0,2001, www.f1.fhtw-berlin.de

[12] METEONORM Version 5.1x by METEOTEST.

Calculation of LECLevelized Electricity Costs (LEC) 0,1774 €/kWhe

Environmental Aspects:Annual CO2 Reduction 29035,3 tCO2

CO2 Avoidance Costs 212,31 €/tCO2

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia

http://www.f1.fhtw-berlin.de/


Simulation des Pertes Thermiques pour l’Absorbeur d’un Capteur Solaire à Concentration

CHENNI.R ZEGHIB.I DJAMIL L Département de l’électrotechnique Département de physique énergétique Départment de physique énergétique

Université Mentouri Université Mentouri Université Mentouri Constantine, Algérie Constantine, Algérie Constantine, Algérie

e-mail : e-mail:[email protected]: [email protected] [email protected]

Résumé— La radiation thermique est considérée comme une application importante dans l’utilisation pratique de la radiation solaire comme source d’énergie. Le transfert de chaleur qui existe entre l’absorbeur et la surface du collecteur est très important pour déterminer les pertes thermiques du système (concentrateur+absorbeur).

Dans cet article nous présentons une étude qui consiste en la détermination des pertes thermiques à partir d’un modèle analytique d’un bilan énergétique en régime transitoire et l’estimation théorique de la température au niveau du récepteur.

I. INTRODUCTION Le développement de la conversion de l’énergie solaire

et de ses applications est en passe de devenir une nécessité. Les principales motivations d’une telle préoccupation sont d’une part les menaces de la pollution causée par l’utilisation des sources classiques basées sur la combustion des hydrocarbures ou du charbon et la hausse continue du prix du pétrole d’autre part. Parmi les techniques de conversion de l’énergie solaire, la conversion photothermique est une voie prometteuse et bon marché, elle est par conséquent facile à développer.

Pour travailler à température élevée, il faut accroître le flux optique incident qui pourrait être réalisé par concentration de rayonnement solaire. Cette opération est réalisée à l’aide de capteurs appelés concentrateurs solaires. Parmi ce type de concentrateurs, il y a les concentrateurs solaires paraboliques. Ces systèmes comportent en général une surface réfléchissante sous forme parabolique destinée à concentrer l’énergie solaire sur une surface absorbante, ce qui permet d’avoir une forte augmentation de chaleur. L’avantage d'une telle méthode est de pouvoir atteindre des températures élevées bien adaptées pour le chauffage d’eau (production d’eau stérilisée [1] et de vapeur d’eau ), pour

les cuisines solaires [2] et production d'électricité par les moteurs Stirling.

II. SYSTEME OPTIQUE D’UNE SURFACE PARABOLIQUE L’idée d’utiliser une surface parabolique vient du fait

qu’elle est stigmatique pour les points à l’infini situé sur son axe. D’après les lois de réflexion, tout rayon lumineux parallèle à l’axe de la parabole est réfléchi par la parabole suivant une droite passant par le foyer. Donc la parabole focalise tous les rayons réfléchis en un point appelé « foyer » [4].

Foyer

Surface Paraboliqu

Axe de la parabole

Rayons incident Parallèles à l’axe de la parabole

Figure 1. Système optique d’une surface parabolique

III. BILAN ENERGETIQUE GLOBAL D’UN CAPTEUR A CONCENTRATION

Pour calculer la température de l’ouverture du récepteur, nous supposons les hypothèses suivantes :

• Le récepteur sous forme cylindrique plein d’eau. • La température du ciel égale à la température

ambiante. • La température est uniforme sur l’ouverture du

récepteur.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia





B. Puissanse solaire absorbée par l’ouverture du récepteur Le bilan énergétique de la surface d’ouverture du récepteur est donné par la formule suivante [1] L’énergie reçue à l’ouverture d’un paraboloïde, en

arrivant sur l’ouverture du récepteur, est réduite à cause des pertes. La puissance absorbée est donnée par la formule suivante [5]: dt

dTrCrMwCwM )( + = (1) uQ

=aQ bI aA Q u = Q - Q (2) a p

A. L’énergie recue à l’ouverture d’un paraboloide Supposons un rayon solaire incident, avec l’intensité Ib

parallèle à l’axe de la parabole, ce rayon sera reflète au foyer f. Puisque nous voudrons calculer toute la quantité des rayons reflétés par la surface entière de la parabole, il est commode que nous considérions un secteur différentiel qui peut être intégré au-dessus de la surface entière de la parabole.

Figure 2. réflexion d’un rayon parallèle

( )( )2/cos

sinψ

ψdpds = (3)

L’angle ψd est petit, ψψ dd =sin donc l’équation (3) réduite à :

( )( )2/cosψψdpds = (4)

( )2/cosψψdpI

sdA ⋅⋅= (5)

Tout le flux radiant reflété de ce secteur différentiel (n’assumant aucune perte de réflectivité) au point de foyer est [3] :

)( adI

( )2/cosψbIsdAadI =

= I P I db ψ (6)

L’énergie reçue à l’ouverture d’un paraboloïde est [4] :

( )2cos1

sin8

ψ

ψψπ

+

⋅⋅⋅⋅⋅∫=

dfbIaI

2 (7)

τ α ρ (8)

Figure 3. Bilan énergétique

C. Puissance correspondant aux pertes thermiques Une fois que l’énergie solaire passe vers la surface

d’ouverture du récepteur, elle relève sa température au-dessus de la température ambiante, cette variation de température provoque un processus des pertes de chaleur, ce sont des pertes par convection, par rayonnement et par conduction.

La puissance correspondant aux pertes thermiques est donnée par l’expression suivante [6] :

Q = Q + Q + Q (9) p cvp. rp. cdp.

1) Les pertes par convection

Q = ( ) (10) γA ar TT −cvhcvp.

cvh : Coefficient de transfert par convection est donne par [8] :

2dKNu

cvh ⋅= (11)

(12) 3/1(Pr)2/1(Re)664.0=NU

ν2Re dV ⋅

= (13)

2) Les pertes par rayonnement

Q =rp. ε σ ( ) (14) γA 44skTrT −

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


3) Les Pertes par conduction VI. RESULTATS

= cdpQ . K ( )aTrT − γA (15) Dans les figures suivantes, nous montrons l’évolution de

la puissance perdue et la puissance utile et absorbée durant le chauffage au cours des deux journées. Nous constatons que la puissance absorbée par l’ouverture du récepteur est inférieure à la puissance absorbée par l’ouverture de la parabole. Cette variation est due aux pertes par réflexion et absorption de la parabole et de l’absorbeur.

IV. TEMPERATURE A L’OUVERTURE DU RECEPTEUR

On calcule la température d’ouverture du récepteur à partir de l’équation (1), Après les calculs précédents, l’équation (1) devient [7]

)))(()(( aTrTrhcvhrAaA

bIoprAuQ −+−⋅= η (16)

Pour simplifier les calculs, on peut définir un coefficient tel que : rvK .

(17)

Quand la température de l’ouverture du récepteur augmente, le récepteur cède de la chaleur à l’environnement par conduction, rayonnement et convection. Plus l’écart entre la température de l’absorbeur et l’air ambiant est élevé, plus les pertes thermiques du concentrateur sont importantes et plus la puissance utile diminue. ))(.( aTrTrvKaPrAuQ −−= Le chauffage continue jusqu’à atteindre l'état d'équilibre entre la puissance utile et la puissance perdue, dans ce point la température d’’équilibre est atteinte.

Où est le coefficient global des pertes donné par

rvK .

rcvrv hhK +=.

(18) gCbIopaP η=

On écrit rMrCwMwCCM +=L’équation (1) devient :

(19) dtaTrTrvKaPrArdTCM ))(.( −−=

Après intégration depuis jusqu’à t, on obtient l’expression de la température en fonction du temps [7] :

0t

)/)0(.exp(*))0(./(./)(

MCttrArvKaTtrTrvKaprvKaPaTtrT

−−

+−−+=

(20)

V. EFFICACITE DU CONCENTRATEUR La mesure des performances d’un collecteur solaire est

une étape importante et nécessaire pour la compréhension du fonctionnement du système.

Cette efficacité se définit comme le rapport de l’énergie thermique absorbée par le récepteur à l’énergie reçue à l’ouverture du concentrateur [7].

aAaI

uQ=η (21)

En fonction de la concentration géométrique :

aIgC

aTrTvrKopt

)( −−=ηη

6 8 10 12 14 16 18 200

200

400

600

800

1000

Qa Qp Qu Qr

Puiss

an)

Heure locale

ces (

W

Figure 4. Les différentes puissances en fonction du temps durant la journée

du 25/7/2006

Le rendement du système est maximal au début du chauffage où la température du récepteur est égale à la température ambiante. Le récepteur ne cède pas de la chaleur au milieu ambiant. Quand la température augmente, le rendement baisse jusqu’à devenir égal à zéro au point où la température d’équilibre. Après la température d’équilibre, le rendement devient négative, le concentrateur chauffe l’atmosphère et n'est plus utilisé à bon escient. Dans ce cas là il faut arrêter le chauffage d’eau.

(22)

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


6 8 10 12 14 16 18 20-1,0

-0,8

-0,6

-0,4

-0,2

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

point d'équilibre

Rend

emen

t (%

)

Heure locale

REFERENCES [1] N. Mehdi .Bahadori, Design of solar autoclave. Solar Energy, Vol.18,pp.489-496. Pergamon press 1976. [2] B.Jennifer, Krvstal Roaers, Parabolic solar cookers, Campus Center For Appropriate technology Humboldt State University.2002. [3] B.Stine ,Michael Geyer, Power from the sun, Lyle centre for regenerative studies 2001. [4] U.H.Kurzweg ,J.P.Benson ,’Iso-Intensity absorber Configurations For parabolic Concentrators‘,Solar energy Vol29,N.2 ; pp167- 174,1982. [5] S.Bonned. et A.Alaphilippe, Conversion thermodynamique de l’énergie solaire dans des installations de faible ou de moyenne

puissance. Energ. ren :11 journées internationals de thermique. eme

pp.73-80. 2003. D.Kedwards, L.Marlot, Capteurs Solaires, Edition S C M, Paris [6]

1979. [7] O.C.Jorgensen, Collector heat capacity effect on solar system

performance, Solar energy. Vol29. No.2. pp 175-176, Printed in Figure 5. Le rendement du système en fonction du temps durant la journée

du 25/01/2006. 1982. Great Britain.

[8] Ari.Rabl , Optical and Thermal Properties of Compound Parabolic concentrators, Solar Energy .Vol18, pp 497-511. Pergamon press 1976.

6 8 10 12 14 16 18 200

50

100

150

200

250

300

350

400

tem

péra

ture

(°C

)

Heure locale

Tr Tb

Figure 6. Différentes températures en fonction du temps durant la journée

du 25/7/2006.

VII CONCLUSION

L’utilisation de ce concentrateur pour le chauffage d’eau avec un fluide stationnaire au niveau du récepteur est peu intéressant à cause de la température de stagnation atteinte au bout d’un temps très court. Le rendement du concentrateur devenant nul après un certain temps de chauffage, il faut procéder au changement du contenu du récepteur, ce qui nous permet de conclure que ce type de modèle ne peut être utilisé de façon continue toute la journée. Le temps d’utilisation de ce modèle dépend de la nature de l’application qu'on veut réaliser.

Pour rendre ce prototype complètement autonome et plus performent, il serait judicieux de le faire fonctionner en utilisant du Na Cl comme fluide caloporteur et transmettre cette chaleur par l’intermédiaire d’un échangeur à de l’eau en mouvement.

ICRE'07

Univ

ersity

Of B

ejaia


Etude d’un chauffe-eau solaire couplé à un cumulus électrique: cas d’utilisation réel.

R. Sellami, M. Abbas, H. Bendjebbas Division thermique

Unité de Développement des Equipements Solaires Route Nationale N° 11, B.P 386, Bou Ismail, Tipaza

Algérie e-mail: [email protected]

Dr M. Amirat Laboratoire de Mécanique des Fluides Théorique et Appliquée

Faculté des Sciences – Physique. U.S.T.H.B., B.P. 32, El Alia, Bab Ezzouar, Alger, Algérie.

e-mail: [email protected]

Résumé—Cette étude a pour objet d’évaluer les performances du chauffe-eau solaire de l’UDES dans un cas d’utilisation réel. Pour cela, un système de chauffe-eau solaire raccordé en série à un appoint électrique ( cumulus) a été installé pour alimenter la cantine de l’UDES, assurant 60 repas par jour, en eau chaude sanitaire pour divers utilisations. Les essais sont effectués sur un système a thermosiphon de 3.4m2 a ballon de stockage horizontal de 220 l et un cumulus de 50l et de 1200 w. Pour étudier l’influence de l’appoint électrique séparé sur les performances du système et sur les économies d’énergie réalisées, l’étude a été menée en deux phases : chauffe eau solaire sans appoint et système chauffe eau solaire / appoint électrique. Les résultats obtenus sont très encourageantes. L’utilisation d’un stockage d’appoint séparé est très avantageuse sur le plan économies d’énergie que l’on peut réaliser. La gestion de la température de consigne de l’appoint et, aussi, très importante. Les résultats montre qu’un abaissement de la température de 70°C à 60°C génère plus de 50% d’économie d’énergie.

I. INTRODUCTION L’énergie, qui est le moteur de la croissance des

économies et de développement des pays, demeure au cœur des inquiétudes mondiales de ce nouveau millénaire. A la préoccupation première du développement d’énergies alternatives aux énergies fossiles, dont les réserves mondiales s’épuisent, est venue se greffer la nécessité de réduire considérablement la production de gaz à effet de serre qui, en induisant un réchauffement sans précédent de la planète, met en danger son devenir immédiat.

Il se dessine de plus en plus l’obligation du recours aux différentes énergies renouvelables, vécues comme des énergies propres et inépuisables à l’échelle humaine, pour leur réserver, chacune avec ses spécificités, une part toujours plus grande dans le bilan énergétique mondial.

Sensible aux arguments développés à travers le monde par tous ceux qui se soucient de promouvoir un développement durable au niveau de la planète, l’Algérie

vient de mettre en œuvre un programme énergétique couvrant la prochaine décennie. Ce programme prévoit notamment :

1. de réaliser des économies d’énergies de l’ordre de six millions de tonnes équivalent pétrole (TEP) à l’horizon 2016 par la mise en œuvre des audits énergétique [1].

2. de porter, avant la fin 2015, à 6% le taux de participation des énergies renouvelables dans le bilan énergétique national.

Des objectifs qui réclameront certainement beaucoup d’efforts de tous les secteurs utilisateurs. C’est dans ce cadre que la présente étude, relative au développement d’un système de production d’eau chaude par capteur plan solaire à thermosiphon couplé à un appoint électrique, a été menée au sein de l’Unité de Développement des Equipements Solaires (UDES) de Bou Ismaïl (Tipasa, Algérie).

Le système en question a été installé pour l’alimentation en eau chaude, pour divers usages, d’une cantine assurant environ soixante repas par jour, cinq jours par semaine.

Le travail accompli a permis, dans les conditions réelles d’utilisation, de faire une évaluation du niveau d’économies d’énergie réalisées grâce au système utilisé et de mener une étude d’optimisation des conditions de fonctionnement pour assurer le maximum d’économies et rendre le fonctionnement du CES, indépendant des changements climatiques.

II. DESCRIPTION DU SYSTEME Le système proposé (Fig.1 et 2) est un chauffe-eau solaire

(CES) individuel thermosiphon associé, en série, à un cumulus électrique. Le CES, composé de deux capteurs plans solidaires d’un ballon de stockage horizontal d’une capacité de 220 l , a été entièrement conçu et réalisé dans les ateliers de l’UDES.


Le cumulus, raccordé au CES, est un appareil à usage domestique acheté dans le commerce. D’une capacité de 50 l, il est équipé d’une résistance de 1200 W et d’un thermostat permettant de fixer une température de consigne pour son fonctionnement (TABLEAU 1).

On notera que dans ce dispositif, le CES fournit de l’eau préchauffée au cumulus. L’énergie électrique n’est sollicitée que pour corriger la température de l’eau si nécessaire, en fonction de la température de consigne imposée par l’utilisateur pour répondre à ses besoins spécifiques.

Fig.1 : Schéma du dispositif étudié. Positions des points dont la température a été suivie.

Fig.2 : Vue du capteur solaire installé.

Fig. 2 : Vue de chauffe-eau solaire installé.

Cette procédure permet d’isoler le système solaire de l’appoint dans le but d’augmenter l’apport de l’énergie solaire dans l’eau chaude fournie à l’utilisateur.

Il est utile de souligner que, compte tenu de la capacité du cumulus employé, l’énergie électrique ne peut chauffer que le volume d’eau contenu dans ce dernier et qui représente moins de 20 % du volume d’eau disponible dans le système.

TABLEAU 1. CARACTERISTIQUES DU CHAUFFE-EAU SOLAIRE – CUMULUS INSTALLE

Désignation Unités

Volume de la cuve

Nombre de capteur

Ouverture capteur

Nombre de tubes / capteur

Volume du cumulus

Puissance de la résistance du cumulus

220 l

02

1.7 m2

09

50 l

1200 w

III. DISPOSITIF EXPERIMENTAL Le dispositif expérimental mis en œuvre pour assurer le

suivi du fonctionnement du système comprend (Fig.3) :

1. un compteur d’eau de type standard, pour le suivi de la consommation en eau chaude de la cantine ;

2. un compteur d’énergie électrique de type Wechselstromzähler 230v/10A pour le suivi avec précision de la consommation électrique du cumulus ;

3. des thermocouples de type K pour la mesure de la température en différents endroits de l’installation, comme indiqué dans la figure 1 ;

4. un pyranomètre de type Kipp & Zonen pour mesurer le rayonnement global sur le plan des capteurs ;

5. une centrale d’acquisition de type FLUKE Hydra série II raccordé à un Micro-ordinateur pour l’enregistrement des données mesurées.

Fig.3. Banc de mesures

IV. RESULTATS ET DISCUSIONS L’étude a été conduite en deux phases :

1. Chauffe eau solaire sans appoint : cette phase a durée deux semaines, la semaine du 07 au 12 mai à été choisie comme semaine type.

2. Chauffe eau solaire avec cumulus : il est à noter que le système de régulation est un dispositif,


Journée du 08 Mai 2007

010203040506070

8h30 10h00 11h30 13h00 14h30 16h00Temps (heures du jour)

Volu

me

d'ea

u co

nsoo

mm

é (l)

050

100150200250300350400

7 8 9 12 13 14 15 16 19 20 21 22

jours du mois

Con

som

mat

ion

enea

u ch

aude

(l)

0

2

4

6

8

10

12

116.4 258.6 334.4 368.9Litres par jour à 45°C

Prod

uctio

n so

laire

(kw

h)

0.10.20.30.40.50.60.70.8

Ren

dem

ent d

u sy

stèm

e

Production solaire (kw h) Rendement du système

thermostat différentiel, de grade commercial qui ne permet pas l’obtention d’un réglage de précision.

A. Etude du comportement du consommateur Un aspect important de l’étude expérimentale a concerné

la quantification avec précision de la consommation en eau chaude, pendant toute la période de déroulement des mesures [2], pour comprendre le comportement des usagers (cantine) et son influence sur le fonctionnement du système.

Le suivi permanent de la consommation d’eau chaude de la cantine a montré que le puisage est très variable d’un jour à l’autre (Fig.4) en fonction des paramètres suivants :

• le plat servi,

• le nombre de plats,

• la température de l’eau à l’utilisation,

• les conditions climatiques (T° ambiante).

Fig. 4 : Consommation journalière d’eau chaude de la cantine pendant le mois de mai 2007.

Il a été constaté, également, que dans la journée, le profil de consommation présente deux pics (Fig.5). Le premier, à 11h00, est attribué à l’utilisation excessive de l’eau chaude pendant la préparation du repas. Le second, à 14h00, est dû à l’opération de nettoyage.

Fig. 5 : Profil type d’une consommation journalière

d’eau chaude de la cantine.

L’analyse des profils de puisages confirme ce que l’on savait sur la grande variabilité des consommations d’eau chaude d’un jour à l’autre et dans le même jour. C’est une caractéristique que l’on ne prend assez en compte lors de la modélisation des systèmes individuels [3].

1) Influence de la température de puisage d’eau chaude sur la consommation journalière.

Il a été constaté que le niveau de température de puisage d’eau chaude avait une influence directe sur la consommation journalière de la cantine. Lorsque la température d’eau chaude est élevée, les besoins sont moindres. La température de puisage de l’eau chaude est donc un paramètre important qui rentre dans la détermination de la quantité de l’eau chaude consommée par la cantine. Le TABLEAU 2 résume clairement cette tendance. TABLEAU 2. CONSOMMATION DE L’EAU CHAUDE / TEMPE

RATURE DE CONSIGNE

B. Fonctionnement du système sans appoint électrique. Pour évaluer la production solaire et le rendement de la boucle solaire, le système a été étudié sans la mise en marche de la résistance électrique. Les résultats obtenus pendant une semaine montrent que la production solaire et le rendement de la boucle solaire croient linéairement avec la consommation de l’eau chaude, (Fig. 6).

Fig. 6 : Evolution de la production solaire et du

rendement du système / consommation journalière en eau

Température de puisage d’eau chaude (°C)

Consommation journalière en eau

chaude (l)

45

60

70

320

217

220


1) Influence de la température de consigne de l’appoint sur les économies d’énergie. Une étude de l’influence de la température de consigne de l’appoint électrique a été effectuée. Les résultats obtenus montrent clairement que la consommation électrique de l’appoint décroît avec la puissance solaire reçue (Fig. 7), cette tendance prouve que le chauffe-eau solaire avec appoint séparé est un système où le cumulus fonctionne en parfaite complémentarité avec le chauffe-eau solaire. La température de consigne de l’appoint est, aussi, un paramètre clé qui détermine le niveau des économies que l’on peut atteindre par l’utilisation de ce système.

Le TABLEAU 3 montre qu’une température de consigne inférieure de 10°C à celle qui a été fixée (de 70°C à 60°C) peut réduire la consommation de l’énergie électrique de 50%. TABLEAU 3. ECONOMIES REALISEES / TEMPERATURE DE CONSIGNE.

CONCLUSION

L’étude menée nous permet d’affirmer que : 1. la consommation de l’eau chaude diminue lorsque la température de puisage augmente. 2. les résultats obtenus montrent que l’optimisation de la température de consigne de l’appoint électrique est un paramètre décisif du niveau des économies d’énergie que l’on peut réaliser.

3. l’appoint électrique joue un rôle décisif pour limiter la quantité d’eau chaude consommée.

4. la mesure du puisage d’eau chaude est très importante pour comprendre le comportement du consommateur et son influence sur les performances du système étudié.

REFERENCES

[1] Décret exécutif N° :25-495 relatif à l’audit énergétique des établissements grands consommations d’énergie - décembre 2005. [2] G. BOUCHAUD "Caractérisation et amélioration des systèmes solaires thermiques fonctionnant en thermosiphon" -Rapport intermédiaire- ADEME, Avril 2005 [3] C. BUSCARLET et D. CACCAVELLI " Suivi et évaluation énergétiques du plan soleil, Chauffe-eau

solaires individuels, Synthèse du programme" ADEME 2006.

APPENDICES A. Emplacement des thermocouples Le tableau suivant présente l’emplacement des thermocouples dans différents points de l’installation

T° de consigne

Quantité d’eau consommée (l)

Energie électrique consommée (kwh)

60 70

220 220

2.46 4.49

01 Haut du capteur 1

02 Haut du capteur 2

03 Bas du Capteur 1

04 Ensoleillement (pyranomètre)

05 Entrée capteur (de la cuve)

06 Sortie capteur vers la cuve

07 Température ambiante

08 Sortie cuve vers cumulus

09 Sotie cumulus vers utilisation

(C)

Documents

Thermal analysis of Stirling Engine solar drivenread.pudn.com/downloads546/ebook/2254403/THEME1Complet.pdfICRE’07 University of Bejaia Thermal analysis of Stirling Engine solar driven