Energie géothermique: systèmes à basse enthalpie – partie 1 · 2014-01-15 · Energie...

Energie géothermique - systèmes àbasse enthalpie

LEEE - DACD - SUPSI

Dr. D. Pahud partie 1 – p. 1

Energie géothermique:

systèmes à basse enthalpie – partie 1

Scuola Universitaria Professionale della Svizzera Italiana

Dipartimento Ambiente Costruzioni e Design

Laboratorio Energia Ecologia Economia

Daniel Pahud

SUPSI – DACD – LEEE

- Panorama des applications géothermiques à basse enthalpie

- Systèmes avec une sonde géothermique

L’énergie géothermique

Applications de la géothermie

• utilisation indirecte (production d’électricité)

• utilisation directe (production de chaleur)


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Production d’électricité géothermique dans le monde

(sou

rce

Bru

nner

et a

l., 2

000)

Géothermie à haute et basse enthalpiebasse enthalpie => utilisation directe (chaleur) géotherm

ie de faible profondeur et géotherm

ie profonde

(source Häring Geo-project, Steinmaur)


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Ressource de faible profondeur basse enthalpie• sondes géothermiques X• serpentins horizontaux X• captage de la nappe phréatique X• pieux énergétique X

Ressource de grande profondeur• sondes géothermiques profondes• aquifère profond • eau de tunnel X• hot dry rock

Autres applications• stockage de chaleur dans le terrain X

L’énergie géothermique en Suisse

Sondes géothermiques

Pour le chauffage: 20 – 70 W/m

Longueur: 20 – 300 m

Chauffage, eau chaude, refroidissement

Dimensionnement:• géologie locale, type de

terrain • eau souterraine • utilisation, type de système• etc.


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0

100

200

300

400

500

600

700

1993 1995 1997 1999 2001 2003

Long

ueur

tota

le d

es s

onde

s gé

othe

rmiq

ues

inst

allé

es a

nnue

llem

ent (

km/a

n)

situation en Suisse

Evolution de la longueur des sondes installées annuellement

Serpentins horizontaux

Pour le chauffage: 20 – 30 W/m2

Tubes enterrés jusqu’à 3 m de profondeur

Chauffage, eau chaude

Influence de la météo, grande surface nécessaire

=> de moins en moins utilisé


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• Tuyaux en polyéthylène enroulés en spirales.

• Profondeur 1.5 m jusqu’à3 m

• Chauffage, refroidissement

• Alternative pour des faibles puissances de chauffage de l’ordre de 10kW

• Compensation de sondes trop courtes

Corbeilles géothermiques

Captage de la nappe phréatique

Perméabilité suffisamment élevée


Eau de la nappe 8 – 12 °C, constante toute l’année

Système à 1 ou 2 puits


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Pieux énergétiques

Pieux de fondations avec échangeur de chaleur


Similaire au stockage saisonnier de chaleur

Pour le chauffage: 20 – 100 W/m

Centro scolastico a Fully (VS)

Eau de tunnel

Effet de drainage d’un massif rocheux

Chauffage de bâtiment par le biais d’une pompe àchaleur

Température jusqu’à 30 °C

Exemple du tunnel de la Furka à Oberwald (VS): eau à la sortie du tunnel: 16 °C, débit de 5’400 litres/minpotentiel de chauffage de 3’700 kW (si eau refroidie à 6 °C)actuellement: 177 appartements alimentés par l’eau de tunnel, puissancede chauffage installée de 960 kW


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Stockage de chaleur dans le terrain

Stockage saisonnier de l’énergie solaire

Chauffage, eau chaude, dégivrage de route, etc.

Stockage saisonnier de “chaleur” et de “froid”

(fon

te R

ybac

he

al.,

2000

)

618Total4Eau de tunnel

36Aquifère profond

1Sondes géothermiques profondes

3Pieux énergétiques

180Captage de la nappe phréatique

32Serpentins horizontaux

362*)Sondes géothermiques

Production annuelle (GWh)Système

Contribution des différentes sources d’énergie géothermique (estimation pour 1999, sans compter les centres thermaux)

Energie géothermique en Suisse

*) estimation 2001: environ 500 GWh/an


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Avantages de la géothermie

• Indépendance énergie indigène et respectueuse de l’environnement

• Durabilité inépuisable à l’échelle de l’ère humaine

• Disponibilité disponible en permanence, ne dépend pas de conditions climatiques

• Universalité utilisable dans tout pays et pour tout climat

• Discrétion les installations ne nécessitent qu’un espace minimum en surface

Sources d’information sur internet www.geothermal-energy.ch Société Suisse pour la

Géothermie (SSG)

www.energie-suisse.ch Geothermal Program of OFEN

www.dhm.ch Deep Heat Mining Project Basel

www.soultz.net European HDR project, Soultz-s-F, France

www.geothermie.de German geothermal association e.V.

www.iga.igg.cnr.it International Geothermal Association (IGA)


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1 tep 42.244 GJ1 tonne de pétrole brut 7.3 barils 1'160 litres1 tep (tonne équivalent pétrole) 1 toe (tonne oil equivalent)1 cal (calorie) 4.186 J1 PJ (P : péta) 1015 J1 HJ (H : hexa) 1012 J1 GJ (G : giga) 109 J1 MJ (M : méga) 106 J1 kJ (k : kilo) 103 J1 J 1 W s (Watt seconde) Unité de mesure d’énergie du système international : J (Joule)

Unités d’énergie

Paramètres déterminants pour les processus thermiquesConduction dans le terrain

=> conductivité thermique λ W/mK

=> capacité thermique volumétrique ρC J/m3K

Convection dans le terrain

=> perméabilité

=> gradient hydraulique

Température initiale du terrain

• diffusivité thermique m2/s C

ρλ

=a

SUPSI – DACD – LEEE Laboratorio di Energia, Ecologia ed Economia

Author: Daniel Pahud

Conductivité-et-capacité-roche.doc

Propriétés physiques Dans la table suivante, les valeurs de conductivité thermique et de capacité thermique volumétrique des roches les plus courantes sont données à titre indicatif (VDI 4640, 2000). Type de roche – rock type Conductivité thermique –

Thermal conductivity λ (W/mK) min valeur typique max

Capacité thermique volumétrique – Volumetric thermal capacity ρC (MJ/m3K)

Roches magmatiques – Magmatic rocks Basalte – basalt 1.3 1.7 2.3 2.3 – 2.6 Diorite – diorite 2.0 2.6 2.9 2.9 Gabbro – gabbro 1.7 1.9 2.5 2.6 Granit – granite 2.1 3.4 4.1 2.1 – 3.0 Péridotite – peridotite 3.8 4.0 5.3 2.7 Rhyolithe – rhyolite 3.1 3.3 3.4 2.1 Roche métamorphiques – Metamorphous rocks Gneiss – gneiss 1.9 2.9 4.0 1.8 – 2.4 Marbre – marble 1.3 2.1 3.1 2.0 Métaquartzite – metaquartzite env. 5.8 2.1 Micaschistes – micaschists 1.5 2.0 3.1 2.2 Schistes argilleux – argillaceous schists 1.5 2.1 2.1 2.2 – 2.5 Roches sédimentaires – Sedimentary rocks Calcaire – limestone 2.5 2.8 4.0 2.1 – 2.4 Marne – marl 1.5 2.1 3.5 2.2 – 2.3 Quartzite – quartzite 3.6 6.0 6.6 2.1 – 2.2 Sel – salt 5.3 5.4 6.4 1.2 Grès – sandstone 1.3 2.3 5.1 1.6 – 2.8 Roches argilleuses, limoneuses – claystone/siltstone 1.1 2.2 3.5 2.1 – 2.4 Roches non consolidées – Unconsolidated rocks Gravier, sec – gravel, dry 0.4 0.4 0.5 1.4 – 1.6 Gravier, saturé d’eau – gravel, watersaturated env. 1.8 env. 2.4 Moraine – moraine 1.0 2.0 2.5 1.5 – 2.5 Sable, sec – sand, dry 0.3 0.4 0.8 1.3 – 1.6 Sable, saturé d’eau – sand, watersaturated 1.7 2.4 5.0 2.2 – 2.9 Argile/limon, sec – clay/silt, dry 0.4 0.5 1.0 1.5 – 1.6 Argile/limon, saturé d’eau – clay/silt, watersaturated 0.9 1.7 2.3 1.6 – 3.4 Tourbe – peat 0.2 0.4 0.7 0.5 – 3.8 Autres substances – Other substances Bentonite – bentonite 0.5 0.6 0.8 env. 3.9 Béton – concrete 0.9 1.6 2.0 env. 1.8 Glace (-10°C) – ice (-10°C) 2.32 1.87 Plastique (PE) – plastic (PE) 0.39 - Air (0-20°C, sec) – air (0-20°C, dry) 0.02 0.0012 Acier – steel 60 3.12 Eau (+10 °C) – water (+10 °C) 0.58 4.19 Table Conductivité thermique et capacité thermique volumétrique de différents types de

roche.


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Influence de la surface sur les températures du terrainOnde de chaleur

Profondeur de pénétration

( ) ) /z )t(t cos( /z exp dT T t)T(z, ooo δωδ --- ⋅⋅+=

7.29 m3.17 m1 année2.10 m0.91 m1 mois1.01 m0.44 m1 semaine0.38 m0.17 m1 jour0.08 m0.03 m1 heure

Profondeur pour une réduction d’un facteur 10 de l’amplitude de l’onde de chaleur

Profondeur de pénétration (δ)

Période de l’onde de chaleur (T)

T/ / 2 πωδ aa ==

calculé pour une diffusivité thermique de 10-6 m2/s

Influence de la surface sur les températures du terrain - calcul

0

5

10

15

200 5 10 15 20

Température [°C]

Prof

onde

ur (

z) [

m]

janvier

avril

juillet

octobre

diffusivité thermique du terrain: 10-6 m2/s

To

dTo


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Influence de la surface sur les températures du terrain - mesure

(sou

rce

Sann

er)


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Systèmes avec une sonde géothermique

- sonde géothermique

- extraction à long terme – d’où vient l’énergie

- dimensionnement d’un système de chauffage avec sonde géothermique

- exercice




Dr. Daniel Pahud

Laboratoire d’Energie, d’Ecologie et d’Economie – DACD – SUPSI

Qu’est-ce qu’une sonde géothermique ?

Echangeur de chaleur avec le terrain, formé par la sonde géothermique et le terrain lui-même

Taille de l’échangeur: longueur H de la sonde

Q [W] = q [W/m] H [m]

Un transfert de chaleur q [W/m] crée un écart de température entre le terrain Tm dans la zone non perturbée par la sonde et le fluide caloporteur Tf circulant dans la sonde

q [W/m] = (Tm – Tf) [K] / (Rb* + Rg(t)) [K/(W/m)]




Sonde géothermique


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Comment fait-on une sonde ?




Forage

diamètre:

10 – 15 cm

profondeur:

20 – 300 m

Sonde géothermique

Sonde géothermique en double-U




polyéthylène PE

diamètre ext. tube 20 - 25 - 32 - 40 mm

Sonde géothermique


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Matériau de remplissage




Idéalement un matériau - facilement mis en place- bon contact tube-terrain - bon conducteur thermique- très peu perméable à l’eau

En pratique- coulis ciment-bentonite

Matériaux plus conducteur- ThermoCem© Stüwatherm®

- sable de quartz ?Sonde géothermique

Paramètre clef d’une sonde géothermique




Résistance thermique effective de la sonde Rb* = (Tb-Tf) / q

- +

- +

0.1 m

ground

pipes spacer

+ upward fluid channel - downward fluid channel

borehole wall

filling material

Importance- diamètre forage- écartement des tubes- conductivitéthermique matériau de remplissage- régime d’écoulement- débit et longueur

Rb* ~ 0.1 K/(W/m); ∆T=Tb-Tf de 5 K avec transfert de 50 W/m

Sonde géothermique


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Effet du débit et de la longueur de la sonde sur Rb* (double-U)




Résistance thermique locale de la sonde Rb

régime d’écoulement

Tb

Tf

Tf

Tf

Tf

Résistance thermique effective de la sonde Rb

*

débit et longueur H de la sonde

Rb* = Rb + A

2

débitH

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛

Sonde géothermique

Calcul de Rb* (double-U) pour la sonde pilote du centre D4




0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.0 0.5 1.0 1.5 2.0Débit dans la sonde [m3/h]

Rés

ista

nce

ther

miq

ue e

ffect

ive

Rb*

[K

/(W/m

)]

Sonde pilote: longueur 160 m diamètre forage 15 cm double-U

Sonde géothermique


Page 1/13 Author: Daniel Pahud

Geothermie-EPFL-BHE-calculation.doc

1. BOREHOLE HEAT EXCHANGER – LONG TERM EFFECT AND CALCULATION Shallow geothermal energy had a great development these last years with the ground coupled heat pump systems (GCHP system). Borehole heat exchangers (BHE) are coupled to a heat pump for heating purposes. In certain cases, the borehole heat exchangers are also used for cooling purposes. They may serve as a heat sink for a cooling machine. Direct use is also possible, for the cooling of the building structure or the air without cooling machine. A borehole heat exchanger is a ground heat exchanger devised for the extraction or injection of thermal energy from/into the ground. A borehole heat exchanger is usually drilled to a depth of between 20 and 300 m with a diameter of 10 – 15 cm. Pipes are inserted inside the borehole so that a heat carrier fluid can circulate and exchange heat with the surrounding ground. For example a double U-pipe heat exchanger (see figure 1) is made of 2 plastic pipes forming a U-shape in the borehole, so that the fluid is driven down to the bottom and then back up (typical outer pipe diameter: 25 – 40 mm). A filling material is introduced between the pipes and the borehole wall, in order to ensure good thermal contact with the ground. In some cases, the filling material also has to prevent vertical circulation of ground water.

- +

- +

0.1 m

ground

pipes spacer

+ upward fluid channel - downward fluid channel

borehole wall

filling material

Figure 1 Schematic cross section of a typical double U-pipe borehole heat exchanger. Every few

metres, spacers may also be fixed on the pipes to keep them apart. Calculation tools for the thermal simulation of a borehole heat exchanger or even multiple borehole exchangers exist for the calculation of both short-term and long-term effects. At Lund University in Sweden, simple and fast methods were developed to quickly estimate the thermal behaviour of a borehole configuration. They are based on the concept of g-functions (Claesson and Eskilson, 1987a;




Eskilson, 1987). Eskilson also found analytical solutions of the heat conduction equation for a single borehole exchanger. They will help us to better understand the long-term thermal process in the ground, the spatial extension of the thermal perturbation and the origin of thermal heat in the case of pure heat conduction and for heat extraction only.

Long-term thermal process of a single borehole heat exchanger Thermal heat processes in the ground are heat conduction and heat convection (free or forced). The processes tend to bring the system to a steady state. Where a significant regional ground water flow exists, it is often not allowed to make a borehole heat exchanger. The “worst case”, in the point of view of the heat extraction efficiency of a borehole heat exchanger, is when the heat transfer by convection is negligible. In the following considerations, we will restrict the calculations to the pure heat conduction case. The yearly variations of the thermal power extracted by a borehole heat exchanger can be seen as a periodic function that is added to an average heat extraction power Q, which would be the resulting power if a constant heat extraction rate was achieved during the year. After one period, the net energy extracted by the periodic component is zero. The amplitude of the resulting temperature oscillations in the ground are decreasing with the distance to the borehole, and they can be neglected after a few meters already. Due to the cylindrical symmetry, the attenuation of this thermal wave is even stronger than for the plane case discussed in the previous chapter. As we are interested in long term effects in the ground, it is sufficient to consider only the average heat extraction power Q of the borehole. As seen in the previous chapter, the influence of the annual variations at the ground surface are small after a few meters. They can be neglected, since the typical length of a borehole is around 100 m. It is quite sufficient to use an equivalent constant air temperature To at the ground surface (Claesson and Eskilson, 1987b). This temperature is normally close to the annual mean air temperature. These considerations allow us to define the long term thermal problem related to a borehole heat exchanger. In figure 2a we consider the ground before heat is extracted by a borehole. The geothermal heat flux qgeo, assumed to be constant, is responsible for the geothermal temperature gradient. This is an equilibrium state which defines the natural conditions. The temperature field in the ground is stationary and depends only on the depth z. The geothermal heat flux crosses the ground surface and is entirely dissipated in the environment.




H

q = 0 (W/m)

To

To(z)

2a: before

qgeo (W/m2)

H

q = q1 (W/m), t > 0

To

T(r,z,t)

2b: after

qgeo (W/m2)

Q = q1 H = Qg(t)+Qs(t)

Figure 2 Definition of the thermal problem related to a single borehole heat exchanger (of active

length H) in the case of pure heat conduction in a homogeneous ground. In figure 2b, heat is extracted from the borehole heat exchanger. The heat extraction can be characterised by the average heat extraction rate q1, defined by the ratio Q/H (Claesson and Eskilson, 1987b). H is the active length of the borehole, i.e. the length along which heat is extracted. Deep enough below the borehole, the geothermal heat flux qgeo will not be influenced and will remain constant. At the ground surface, a time- and radial-dependent heat flux (qsurf(r,t)) will start to flow from the environment to the ground. It will be superposed to the natural geothermal heat flux that normally crosses the ground surface. The thermal power Qs(t) results from the integration of this heat flux over the ground surface. Qs(t) is one of the two energy sources of the borehole. It is called the boundary heat source, as heat originates from both the geothermal heat flux and the environment. The net contribution from the environment is known from the integration of the overall heat flux at the ground surface (i. e. qsurf(r,t) - qgeo) over the area where it flows towards the ground, thus where (qsurf(r,t) - qgeo) is positive. The other heat source is Qg(t), which is simply the thermal power extracted from the thermal capacity of the ground. This heat source can last only if the ground temperature is decreasing with time. The questions to answer are how the relative importance of the two heat sources evolves with time and does a stabilisation of the borehole temperature occur ? As we consider a pure heat conductive problem in a homogeneous medium, the equation to solve is the heat conduction equation. The superposition principle allows us to treat the influence of the borehole heat extraction as a temperature perturbation that is superposed to the natural temperature field To(z). As a result, the initial and top boundary temperature that the temperature perturbation field has to satisfy are zero (see figure 3).




H

q = q1 , t>0

To

T(r,z,t) =

qgeo (W/m2)

To

To(z) +

qgeo (W/m2)

H

q = q1 , t > 0

T = 0 °C

Tq(r,z,t)

Tq(r,z,t=0)= 0 °C To(r,z,t=0)= To(z)

Figure 3 The influence of the borehole heat extraction is treated as a temperature perturbation. The problem has been solved by Eskilson who approximated the borehole with a finite line sink. The zero temperature at the ground surface is obtained by adding a finite mirror source (Claesson and Eskilson, 1987b). The transient analytical solution is (equations 1 and 2):

ds t 4

rerfc

r1 -

t 4r

erfc r1

4q

- t)z,(r,THD

D

1q1 ∫

+−

−

+

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

aaλπ (1)

2222 s)(z r r s)-(z r r ++=+= −+ (2) The time t is counted from the beginning of the heat extraction rate q1. The depth z is measured with a positive value from the ground surface. The radius r is the radial distance to the borehole axis. The total depth of the borehole is D+H, where D is the distance from the ground surface to the top part of the borehole where heat is extracted. The solution contains the complementary error function erfc, defined by the formula (3).

∫∞

=x

- de 2 erfc(x)2

µπ

µ (3)

When the time t is increasing to large values (infinity), the solution for the temperature field Tq1 tends toward a stationary solution (see equation 4).




ds r1 -

r1

4q

- z)(r,THD

D

1sq1 ∫

+

−+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

λπ (4)

This steady state solution means that heat can be extracted from the borehole without any decrease of the temperature field. In other terms, heat extraction can never stop and the heat source will never be exhausted. In this sense, shallow geothermal energy is a fully renewable source of energy. The transient solution for Tq1 can be used to calculate the perturbation heat flux qsurf(r,t) at the ground surface. It is then integrated over the ground surface to establish a formula for the boundary heat source Qs(t). Eskilson did the job and found (equations 5 and 6):

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ +⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛= t 4HDierfc -

t 4Dierfc t 4 q (t)Q 1s aa

a (5)

( ) ( )xerfc x - e 1 xierfc2x-

π= (6)

Let us define a typical example with the following characteristics:

• rb = 0.06 m (borehole radius) • H = 120 m (active borehole length) • D = 2 m • λ = 2.4 W/mK (mean ground thermal conductivity) • ρC = 2.16 MJ/m3K (mean ground volumetric thermal capacity) • Tm = 11.5 °C (average ground temperature before heat extraction, corresponds more or

less to the average ground temperature at half of the borehole length (depth of 60 m)) • Qsource = 4.5 kW (Heat extraction power from the borehole during system operation; it fixes the

design heat extraction rate q to 4500W/120m = 37.5 W/m) • toperation = 1800 h/y (Annual operating time of the borehole heat exchanger / heat pump)

These numbers fix the ground thermal diffusivity a to 1.1 . 10-6 m2/s and the average heat extraction rate q1 to 7.7 W/m. The formulas given above allow us to calculate the fraction of the extracted heat that originate from the boundary heat source (η = Qs(t)/(H q1)) and the borehole wall temperature Tb, calculated as the average ground temperature along the borehole at the borehole radius (see table 1).




Time t / year 1 2 5 10 50 100 500 1000

η = Qs(t)/(H q1) 4% 6% 11% 16% 37% 50% 75% 82%

Tb / °C 8.98 8.82 8.62 8.48 8.23 8.17 8.11 8.11 Table 1 Fraction of the extracted thermal energy that originates from the boundary heat source (η

and average borehole wall temperature Tb). In the stationary state all the extracted energy comes from the boundary heat source. Assuming a geothermal temperature gradient of 30 K per km and the previous data, the net contribution from the environment is calculated to about 5%. The remaining 95% comes from the geothermal heat flux that has been trapped by the borehole heat exchanger. From table 1 it can be seen that steady state conditions require an extremely long time to be reached. The necessary time so that more than 90% of the extracted heat originates from the boundary heat source is counted in millenniums. However the thermal influence of the borehole is relatively modest. At a radial distance of 10 meters, the maximum temperature decrease in the ground is about 1 K under steady state conditions. For a single borehole heat extraction system, the borehole temperature stabilises much faster than the time required for a stationary state. After 1 operation year the long term temperature decrease has already reached three quarters of its maximum value. The long term temperature decrease is superposed to the annual and daily temperature variations in the borehole, which are typically of about 10 K. For the calculated example, the remaining temperature decrease is less than 1 K after 1 year.

The g-function concept Eskilson has shown by numerical studies that the thermal process within the borehole can be separated from the thermal process in the ground by considering the average temperature of the borehole wall Tb (Claesson and Eskilson, 1987c). When a constant heat extraction rate q1 is extracted from the borehole, the evolution of the borehole wall temperature Tb can be calculated with the help of a dimensionless g-function (equation 7).

Tb(t) = Tm - /H)r g(Es, 2

qb

1

λπ or q1 = (Tm – Tb(t)) / Rg(t)

(7) with Rg(t) = /H)r g(Es,

21

bλπ

The undisturbed ground temperature Tm is the average temperature of the ground layer crossed by the borehole before heat is extracted. Es is called the Eskilson number and is defined by the ratio t/ts. The time ts is the time scale associated to a single borehole so that the steady state solution provides a good approximation of the borehole temperature (see equation 8). The borehole radius is rb.




a9H t

2

s = (8)

For times greater than ts, Eskilson approximated the g-function of a single borehole (equation 9) with the help of the steady state solution Tq1s given in the previous section (Claesson and Eskilson, 1987b).

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=>

bb r 2

Hln /H)r 1, g(Es (rb << H) (9)

The maximum deviation is 7% at Es = 1. For smaller times ( s

2b t t r 5

<<a

), Eskilson established a radial

solution with the help of an infinite line source. The lower limit, which is typically a few hours, is due to the line source approximation (see equation 10).

ln(Es) 21

r 2Hln /H)r 1, Es

tr 5

g( b

bs

2b +⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=<<

a (10)

The time ts is actually defined by the time where the two approximations intersect (see figure 4). For the example given above, the time ts corresponds to about 50 years.

Figure 4 Graphic representation of the g-function for a single borehole heat exchanger (having

rb/H=0.0005) and its approximation with relations 9 and 10 (dashed line).




The solution for a variable heat extraction rate q(t) is obtained from the solution for a constant heat extraction step q1 by using the principle of superposition. The concept of g-function can be applied to any borehole configuration. Eskilson did calculate many different configurations with the Superposition Borehole Model (SBM) he developed (Eskilson and Claesson, 1987). The g-function depends also on geometric parameters, such as the dimensionless borehole spacing B/H. The dependence on D/H was found to be small (Claesson and Eskilson, 1987a). In figure 5 the g-functions for a two borehole configuration is shown as an example. The distance B is the spacing between the two boreholes. The g-function for a single borehole is shown with the dashed line.

Figure 5 Dimensionless g-function for a two borehole configuration. The spacing between the two

borehole is B. The g-functions do not depend on the parameters for the heat exchanger in the borehole. For a different borehole radius r1 the dependence is given by relation 11 (Claesson and Eskilson, 1987a).

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

b

1b1 r

rln ...) /H,r , g(Es ...) /H,r , g(Es - (11)




The borehole thermal resistance The thermal characteristic of a borehole heat exchanger is determined by its effective borehole thermal resistance Rb

*, which defines the proportional relationship between the temperature difference fluid–ground on the borehole wall and the heat rate exchanged by the borehole. As the temperatures and heat rate are time-dependent, this relation disregards the heat capacitive effects of the borehole itself, whose effects are normally small. The effective borehole thermal resistance takes into account both the geometrical parameters of the borehole heat exchanger (pipe spacing, diameter, number of pipes, depth) and the physical parameters (thermal conductivity of the materials, flow rate in the borehole, fluid properties, etc.). The quality of the borehole heat exchanger is higher with a lower borehole thermal resistance. By definition, the mean fluid temperature is the arithmetic mean of the inlet/outlet fluid temperature to/from the borehole (cf. relation 12, Hellström, 1991).

*bfb R q T T ⋅=- or q = (Tb-Tf) / Rb

* (12)

)T (T 21 T foutfinf += (13)

• Rb* : effective borehole thermal resistance of the borehole heat exchanger [K/(W/m)]; • Tf : mean fluid temperature defined by relation (13). Tf is the arithmetic mean of the inlet

fluid temperature (Tfin) and the outlet fluid temperature (Tfout) into/out of the borehole heat exchanger [°C];

• Tb : average ground temperature on the borehole wall [°C]; • q = Q/H [W/m], Q : total heat rate transferred by the borehole [W] whose active length is H [m].

A low flow rate tends to increase the effective borehole thermal resistance, especially if the borehole is long. A typical value for a double-U pipe heat exchanger is 0.1 K/(W/m). It means that a heat extraction rate of 50 W/m induces a temperature loss of 5 K (= 0.1 K/(W/m) x 50 W/m) between the mean fluid temperature Tf and the average ground temperature on the borehole wall Tb.

Minimum fluid temperature The minimum temperature of the heat carrier fluid is an important parameter for the viability of the GCHP system (ground coupled heat pump system). The fluid temperature should not decrease below a minimum value, which is normally fixed by technical and geological reasons (constraint). The boreholes have to be sized in order to both fulfil the minimum fluid temperature constraint and the heat requirement of the heat pump (heat rate and annual extracted thermal energy). The same considerations also apply for a maximum fluid temperature in the case of cooling. It is often sufficient to use a rather simple form for the heat extraction rate evolution q(t). In figure 6, an annual evolution is shown. The constant component q1 is the mean heat extraction rate that




corresponds to the annual thermal energy extracted. A periodic heat extraction rate qp is superposed to represent the seasonal variations. Integrated during the period, the net thermal energy transferred is zero. When the heat extraction rate is maximum, a short term heat extraction rate qm is superposed, so that the total heat extraction rate corresponds to the design heat rate when the heat pump is operating. The duration of this pulse is denoted tm (typically a few days). The net energy extracted by this pulse is negligible. With data from the previous example, q1 = 7.7 W/m, qp = 20 W/m and qm = 9.8 W/m (q1 + qp + qm = 37.5 W/m).

0

10

20

30

40

Time (one year)

Hea

t ext

ract

ion

rate

[W

/m]

q1

qp

qm

Figure 6 Simplified heat extraction rate evolution for a typical year (constant + periodic +

pulse). The minimum fluid temperature is assessed for a given time horizon tdim. The largest effect of each of the heat rate components (constant + periodic + pulse) are calculated with their respective formulas and added (superposition principle). We assume that the largest effects occur roughly at the same time. The minimum fluid temperature is calculated with equation 14.

( ) ( ) ( ) *bmp1mpulsemmax-periodicpdimfunc-g1mminf, R qqq - tRq - Rq - tRq - T T ⋅++⋅⋅⋅= (14)

The minimum fluid temperature Tf,min is the average fluid temperature defined by relation (13). To determine for example the minimum inlet fluid temperature, the equation for the heat rate extracted by the heat carrier fluid is used.

)T (T cp m H q foutfinFluid −⋅⋅=⋅ & (15)




• q : heat extraction rate (W/m) ; in the case of the minimum fluid temperature, q = q1 + qp + qm;

• m& : mass flow rate of the heat carrier fluid (kg/s) ; • cpFluid : thermal capacity of the heat carrier fluid (J/kgK).

In order to be able to calculate an estimate of the minimum fluid temperature, each term of equation 14 are explained below (see equation 7 for Tm). The long-term influence Rg-func(tdim) The long term influence is calculated with the g-function, and takes into account the borehole configuration and geometric parameters. From equation 7 the expression is:

( ) /H)r ),g(Es(t 2

1 tR bdimdimfunc-g λπ= (16)

The time horizon tdim fixes the Eskilson number Es = tdim/ts. The time scale of the thermal process ts is calculated with relation 8. In the case of a single borehole and for the stationary state, relation 9 can be used:

( ) ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=∞=

bsingle-func-g r 2

Hln 2

1 tR λπ

(rb << H) (17)

Data from example gives: Rg-func-single = 0.458 K/(W/m) q1 Rg-func-single = 3.53 K The seasonal influence Rperiodic-max The thermal problem of a periodic heat extraction from a single borehole heat exchanger has been solved by Claesson and Eskilson (1987b). The influence radius of this periodic solution is only a few meters from the borehole for an annual variation. The solution can be applied to multiple heat extraction boreholes if the smallest distance between the borehole Bmin satisfy criterion (18).

T 0.7 Bmin a> (18) The period T is one year. The maximum influence of the periodic component is calculated with relation 19.




( ) 16/)r/2ln( 21 R 22'

pbmax-periodic πγλπ

+−= ( 0.1 r 'pb < ) (19a)

/2 r r b

'pb δ= and T/ πδ a= (19b)

• γ is the Euler number, γ = 0.5772; • δ is the penetration depth.

Data from example gives: r '

pb = 0.025 m

Rperiodic-max = 0.257 K/(W/m) qp Rperiodic-max = 5.13 K The short-term influence Rpulse(tm) The short term pulse corresponds to a constant heat extraction rate at the nominal power of the heat pump. This pulse lasts typically a few days. It will decrease the fluid temperature to its minimal value. The short duration of this pulse allows us to use the line source solution (10) for a single borehole.

( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= γ

λπλπ

r t 4ln

41 )/tln(t

21

r 2Hln

21 tR 2

b

msm

bmpulse

a (20)

• tm is the duration of the pulse (s); Data from example gives: Rpulse(1 day) = 0.136 K/(W/m) qm Rpulse(1 day) = 1.33 K

Rpulse(10 day) = 0.212 K/(W/m) qm Rpulse(10 day) = 2.08 K The borehole influence Rb* When the lowest fluid temperature is reached, the design heat rate (q1 + qp + qm) is extracted from the borehole heat exchanger. The temperature loss is calculated with the last term of equation 14. Data from example gives: q1 + qp + qm = 37.5 W/m Borehole thermal resistance of 0.1 K/(W/m) (q1 + qp + qm) Rb* = 3.75 K The maximum temperature decrease is calculated to about 14 K. It is interesting to notice that more than a quarter of the total temperature loss occurs in the borehole. The total temperature loss is




calculated relative to the undisturbed mean ground temperature, fixed to 11.5 °C in the example. As a consequence, the minimum fluid temperature is about -3 °C. However the average ground temperature on the borehole wall is 3 to 4 K warmer than the fluid and should not freeze. Dimensioning the total borehole length H Dimensioning using formula (14) is simple. Suppose that Q1 = q1 H, Qp = qp H and Qm = qm H are given, and the total borehole length is to be chosen. The depth H is obtained with formula (14) for a given Tf,min (system constraint). Negligible effects

• The thermal impact of a heat extraction borehole near and at the ground surface is completely negligible compared to natural variations.

• The natural temperature variations, effect snow, etc. are negligible on the thermal performance of a typical borehole heat exchanger (length of about 100 m).

Calculation programmes An alternative to the method exposed in the previous section is to use any sequence of stepwise constant values for the given heat extraction. This has been implemented in the Earth Energy Designer (EED) programme (Hellström and Sanner, 2000; www.buildingphysics.com/earth1.htm). This easy-to-use and fast tool contains more than 300 borehole configurations which are stored with g-function families. Another easy-to-use and fast programme is EWS (Huber and Schuler, 1997; Huber and Pahud, 1999). The circulation pump has also to be correctly sized. Oversized circulation pumps are often a reason for a low overall heat pump coefficient of performance (COP). The electric power required to operate the system (circulation pumps, system control, etc.) should not exceed 5 to 10% of the electric power of the heat pump compressor. Simple tools exists to help the pump sizing. For example, the Excel sheet EWSDRUCK (Huber, 1999) can be downloaded from the web site www.igjzh.com/huber/download/. Ground properties are also important parameters to estimate. For the Swiss plateau, the SwEWS programme (Leu and al., 1999) provides good estimates. There are also numerous detailed programmes for the simulation of multiple borehole heat exchanger. They are SBM, COSOND, NUSOND, FRACTURE, PILESIM, TRNSYS with TRNSBM or TRNVDSTP. This list is not exhaustive.


LEEE - DACD - SUPSI


Extraction à long terme – d’où vient l’énergie

Extraction à long terme

H

q = 0 (W/m)

To

To(z)

2a: before

qgeo (W/m2)

H

q = q1 (W/m), t > 0

To

T(r,z,t)

2b: after

qgeo (W/m2)

Q = q1 H = Qg(t)+Qs(t)

Résolution du problème thermique

H

q = q1 , t>0

To

T(r,z,t) =

qgeo (W/m2)

To

To(z) +

qgeo (W/m2)

H

q = q1 , t > 0

T = 0 °C

Tq(r,z,t)

Tq(r,z,t=0)= 0 °C To(r,z,t=0)= To(z)



LEEE - DACD - SUPSI


Résolution du problème thermique

Surface du terrain, perturbation sonde : qsurf(r,t) environn. => terrain

Qs(t) => intégration de qsurf(r,t) => boundary heat source

Qg(t) => refroidissement terrain => ground heat sourceContribution nette de l’environnement: intégration de qsurf(r,t) – qgeo dans la zone où le flux de chaleur résultant est dirigé vers le sol

Questions à répondre:

=> quelle est l’importance relative entre Qs(t) et Qg(t) ?

=> est-ce qu’une stabilisation des températures à lieu ?

=> quelle est la part d’énergie en provenance de l’environnement ?


Solutions (Claesson et Eskilson, 1987b)

ds t 4

rerfc

r1 -

t 4r

erfc r1

4q

- t)z,(r,THD

D

1q1 ∫

+−

−

+

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

aaλπ

2222 s)(z r r s)-(z r r ++=+= −+

Régime stationnaire

ds r1 -

r1

4q

- z)(r,THD

D

1sq1 ∫

+

−+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

λπ

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ +⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛= t 4HDierfc -

t 4Dierfc t 4 q (t)Q 1s aa

a



LEEE - DACD - SUPSI


Exemple typique (sonde de 120 m)

Pour avoir η > 90% (régime stationnaire) => millénaires

Stabilisation température forage beaucoup plus rapide (après 1 an, la baisse de température atteint ¾ de l’abaissement total)

Influence thermique sonde modeste, maximum 1 K à 10 mètres

Régime stationnaire, 5% énergie de l’environnement95% énergie du flux géothermique

8.118.118.178.238.488.628.828.98Tb / °C

82%75%50%37%16%11%6%4%η = Qs(t)/(H q1)

10005001005010521Time t / year


Règles de dimensionnement




Petites installations de chauffage (Pth < 30 kW)

• clef de dimensionnement => puissance spécifique d’extraction - 50 W/m ?!- VDI 4640 (2001)- Documentations SIA D025, SIA D0136- etc.

Pdemande => Pextraction => H sondes H

Dimensionnement d’un système de chauffage avec sonde géothermique


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Demande d’énergie thermique

• puissance thermiquechauffage bâtiment (norme SIA 384/2)

eau chaude sanitaire (ajouter environ 0.2 kW/personne pour une habitation)

correction si N heures par jour sans électricité (facteur multiplicatif de 24/(24-N) )

• énergie thermique

bilan énergétique (norme SIA 380/1)

eau chaude (selon SIA 380/1: 830 kWh/personne/an pour une habitation)

• distribution de chaleurà la température la plus basse possible: chauffage au sol – dalles actives – panneaux rayonnants – etc.


Pompe à chaleur ( f

onte

: Bor

el, 1

991,

The

rmod

ynam

ique

et é

nerg

étiq

ue)



LEEE - DACD - SUPSI


Pompe à chaleur sol - eau ou eau - eau Importance des températures de travail. Les performances de la PAC sont données pour des points de fonctionnement déterminés. Par ex.:

B0 / W35 (PAC sol - eau)

W0 / W35 (PAC eau - eau)


Pompe à chaleur (PAC)

Sonde géothermique

35 °C 0 °C

0

1

2

3

4

5

6

7

-5 0 5 10 15Température entrée évaporateur °C

CO

P -

Température sortie condensateur 35°C40°C

45°C50°C

55°C

Pompe à chaleur sol - eau et eau - eau Coefficient de performance COP = Qchauffage / Qélectrique

B0 / W35

B0 / W55B5 / W45

Qchauffage = Qcondensateur



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Choix de la pompe à chaleur: http://www.wpz.ch/

http://www.ntb.ch/files/1/3895/SW_WW_DE_EN255_14.3.05.pdfDim

ensi

onne

men

t d’u

n sy

stèm

e de

cha

uffa

ge a

vec

sond

e gé

othe

rmiq

ue

Choix de la pompe à chaleur

• selon la demande de puissance thermique

• selon les températures de travail

sonde géothermique et chauffage à basse température

=> point de fonctionnement PAC à B0 / W35



LEEE - DACD - SUPSI


Type de système et dimensionnement

• méthode simple pour petites installations (<30 kWth)7 typologies standards

- PAC sans accumulateur et avec / sans production d’eau chaude sanitaire (2 typologies)

- PAC avec accumulateur en série / parallèle et avec / sans production d’eau chaude sanitaire (4 typologies)

- PAC avec support solaire pour le chauffage et l’eau chaude sanitaire (1 typologie)

Source: Schémas standard pour petites installations de pompes à chaleur. 1ère partie: fiches techniques (2002) Office Fédéral de l’Energie.

=> rapport téléchargeable: www.waermepumpe.ch etsélectionner « Forschung/Entwicklung » et puis « Français »

ou www.pac.ch/downloads_01.html, section « Technique »


Sélection du type de système (STASCH 1, 2, 3, … o 7)



LEEE - DACD - SUPSI


Solution standard n°2D

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sion

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syst

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hauf

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géot

herm

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Solution standard n°7

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ue


LEEE - DACD - SUPSI


Dimensionnement de la sonde géothermique

• un dimensionnement simple (pour petites installations) se base sur:

la puissance d’extraction de la pompe à chaleur (Pevap)

=> déterminée aux conditions B0 / W35

la géologie locale=> déterminer la conductivité du terrain

les heures de fonctionnement annuelles de l’installation

=> déterminent l’énergie annuelle géothermique extraite

• permet d’établir la longueur nécessaire H de la sonde géothermique

H [m] = Pevap [W] / qextrait [W/m]

Dim

ensi

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men

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vec

sond

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othe

rmiq

ue

VDI Richtlinien – valeurs possibles de qextrait [W/m]

source: VDI Richtlinien 4060, Blatt 2 (p.17)

60 – 70 W/m70 – 85 W/mGneiss

35 – 55 W/m40 – 65 W/mBasic magmatite (e.g. basalt)

55 – 70 W/m65 – 85 W/mSiliceous magmatite (e.g. granite)

55 – 65 W/m65 – 80 W/mSandstone

45 – 60 W/m55 – 70 W/mLimestone (massif)

30 – 40 W/m35 – 50 W/mClay, loam, damp

80 – 100 W/m80 – 100 W/mFor strong groundwater flow in gravel and sand

55 – 65 W/m65 – 80 W/mGravel, sand, water saturated

<20 W/m<25 W/mGravel, sand, dry

Individual rocks

70 W/m84 W/mConsolidated rock with high thermal conductivity (λ>3.0 W/mK)

50 W/m60 W/mNormal rocky underground and water saturated sediment (λ= 1.5 –3 W/mK)

20 W/m25 W/mPoor underground (dry sediment) (λ<1.5 W/mK)

General guideline values

up to 2400 ore/aup to 1800 ore/a

q extraction (W/m)Underground

Dim

ensi

onne

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stèm

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ue


LEEE - DACD - SUPSI


VDI Richtlinien – valables pour les conditions suivantes:

• petites installations (puissance < 30 kWth et moins de 2’400 heure de fonctionnement à l’année)

• chauffage avec ou sans eau chaude sanitaire

• système avec une sonde géothermique unique jusqu’à 100 m, voir deux si espacement d’au moins 6 m

• pas de densité élevée de sondes géothermiques (pas pour un quartier dans lequel chaque maison a une sonde géothermique)

• plaine (température moyenne du terrain à environ 10°C)

www.vdi.de/vdi/vrp/richtliniensuche/index.php et chercher VDI 4640Dim

ensi

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rmiq

ue

Quelques programmes de calculs

• calculs nécessaires pour de grands systèmes ou des application particulières

=> EED Earth Energy Designerwww.buildingphysics.com/earth1.htm

=> EWS Erdwärmesonden Softwarecontacter Huber Energietechnik, [email protected]

=> PILESIM stockage avec sondes géothermiques ou pieux énergétiqueshttp://www.leee.supsi.ch/ > software > PILESIM

=> TRNSYS avec TRNSBM ou TRNVDSTP contacter D. Pahud, [email protected]



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Exercice

Dimensionner la PAC et la sonde géothermique d’un futur propriétaire de maison qui désire construire sa maison en respectant le standard Minergie.

Maison de 200 mMaison de 200 m22 de surface de rde surface de rééfféérence rence éénergnergéétiquetique

SIA 384/2 => 30 W/mSIA 384/2 => 30 W/m22

SIA 380/1 => 30 kWh/mSIA 380/1 => 30 kWh/m22anan

5 personnes5 personnes

roche de conductivitroche de conductivitéé thermique 3 W/thermique 3 W/mKmK

chauffage basse tempchauffage basse tempéérature rature àà max. 35 max. 35 °°CC

pas dpas d’’interruption de fourniture interruption de fourniture éélectrique durant la journlectrique durant la journééeeExercice

Energie géothermique - systèmes à basse enthalpie

LEEE - DACD - SUPSI

Dr. D. Pahud correction ex. partie 1 – p. 1

Demande de puissance pour le chauffage (SIA 384/2) 30 W/m2

Maison, SRE de 200 m2

5 personnes

Demande de puissance thermique

demande 6 kW+1 kW, PAC de 7 kW aux conditions B0 / W35

Exer

cice

Puissance thermique de la pompe à chaleur

Puissance d’extraction 5.4 kW (géothermique)

1)vo

ir pa

r exe

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de

test

PA

C h

ttp://

ww

w.w

pz.c

h/

Exer

cice

COP B0 / W35 de 4.41)

Pompe à chaleur (PAC)

Sonde géothermique

1.6 kW

7 kW

5.4 kW 35 °C 0 °C

Demande d’énergie thermique

=> 10’150 kWh/an

Exer

cice

Demande d’énergie pour le chauffage (SIA 380/1) 30 kWh/(m2an)

Maison, SRE de 200 m2

Demande d’énergie pour l’eau chaude 5 x 830 kWh/pers./an 4’150 kWh/an

Chauffage avec pompe à chaleur

10’150 kWh/an = 2’540 (électricité) + 7’610 (géothermie)

Exer

cice

COP annuel moyen de 4

Chauffage (max. 35 °C)

Pompe à chaleur

Sonde géothermique

1

4

3

Durée de fonctionnement annuelle 10’150 kWh/an / 7 kW = 1’450 h/an

Géologie locale conductivité thermique de 3 W/(mK)

VDI – Richtlinien 4640, Blatt 2 (p. 17)

70 W/m84 W/mConsolidated rock with high thermal conductivity (λ>3.0 W/mK)

50 W/m60 W/mNormal rocky underground and water saturated sediment (λ= 1.5 – 3 W/mK)

20 W/m25 W/mPoor underground (dry sediment) (λ<1.5 W/mK)

General guideline valuesfor 2400 h/afor 1800 h/a

Specific heat extractionUnderground

Exer

cice

Longueur de la sonde 5’400 W / 50 W/m = 108 m

Energie annuelle extraite par mètre de sonde

7’610 kWh/an / 108 m = 70 kWh/m/an

Coût moyen électricité

2’540 kWh/an x 0.15 Fr.-/kWh + él. pompes env. 400 Fr.-/an

Exer

cice


LEEE - DACD - SUPSI


Energie géothermique:

systèmes à basse enthalpie – partie 2




Daniel Pahud

SUPSI – DACD – LEEE

- Systèmes avec sondes géothermiques multiples et stockage de chaleur

- Systèmes avec pieux énergétiques

Centre D4, Root - LU

Sond

es m

ultip

les –

stoc

k ch

aleu

r


LEEE - DACD - SUPSI


Sondes multiples – stock chaleur

Centre D4, Root - LU



LEEE - DACD - SUPSI


Concept de base d’un système avec sondes géothermiques multiples – geocooling





Pompe à chaleur

Echangeur de chaleur

RefroidissementChauffage HIVER ETE


Concept de base d’un système avec sondes géothermiques multiples – machine frigorifique





RefroidissementChauffage


Pompe à chaleur /machine frigorifiqueHIVER ETE


LEEE - DACD - SUPSI


Problématique du dimensionnement




• géologie et hydrogéologie locale• besoins thermiques à couvrir (puissances et énergies

en chaud et en froid)• niveaux de température des distributions de chauffage

et de refroidissement• nombre, disposition et longueur des sondes géothermiques

possibles;• transferts thermiques sous la base du bâtiment si les

sondes sont placées sous le bâtiment (isolation nécessaire ou pas);

• concept de système (schéma de principe) pour satisfaire les demandes d’énergie tout en intégrant au mieux les sondes géothermiques.So

ndes

mul

tiple

s –st

ock

chal

eur

Contraintes sur le système




• température minimum permise du fluide circulant dans les sondes (0°C si les sondes sont placées sous le bâtiment ou plus si de l’eau sans antigel est utilisée)

• température maximum permise ou possible dans les sondes (avec du geocooling, la température maximum possible est conditionnée par la température de départ dans la distribution de froid)

=> avantage d’avoir un système bivalent



LEEE - DACD - SUPSI


Intégration dans le système




• paramètres d’intégration sont déterminants sur efficacité globale du système=> chauffage T↓ refroidissement T↑ => Minergie

• paramètres de dimensionnement sont déterminants sur la faisabilité technique du système àcourt terme et à long terme pour garantir les contraintes de température sur le fluide caloporteur


Paramètres d’intégration

•niv

eau

de te

mpé

ratu

re d

ans

la

dist

ribut

ion

de c

hauf

fage

Température maximum dans la distribution de chaleur [°C]

0

1

2

3

4

5

35 42 49

CO

PA [

-]

0

1

2

3

4

535 42 49

coefficient de performance annuel(COPA) simulé de la PAC

COPA de la PAC avec pompes decirculation

-5-4-3-2-101234

35 42 49Température de départ maximum [°C]

Tem

péra

ture

min

[°C

]

-5-4-3-2-101234

fluide sortie sondes

fluide entrée sondes



LEEE - DACD - SUPSI


Comportement dynamique des dalles actives

• Auto-regulating properties (Tfor < 30°C and Tret < 24 °C)

-2

0

2

4

6

8

10

day 15 day 16 day 17 day 18 day 19 February

Ther

mal

pow

er k

W

-5

0

5

10

15

20

25

Tem

pera

ture

°C

indoor air temperature

passive solar gains active solar gainsauxiliary power

thermal power emitted by active concrete plates outdoor air temperature


Paramètres de dimension-nement

•lon

gueu

r des

son

des

géot

herm

ique

s

Longueur unitaire des sondes géothermiques [m]

0

1

2

3

4

5

-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40% 50%

CO

PA [

-]

0

1

2

3

4

530 40 50 60 70 80 90


COPA simulé de la PAC avec pompesde circulation

-5-4-3-2-101234

-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40% 50%Variation relative de la longueur des sondes [%]

Tem

péra

ture

min

[°C

]

-5-4-3-2-101234





LEEE - DACD - SUPSI



•con

duct

ivité

ther

miq

ue d

u te

rrai

nConductivité thermique du terrain [W/(mK)]

0

1

2

3

4

5

-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40% 50%

CO

PA [

-]0

1

2

3

4

52 3 4 5 6



-5-4-3-2-101234

-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40% 50%Variation relative de la conductivité thermique [%]

Tem

péra

ture

min

[°C

]

-5-4-3-2-101234





•tem

péra

ture

initi

ale

du te

rrai

n

Température initiale du terrain [°C]

0

1

2

3

4

5

-30% -20% -10% 0% 10% 20% 30%

CO

PA [

-]

0

1

2

3

4

59.5 11.5 13.5 15.5 17.5



-5-4-3-2-101234

-30% -20% -10% 0% 10% 20% 30%Variation relative de la température initiale du terrain [%]

Tem

péra

ture

min

[°C

]

-5-4-3-2-101234





LEEE - DACD - SUPSI


Simulation thermique




• vérifier faisabilité d’un concept, établi avec règles pouce• évaluer variantes de système• dimensionner principaux composants du système• optimiser schéma de principe et stratégie de contrôle• aider à la mise en service et contrôler bon fonctionnement

PILESIM [email protected] www.buildingphysics.com/earth1.htmEWS www.igjzh.com/huber/download/TRNSYS www.transsolar.com + TRNVDSTP ou TRNSBM


Implication des outils de simulation




Dimensionnement définitif, optimisation, régulation du système

Simulation détaillée(TRNSYS avec TRNVDSTP ou TRNSBM)

Évaluation de variantes, faisabilitétechnique, pré -dimensionnement

Modèle de calcul simplifié(EED, PILESIM)

Établissement d’un concept

Règles du poucesAvant-projet

Projet définitif



LEEE - DACD - SUPSI


Influence de la taille du projet




Demandes d’énergie(en chaud et en froid)valeurs annuelles etpuissances de pointe+ profil annuelprofil annuel + …

Demandes d’énergie(en chaud et en froid)valeurs annuelles etpuissances de pointe

Propriétés du terrainvaleurs littérature+ test de rtest de rééponseponse + …

Propriétés du terrainvaleurs littérature

Étude PILESIM + analyse TRNSYS

Étude PILESIM ou équivalenteVariante max. – grand projetVariante min. – petit projet


Concept de chauffage/refroidissement avec des sondes géothermiques multiples




• importance de la pertinence de- recommandations- règles du pouces

• dépendance très forte avec le bâtiment

• nécessite une approche globale et multidisciplinaire



LEEE - DACD - SUPSI


Règles de dimensionnement




Installations avec sondes géothermiques multiples (systèmes de taille importante)

• clefs de dimensionnement => puissance spécifique d’extraction qext (W/m)=> puissance spécifique d’injection qinj (W/m)=> énergie thermique annuelle extraite Eext (kWh/m.an)=> énergie thermique annuelle injectée Einj (kWh/m.an)=> ratio injecté sur extrait ηterrain = Einj/Eext

Réalisations documentées et analysées => ordres de grandeurs


Meister + Co (Wollerau) – variante « dalles actives »




- 32 sondes de 135 m sous le bâtiment

- espacement moyen de 8 m

SRE: 3’000 m2

Chauffage: 190 kW350 MWh/an

système monovalent



LEEE - DACD - SUPSI


Système avec distribution de "froid" à 22 °C (temp. départ)

3.0

3.5

4.0

4.5

5.0

0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

Rapport des demandes d'énergie annuelles de refroidissement et de chauffage -

CO

P [-]

3.0

3.5

4.0

4.5

5.0

demande de froid

trop faible

élévation de la température moyenne du

terrain

Potentiel de geocooling pour le cas « Wollerau »





Wollerau - variante du type « dalles actives »




0.3 – 0.6 Ratio injecté sur extrait(ηterrain)

20 – 35 kWh/(m an)10 – 13 W/mRefroidissement(qinj et Einj)

60 kWh/(m an)40 W/mChauffage (qext et Eext)

32 sondes de 135 m = 4'320 mSystème monovalent en chauffage et en refroidissementTempérature distribution de froid aller : 22 °C retour : 24 °C



LEEE - DACD - SUPSI


Ordres de grandeurs pour le geocooling avec sondes géothermiques




• puissance spécifique moyenne de refroidissement:10 – 30 W/m

• énergie thermique annuelle de refroidissement:20 – 40 kWh/m.an

• ratio des énergies annuelles injectées sur extraite: environ 0.5

Ratio de 0.5 => Qchaleur ≈ 2.5 à 3 x Qrefroidissement

=> Qrefroidissement ≈ 0.3 à 0.4 x Qchaleur


Coûts d’un système de geocooling




• avantageux si permet, en combinaison avec la production d’énergie de chauffage, de garantir une recharge thermique du terrain

Système de geocooling pur

• caractérisé par un - investissement élevé- coût de gestion très bas


Ground-heat-storage.doc

Ground heat storage

Dr. D. Pahud SUPSI – DACD – LEEE Scuola Universitaria Professionale della Svizzera Italiana Dipartimento Ambiente, Costruzioni e Territorio Laboratorio di Energia, Ecologia ed Economia CH – 6952 Canobbio




Table of content

1. Ground heat storage ........................................................................................................... 3

1.1 Storage families ........................................................................................................... 3 1.2 System families............................................................................................................ 4 1.3 Borehole thermal energy storage................................................................................. 6 1.4 System examples....................................................................................................... 10 1.5 CSHPSS system........................................................................................................ 15

2. Références........................................................................................................................ 21




1. GROUND HEAT STORAGE Heat storage is required when heat demand does not match heat production. Seasonal heat storage is a long term storage (from a few months to a few seasons) devised to store thermal energy collected during the summer for winter use. It can be waste heat, thermal loads from a cooling requirement, solar energy, etc. Seasonal storage of “cold” energy is also a possibility for cooling needs. The advantage of ground heat storage is that large volumes can be realised with a low ground occupation at the surface. The acronym UTES (underground thermal energy storage) is dedicated for ground heat storage. General guidelines and detailed information can be found in the SIA documentation D028 (1988). State of the art information and an overview of the past experience can be found in the Giessener Geologische Schriften number 67 (1999).

1.1 Storage families Large heat storages can be categorised in four main families : • Ground diffusive storage

The principal heat transport process in the storage is conductive. The storage medium is the ground itself. The ground heat exchanger is vertical and normally formed with borehole heat exchangers. Such a store is also called borehole thermal energy storage (BTES). Very large ground volume can be realised. In soft ground, the heat exchangers can be pushed down or hammered into the ground.

• Earth storage

The principal heat transport process in the storage is also conductive and the storage medium is earth. The ground heat exchanger is horizontal and normally requires the excavation of the storage volume. All the storage sides can be insulated.

• Aquifer storage

Heat transport is both convective and conductive. The storage medium is ground water and the matrix (ground) containing the water. A common application is a doublet for cooling purposes. With high temperature storage in aquifer, chemical problems have to mastered and controlled.

• Water storage

The principal heat transport process in the storage is convective. The storage medium is water. It includes large water tank, on ground or buried, water pit and even rock cavern.




The cheapest storages are in the ground diffusive and aquifer storage families. In this chapter, we will concentrate on the borehole thermal energy storage of the ground diffusive storage family.

1.2 System families Two main system families can be defined: • Seasonal heat storage with heat pump

A heat pump is used to extract heat from the store. A thermal recharge of the store is necessary, and is best combined with cooling requirements. In figure 1.1, a system with solar thermal recharge is shown. It can also be waste heat or another source of cheap thermal energy. The storage operates at low temperature, typically between 5 and 35 °C.

Figure 1.1 Seasonal heat storage in a system with heat pump (source : Hadorn, 1992).




• Seasonal heat storage without heat pump

No heat pump is used in the system. The source of energy (solar energy or waste heat from a thermal process) is used directly when possible (a short-term storage can also be integrated in the system for this purpose) and stored in the seasonal storage otherwise. In figure 1.2, a system with seasonal heat storage of solar energy is shown. It can also be waste heat from a thermal process. Depending on the temperature level of the heat distribution, the seasonal storage normally operates at medium (25°C – 50°C) or high (30°C – 80 °C) temperature.

Figure 1.2 Seasonal heat storage in a system without heat pump (source : Hadorn, 1992).




1.3 Borehole thermal energy storage A borehole thermal energy storage (BTES) is at the same time a heat exchanger and a heat storage. The heat exchanger, called ground heat exchanger, has poor heat transfer thermal characteristics, due to the dominating conductive heat transport process. As a result, a large heat transfer rate often induces a significant temperature loss. Three main properties characterise such a storage on the thermal point of view: • The heat transfer capacity • The specific storage capacity • The storage efficiency Heat transfer capacity When a constant heat transfer rate is injected through a ground heat exchanger, a temperature difference will develop between the fluid and the ground. This temperature difference will increase until a steady flux regime is established. At this moment, the average ground temperature in the store increases as fast as the mean fluid temperature. The temperature difference remains stable and constant as long as the heat injection rate lasts. The heat transfer capacity UA is defined for steady flux conditions. It determines the heat transfer rate per temperature difference unit between the heat carrier fluid mean temperature and the storage mean temperature. The transient period until a steady flux regime is obtained can be estimated with relation 1.1 (Hellström, 1991).

ap

sf

A 0.065 t = (1.1)

• tsf required time until a steady flux regime is obtained (s); • Ap ground section ascribed to 1 borehole (m2). With a quadratic borehole

arrangement, Ap = B x B, where B is the spacing. • a ground diffusivity (m2/s).

Typical values for a ground heat storage are a = 10-6 m2/s and B = 3 m. The steady flux time tsf is about one week. The heat transfer capacity UA (equation 1.3) depends on the total borehole length and the steady flux thermal resistance, composed by the sum of the borehole thermal resistance and the ground thermal resistance. The ground thermal resistance (in equation 1.2) is calculated for a circular region around each borehole. It can also be used with good precision for a




quadratic or an hexagonal region. The condition for the validity of formula 1.2 ( 51 r

A

b

p≥

π) is

normally satisfied with ground heat storage.

*b

b

psf R 0.75 -

r

Aln

21 R +

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

ππλ if 51

r

A

b

p≥

π (1.2)

• Rsf steady flux thermal resistance (K/(W/m)); • λ mean ground thermal conductivity (W/mK); • rb borehole radius (m); • Rb* effective borehole thermal resistance of the borehole heat exchanger (K/(W/m)).

sfRHn UA = (1.3)

• UA storage heat transfer capacity (W/K); • n number of borehole heat exchangers (-); • H mean active length of a borehole heat exchanger (m).

An estimation of the heat transfer rate under steady flux condition is calculated with relation 1.4 for a given temperature loss.

( )stkf T - T UA P = (1.4)

• P heat transfer rate transferred to/from the storage (W); • Tf heat carrier fluid mean temperature in the ground heat exchanger; can be

estimated with the arithmetic mean of inlet / outlet fluid temperature (°C); • Tstk storage mean temperature (°C).

Specific storage capacity The specific storage capacity Csp is equivalent to the amount of thermal energy necessary to change the storage mean temperature of 1K. It is estimated with the ground volumetric thermal capacity and the storage volume (equation 1.5).

H An C V C C psp ρρ == (1.5)




• Csp specific storage capacity (J/K); • ρC mean ground volumetric thermal capacity (J/m3K); • V storage volume, defined by n Ap H (m3).

Another interesting quantity is the storage capacity C. It is the maximum amount of thermal energy that can be stored. It depends on the minimum and maximum storage mean temperature during a cycle (one year). It clearly depends on the integration of the storage in the system, the system type and operation. In particular, the maximum storage temperature is conditioned by the temperature level of the heat source and the storage heat transfer capacity. For system without heat pump, an important parameter for the minimum storage temperature is the return fluid temperature from the heat distribution.

)T - (T V C )T - (T C C min-stkmax-stkmin-stkmax-stksp ρ== (1.6)

• C storage capacity (J); • Tstk-max maximum storage mean temperature (°C); • Tstk-min minimum storage mean temperature (°C).

An index associated to the storage capacity is the equivalent cycle index EC. This index is defined with relation 1.7.

C/Q EC ext= (1.7)

• EC equivalent cycle index (-); • Qext annual thermal energy extracted from the store (J).

This index indicates how many time the storage has been “recycled” during a year. For most of the long term storage in the world, this index lies between 1.5 and 2. For a purely seasonal heat storage EC is equal to 1. It is much higher for a short-term storage, and would be 365 for an ideal daily storage, fully used all over the year. This index shows the necessity of a low cost for a seasonal heat storage. Storage efficiency The storage efficiency η is defined by the ratio of the annual extracted energy by the annual injected energy in the storage.

injext Q /Q =η (1.8)

• η seasonal storage efficiency (-);




• Qinj annual thermal energy injected in the store (J). Assuming that the storage temperature returns to the same value after 1 cycle (1 year), the storage efficiency can also be calculated with relation 1.9.

injlossinjlossinjlossextext Q /Q 1 Q /)Q (Q )Q (Q /Q −=−=+=η (1.9)

• Qloss annual storage heat losses (J). If the storage temperature returns to the same value after 1 year, a storage heat balance gives Qinj = Qext + Qloss.

The storage efficiency depends on the annual storage heat losses Qloss and on its mode of utilisation Qext. As for the storage capacity, the storage efficiency depends on the integration of the storage in the system, the system type and operation. For low temperature seasonal storage application, storage efficiencies of 60 – 90 % can be reached. For medium and “high” temperature storage, the storage efficiency strongly depends on the relative importance of heat losses to the energy stored (which is in fact the ratio Qloss/Qinj). The magnitude of the ratio is decreasing with increasing storage size, as heat losses are increasing with the storage envelope surface (proportional to the square of a length) and stored energy is increasing with the storage volume (proportional to the cube of a length). For “small” seasonal storage (volume in the range 10’000 – 20’000 m3), storage efficiencies of 30 to 60% can be realised. With larger volume (> 20’000 m3), storage efficiencies of 50 – 80% can be expected. Storage heat losses depend mainly on the mean annual storage temperature Tstk-moy, the mean ambient temperature To, an equivalent heat loss factor U and the area of the store border A. The average heat loss factor is essentially conditioned by the store design (insulation of upper parts of storage border, geometry, etc.), the ground properties and is time-dependent. A transient thermal process usually lasts a few years until a steady-state thermal process is established. Forced and free convection in the ground results in increased heat losses. In the case of a dominant conductive thermal process, storage heat losses can be expressed with relation 1.10 for steady state conditions.

yearomoy-stkloss t)T (TA U Q −= (1.10)

• Qloss annual storage heat losses (J); • U equivalent mean storage heat loss factor (W/m2K); • Tstk-moy mean annual storage temperature (°C); • To mean annual ambient temperature (°C); • tyear duration of one year (s) (≈ π 107 s per year).




Heat losses can be reduced with:

• storage insulation at the top (more important for small storage); • storage shape (vertical extension about twice the storage diameter, and not one, as

would be the case without ground); • low temperature heat distribution (result in a lower mean annual storage temperature);

The design of a borehole thermal energy storage requires dynamic system simulations, especially for a system without heat pump. It is important to simulate the store as part of the system and take into account both short term and long term thermal processes.

1.4 System examples Examples of borehole thermal energy storage are numerous and spread worldwide. Storages of up to 1’000’000 m3 have been built (Sanner and Stile, 1995). In this section, two examples are presented: a system with heat pump/cooling machine (the D4 centre) and a system without (ice-melting system for a bridge at Serso, Därlingen). Two response tests for the D4 centre were performed. Le centre D4 Sur la commune de Root près de Lucerne, la suva réalise la première étape du centre d’entreprises et d’innovation D4. D4 désigne les 4 dimensions homme, haute technologie, environnement et temps. Le centre D4 sera justement occupé par des PME actives dans les branches high-tech, technologies de l’environnement et service de santé. Dès le début du projet en 1990, la suva a fixé comme objectif de doter le centre D4 d’un concept énergétique respectueux de l’environnement. En plus d’un usage rationnel et optimal de l’énergie, le recours aux énergies renouvelables est explicitement spécifié. Elles doivent couvrir au moins 50% des demandes d’énergie de chauffage et de refroidissement restantes. Compte tenu de la difficulté de connaître avec exactitude les demandes de chaleur, et en particulier la demande de refroidissement (qui dépend également des besoins particuliers des utilisateurs qui ne sont pas encore connus), le concept énergétique doit avoir un caractère flexible et polyvalent. Il fera intervenir une toiture solaire, une pompe à chaleur/machine frigorifique combinée et un stockage diffusif de chaleur dans le terrain (B+B Energietechnik et al., 1999). L’énergie thermique est transférée au stockage au moyen d’un échangeur de chaleur souterrain, formé par un ensemble de sondes géothermiques régulièrement espacées. Le stockage diffusif jouera un rôle clef dans le concept énergétique et permettra de satisfaire aussi bien des besoins de chauffage que de refroidissement. Les sondes géothermiques atteindront une profondeur de 160m. Trois concepts de système ont été évalués et ont permis d’optimiser le stockage de chaleur diffusif dans le terrain en tant que partie intégrante du système thermique. Les trois concepts de système sont:




• cas 1: refroidissement direct sur le stockage diffusif; seule une partie des besoins de

refroidissement est satisfaite. La pompe à chaleur est dimensionnée en fonction de l’importance de la recharge thermique du stockage effectuée par le refroidissement direct.

• cas 2: la totalité des besoins de refroidissement sont injectés dans le stockage de

chaleur par l’intermédiaire d’une machine frigorifique. La pompe à chaleur, dimensionnée pour « vider » le stockage en hiver, permettra de couvrir une plus grande fraction de la demande de chaleur que dans le cas 1.

• cas 3: la taille de la pompe à chaleur est fixée arbitrairement à 1.5 fois celle du cas 2.

La recharge thermique du terrain est effectuée par les rejets de chaleur de la machine frigorifique et par l’énergie thermique collectée par des absorbeurs solaires.

Des contraintes sur la température du fluide circulant dans les sondes sont imposées. Une température minimale de 3 °C est prescrite, puisqu’il n’est pas prévu d’ajouter de l’antigel à l’eau qui circulera dans les sondes. Une température maximale de 50 °C est tolérée, afin de ne pas risquer l’endommagement des tubes en polyéthylène utilisés dans les sondes. Pour les trois cas, le nombre et l’espacement adéquat des sondes est à peu près le même. La 3e variante a été choisie. Les demandes annuelles de chauffage et de refroidissement estimées pour le dimensionnement du système sont de respectivement 1’510 MWh/an et 730 MWh/an. La pompe à chaleur couplée au stockage, avec une puissance thermique nominale de 450 kW, permet de couvrir 90% de la demande de chauffage annuelle des bâtiments. Il en résulte une extraction annuelle de 910 MWh du stockage, qui doit être compensée par une injection estivale de 1'270 MWh. Cette solution implique donc que l’énergie annuelle injectée dans le stockage soit environ 40% plus grande que celle qui est extraite. Elle sera couverte par les besoins de refroidissement des bâtiments et la toiture solaire. La température moyenne du stockage, initialement de 12 °C, augmentera au cours des années pour se stabiliser vers 18 °C. Les caractéristiques et les performances thermiques calculées du stockage sont énumérées dans la table 1.1.




Stockage de chaleur volume de stockage: 330’000 m3 49 sondes de 160 m capacité de transfert de chaleur: 30 kW/K espacement de 6.5 m capacité spécifique du stockage: 200 MWh/K

Bilan stockage Extraite Injectée Ratio injecté/extrait Energie 910 MWh/an 1’270 MWh/an 1.39 116 kWh/m/an 162 kWh/m/an Efficacité stockage Puissance maximum 300 kW - 72% 38 W/m - Température moyenne annuelle stockage 18 °C

Demande d’énergie satisfaite chauffage refroidissement 1’370 MWh/an (91 %) 730 MWh/an (100 %) Table 1.1 Caractéristiques et performances thermiques du stockage après 10 ans de

fonctionnement pour le concept n° 3: recharge complémentaire estivale avec toiture solaire.

Serso Le projet Serso est né de l’idée de vouloir dégivrer un pont avec de l’énergie solaire. Il en résulte un concept qui met en œuvre un stockage saisonnier de chaleur dans le terrain. L’énergie solaire est captée par le pont en été, stockée dans le terrain par l’intermédiaire d’un ensemble de sondes géothermiques, puis restituée en hiver pour le dégivrage du pont. Le pont est équipé de serpentins qui permettent de collecter les gains solaires estivaux et de chauffer la chaussée en hiver pour empêcher la formation de glace ou de givre. A l’exception de l’énergie électrique nécessaire au fonctionnement des pompes, le système est conçu pour fonctionner sans énergie auxiliaire. En raison du niveau de température extrêmement bas pour le dégivrage du pont, ce système est une exception aux catégories présentées au début du chapitre. C’est un système sans pompe à chaleur, mais le stockage de chaleur diffusif fonctionne malgré tout à basse température (entre 5 et 15 °C). Cette installation a été mise en route en 1994 et a fait l’objet d’une campagne de mesure détaillée (Hopkirk et al., 1995). Les caractéristiques du stockage sont données dans la table 1.2. Il est isolé en surface par une couche de 25 cm d’épaisseur de morceaux de mousse de verre. Elle est recouverte par une autre couche de 30 cm avec des matériaux de très faible perméabilité pour limiter les infiltrations d’eau par la surface. Puis une couche de drainage de 30 cm d’épaisseur et finalement une couche de terre recouvre le tout. La surface occupée par le stockage peut à nouveau être cultivée.




Stockage de chaleur Nombre de sondes géothermiques (n) 91 Longueur active des sondes (H) 65 m Espacement des sondes (B) 3 m (arrangement hexagonal) Surface de terrain occupée par sonde (B2 x

3 /2) 7.8 m2/sonde

Volume de stockage (B2 x 3 /2 x N x H) 46'100 m3

Diamètre des sondes (forage) 11.5 cm Type de sonde Double-U Diamètre intérieur des tubes formant les U 26 mm Matériau de remplissage Bentonite et ciment Résistance thermique d’une sonde Rb (1) 0.12 K/(W/m) Résistance thermique interne d’une sonde Ra (1) 0.44 K/(W/m)

(1) calculé avec le programme EED (Hellström and Sanner, 2000) et les paramètres supplémentaires suivants :

diamètre externe / interne du tube en plastique 32 / 26 mm conductibilité thermique du tube en plastique 0.42 W/mK conductibilité thermique du matériau de remplissage 0.8 W/mK espacement axe – axe de deux tubes opposés 75 mm débit de fluide par sonde 440 litres/h type de fluide éthylène glycol point de congélation du fluide -21 °C

Table 1.2 Caractéristiques du stockage saisonnier de l’installation de Serso. La figure 1.3 montre deux années de mesures. Les mesures de température du terrain dans le volume du stockage ont été utilisées pour calculer sa température moyenne. Cette dernière est reportée en fonction du bilan cumulé de l’énergie injectée moins l’énergie soutirée du stockage.




8

9

10

11

12

13

14

-300 -200 -100 0 100 200Energie transférée dans stockage / GJ

Tem

péra

ture

sto

ckag

e / °

C01.01.98

31.12.99

Figure 1.3 Température moyenne du stockage représentée en fonction de l’énergie nette

transférée par l’échangeur souterrain (cumul énergie injectée – énergie soutirée) (source : Pahud, 2001c).

Si le stockage n’a pas de pertes thermiques, un cycle de charge – décharge fera déplacer les points de la courbe sur une droite dont la pente (en K/GJ) est l’inverse de sa capacité thermique spécifique (en GJ/K). Les pertes thermiques du stockage ont pour effet de déplacer les points sur la droite. A l’inverse ils seront déplacés à gauche, si les pertes thermiques sont en réalité des gains thermiques. Lors de l’hiver 98 – 99, l’extraction importante de chaleur a eu pour résultat de sensiblement abaisser la température du stockage, si bien que les pertes du stockage ont été réduites à zéro, voir inversées. Au cours de la décharge du stockage pendant l’hiver 98-99 et de sa recharge le printemps – été suivant, les pertes thermiques du stockage ont été faibles relativement aux énergies transférées. Cette période a l’avantage de permettre une estimation directe de la capacité thermique spécifique du stockage. La régression linéaire montrée dans la figure 1.3 permet de l’estimer à environ 100 GJ/K, soit près de 30 MWh/K. En divisant la capacité thermique spécifique du stockage par son volume, on obtient la capacité thermique volumétrique moyenne du terrain. On trouve 2.2 MJ/m3K, qui est une valeur tout à fait acceptable pour de la molasse. La conductibilité thermique du terrain a été mesurée en laboratoire à 4.5 W/mK sur des échantillons de la couche de molasse qui se trouve à 10 m de la surface. La capacité de transfert de chaleur de l’échangeur souterrain est estimée à 28 kW/K.




1.5 CSHPSS system CSHPSS system is an acronym for central solar heating plant with a seasonal storage. A CSHPSS system with a BTES is a CSHPSS system whose seasonal storage is a borehole thermal energy store. Such a system operates without a heat pump. Neckarsulm in Germany is an example. The system involves 2’700 m2 of flat plate solar collectors, a 20’000 m3 BTES with 168 boreholes of 30 m long each and an auxiliary gas burner to feed a heat distribution network for up to 1’300 flats and terraced houses (Seiwald and al, 1999). A solar fraction of about 50% is expected. In this section, design guidelines for a CSHPSS system with a BTES are presented. They were obtained by dynamic thermal simulations of the whole system (Pahud, 1996b; Pahud, 2000). Methodology A system must be completely defined before its thermal performances can be assessed. In other terms, the system layout, which determines how the subsystems are connected together, and the system control strategy, which determines the system operation, should be known in advance, in addition to the many parameters that define each subsystem. Furthermore, the conditions that drive the system, i.e. the weather data and the heat load, are set to a particular climate and type of consumer. A reference system is defined by fixing its system layout and control strategy. The collector area is used as a scaling factor for the design of the subsystems. Five main system parameters are varied and expressed in relation to the collector area when possible. They are the collector area (m2), the specific buffer store volume (litre per m2), the specific duct store volume (m3 per m2), the specific total borehole length (m per m2) and the shape factor of the duct store (m per m), defined by the ratio between its vertical extension and its diameter; (the duct store volume is taken as being a vertical cylinder). For each set of parameters, the thermal performances of the system are simulated with the dynamic model of the system over several years. The delivered heat in the distribution network that originates from the solar part of the system, called solar heat, is thus known year after year. The average yearly value, calculated for the life-time of the system, takes into account a cold start of the stores and the ground. Cost functions for the collector field, buffer store and duct store are used to establish a yearly cost of the solar part for each of the systems. This yearly cost takes into account the investment and operational costs. Combined with the average yearly solar heat simulated with the dynamic programme, the cost of the solar energy delivered in the distribution network, called solar cost, is calculated for a variety of systems. They all satisfy a known fraction of the annual heat demand, which is called the solar fraction. A cluster of points is obtained when the solar cost is plotted in relation to the solar fraction. The lower points provide optimal system designs in relation to the solar fraction. The whole procedure is repeated for different annual heating requirements, so that the influence of the annual heat quantity and the heat distribution temperature levels can be explored.




System layout The system is formed by a solar collector array, a short-term water store (buffer store), a long-term borehole thermal energy store (duct store), an auxiliary heater (boiler) and a heat distribution network to provide heat and hot water to consumers. The system layout is shown in figure 1.4.

Collector array Pump

Bufferstore

Boiler

Duct store

Distributionnetworkvalve

Three-way

exchangerLoad heat

Two-wayvalve

exchangerSolar heatPressure

relief valve

Figure 1.4 Analysed system layout of the CSHPSS system with a BTES. Weather conditions and heat demand The meteorological conditions are chosen to correspond to typical Swiss plateau conditions (north of the Alps). Various heat demands are defined. They depend on the quantity of annual energy (from 500 to 5’000 MWh per year), the forward distribution temperatures (medium: 50 to 55 °C and low: 25 to 30 °C) and the proportion of annual energy used for hot water (hw) and space heating (sh). Simulation results Simulation showed that a BTES can be justified from an economical point of view for solar fraction greater than 50%. For a smaller solar fraction, a system with only a water store has a cheaper solar cost. Large scale solar heating is an important factor for cost reduction (large storage), together with low temperature heat distribution. In figure 1.5, solar cost for a solar fraction of 70% are shown in relation to the annual heat demand and for different heat distribution temperature.




200250300350400450500

0 3600 7200 10800 14400 18000Annual heat demand / GJ

Sola

r cos

t / C

HF

per M

Wh

(3.6

GJ)

0 1000 2000 3000 4000 5000Annual heat demand / MWh

Medium-temperatureheat distribution;75% sh + 25% hwMedium-temperatureheat distribution;50% sh + 50% hwLow-temperatureheat distribution;100% sh

sh: space heatinghw: hot water

Figure 1.5 Influence of the load type on the solar cost. A large annual heat demand and a

low temperature heat distribution are major factors for a significant solar cost reduction.

A ground heat storage volume greater than 20’000 m3 requires an annual thermal energy demand of at least 1’000 MWh/year. It corresponds to about 100 – 150 low energy houses (annual heat demand for space heating and domestic hot water of 50 – 80 kWh/m2y, and a heated floor area of 100 – 150 m2 per house). A system designed for a solar fraction of 70% has following sizing values:

• Collector area 2 – 3 m2/(MWh/y) of annual heat demand, or about 20 – 30 m2 per house;

• Buffer water tank volume

110 – 130 litre/m2 of collector area;

• Borehole thermal energy store volume 11 – 13 m3/m2 of collector area with low heat distribution (space heating only); 6 – 8 m3/m2 of collector area with medium heat distribution and 75% sh + 25% hw; 4 – 6 m3/m2 of collector area with medium heat distribution and 50% sh + 50% hw;

• Borehole spacing 2.3 – 2.7 m (ground thermal conductivity of 2.5 W/mK).

• Ground storage shape factor

~ 2 (ratio store vertical extension over store diameter).




System thermal behaviour In figure 1.6, a system monthly heat balance is shown.

-100-80-60-40-20

020406080

100120

Janu

ary

Februa

ryMarc

hApri

lMay

June Ju

ly

Augus

t

Septem

ber

Octobe

r

Novem

ber

Decem

ber

Mon

thly

ene

rgy

MW

h

0102030405060708090100

Tem

pera

ture

leve

l C

12th year

Collected heatStored in ductRecover from ductSolar heatHeat load

CollectorsGR HX +Mean ductGR HX -

Figure 1.6 Monthly heat balance for the system designed for the small heat load, 500

MWh/y, 75% sh + 25% dhw and a medium temperature distribution. The solar fraction is 70%.

Figure 1.6 clearly show the task of each store: the short-term heat storage requirements are mainly covered by the buffer store, whereas the borehole heat store is principally used for seasonal heat storage requirements. The temperature loss between the temperature level in the collector array and the mean temperature of the duct store is mostly significant when the duct store is loaded. For all the optimal simulated systems, a monthly loss of around 20 K is calculated, of which about 15 K is caused by the ground heat exchanger. Another 5 to 10 K is lost when heat is recovered from the ground storage.




System control strategy The thermal performances of the systems that have a solar fraction of 70% reveal two main operation modes: a “summer” mode, observed from early June until late September, and a “winter” mode, from early December until late February. During the “summer” mode, heat always flows from the buffer store to the duct store, and inversely from the duct store to the buffer store during the “winter” mode. This also confirms the fact that the duct store is principally used for seasonal heat storage requirements. There are also two transition periods where both modes are present; (in the spring from March to May and during the autumn from October to November). These modes can be deduced from figure 1.7, which shows the temperature evolution of the two stores for the twelfth-operation year. During these transition periods, the operation strategy of the system may have some influence on the thermal performances of the system. Is it better to keep as much heat as possible in the buffer store, so that the heat load can be met by solar heat as often as possible, or to transfer heat to the duct store as soon as possible, in order to enhance the efficiency of the collector array? Depending on the weather forecast, each alternative has its advantages. If the next day is sunny, it might be better to load the duct store in order to make “room” in the buffer store for the solar gains to come. On the other hand, if the next day is cloudy, it might be preferable to keep the heat in the buffer store to have it available for the heat load. It should be remembered that once a heat quantity is transferred to the duct store, it probably will not be available to the heat load the next day, due to the large temperature losses caused by the ground heat exchanger.

20

30

40

50

60

70

80

90

0 30 61 91 122 152 183 213 243 274 304 335 365

Day of the year for the 12th operation year

Ave

rage

tem

pera

ture

/ °C Water Buffer Store

Ground Duct Store

Summer mode-ter mode Win-

Figure 1.7 Evolution of the mean buffer and borehole heat store temperatures for the 12th

year of operation. System designed for the small heat load, 500 MWh/y, 75% sh + 25% dhw and a medium temperature distribution. The solar fraction is 70%.

The optimisation of the system control can be achieved with the help of a new generation of simulation tools applied to solar heating with seasonal heat storage (Rüdiger, 1997). Numerical optimisation procedures are integrated together with the dynamic models describing the system. An optimum system design is directly calculated, given the objectives




(for example the solar fraction), the optimisation criteria and the constraints on the variables. A multi-parameter optimisation of a system can be realised in one run. Such a simulation tool cannot yet provide as detailed simulations as TRNSYS can, but it has successfully been used for the simulation of a central solar heating plant with a water tank in Särö, Sweden (Rüdiger, 1997). The methodology has been further developed to simulate a CSHPSS-system with a ground heat storage, including a buffer store in the system design (Rüdiger and Hellström, 1997). Preliminary simulations have shown that relative to a simple system control that would transfer heat between the buffer and the duct store as soon as it is possible, an optimum system control would increase the annual solar heat of a typical solar heating system by about 10%. This optimum control is established using knowledge of the weather in the near future, so that the best decision can be anticipated at the right time. So far, it has been difficult to reproduce the optimum system control with a simple control criterion. However, the optimum system control suggests that the buffer store should cover the short-term heat storage requirement as much as possible, while the mean temperature level of the buffer store is kept as low as possible.




2. RÉFÉRENCES B+B ENERGIETECHNIK, P. BERCHTOLD, MENGIS + LORENZ AG & ERNST BASLER +

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Des rapports de recherche de l’auteur peuvent être consultés et rapatriés depuis le site du LEEE sur internet : http://www.leee.supsi.ch


LEEE - DACD - SUPSI


Stockage de chaleur dans le terrain

Stockage de chaleur nécessaire quand demande ≠ offre

Stockage souterrain => grand volume accessible

=> stockage saisonnier réalisable

=> chauffage et/ou refroidissement

Acronyme anglais « UTES » pour

Underground Thermal Energy Storage


• stockage diffusif dans le terrainAcronyme anglais « BTES »Borehole Thermal Energy Storage

• stockage en terre

• stockage en aquifère

• stockage à eau – en bassin

Familles de stockage



LEEE - DACD - SUPSI


Stockage saisonnier de chaleur avec pompe à chaleur

Stockage à basse température

Familles de système(s

ourc

e H

ador

n, 1

992)


Stockage saisonnier de chaleur sans pompe à chaleur

Stockage àmoyenne ou haute température

Familles de système

(sou

rce

Had

orn,

199

2)



LEEE - DACD - SUPSI


Stockage de chaleur avec sondes géothermiques


=> stockage de chaleur + échangeur de chaleur

Caractérisation thermique:3 propriétés principales

• capacité de transfert thermique

• capacité de stockage spécifique

• efficacité de stockage

Capacité de transfert thermique UA [W/K]

*b

b

psf R 0.75 -

r

Aln

21 R +

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

ππλ

sfRHn UA =

( )stkf T - T UA P =



LEEE - DACD - SUPSI


Capacité de stockage spécifique Csp [J/K]

H An C V C C psp ρρ ==

Capacité de stockage C [J]

)T - (T V C )T - (T C C min-stkmax-stkmin-stkmax-stksp ρ==

Nombre équivalent de cycle EC [-]

C/Q EC ext=

Pour la plupart des stocks à long terme, EC = 1.5 - 2


Efficacité de stockage η [-]

Dépend du fonctionnement du système

Stock à basse température 60 – 90 %

Stock à moyenne et haute 30 – 60 % petit volumetempérature 50 – 80 % grand volume

Pertes thermiques d’un stockage Qloss [J]

injext Q /Q =η

yearomoy-stkloss t)T (TA U Q −=



LEEE - DACD - SUPSI


1. Stockage souterrain en cuve: OK mais cher2. Stockage en bassin: OK mais cher3. Stockage souterrain diffusif:

1. avec pompe à chaleur: OK, compétitif2. sans pompe à chaleur: OK >500 MWh/an

4. Stockage souterrain en aquifère1. froid : OK, très rentable2. chaud: délicat, de cas en cas, >500 MWh

Conclusion


Heat-Exchanger-Pile-Systems.doc

Heat Exchanger Pile Systems

Examples, design and thermal calculations

D. Pahud

SUPSI - DACD - LEEE




Table of content

1. Heat exchanger piles......................................................................................................................3

1.1 Types of heat exchanger piles................................................................................................3 1.2 Types of heat exchanger piles................................................................................................3 1.3 Connection and integration in a system .................................................................................6 1.4 Effet sur la statique des pieux ..............................................................................................10 1.5 Autorisations.........................................................................................................................10 1.6 Examples of some heat exchanger pile systems .................................................................10

1.6.1 Anlage "FINKERNWEG", Kreuzlingen TG...................................................................12 1.6.2 Anlage "LIDWIL GEWERBE AG", Altendorf SZ...........................................................14 1.6.3 Anlage "PAGO AG", Grabs SG....................................................................................16 1.6.4 Anlage "PHOTOCOLOR", Kreuzlingen TG..................................................................18

2. Caractérisation thermique d’un ensemble de pieux échangeurs .................................................20 2.1 Principaux paramètres géologiques et hydrogéologiques du terrain....................................20 2.2 Caractérisation thermique d’un pieu échangeur...................................................................21

2.2.1 Pieu creux préfabriqué..................................................................................................22 2.2.2 Pieu massif ...................................................................................................................23 2.2.3 Valeurs de résistances thermiques typiques de pieux échangeurs..............................26

2.3 Capacité de transfert thermique ...........................................................................................27 2.4 Capacité de stockage spécifique..........................................................................................30 2.5 Effets à long terme ...............................................................................................................31

3. Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs .............................32 4. L’outil de simulation PILESIM.......................................................................................................36 5. Dock Midfield of the Zurich airport................................................................................................38

5.1 The Dock Midfield.................................................................................................................38 5.2 The pile system layout..........................................................................................................38 5.3 Main parameters for system simulation................................................................................42

5.3.1 Ground properties.........................................................................................................42 5.3.2 Piles properties .............................................................................................................43 5.3.3 System parameters.......................................................................................................44

5.4 Thermal performances of the system ...................................................................................44 6. Références ...................................................................................................................................46




1. HEAT EXCHANGER PILES

1.1 Types of heat exchanger piles

A heat exchanger pile is a pile foundation equipped with a channel system, where a heat carrier fluid is circulated in order to exchange heat with the surrounding ground. Its two main functions are therefore to transfer in depth the construction load and to exchange heat with the surrounding ground. A set of foundation piles is used when surface soil does not have sufficient resistance to support loads of a superstructure through the intermediary of superficial foundations. Having an unit length that normally varies between a few meters to several tens of meters, a part or the totality of the piles can be transformed into “heat exchanger piles”. A set of heat exchanger piles, usually coupled to a heat pump and/or a cooling machine, can be used for heating and/or cooling purposes.

In 1998, the SSG (Société Suisse pour la Géothermie) made an inquiry and counted in Switzerland about 25 installations with heat exchanger piles. The annual heat extracted from the ground totalises about 5 GWh, which is less than 1% of the geothermal energy production. This technology is also used in Germany and Austria. In Austria, hundreds of installations with heat exchanger piles have already been built.

1.2 Types of heat exchanger piles

With the exception of wood piles, all kind of piles can be in practice equipped with a heat exchanger. A hammered precast pile and a cast-in-place pile are shown in figure 1.1.

b

60 - 180 cm

10 - 50 m

Pieu foré

Fig. 1.1 Heat exchanger pile examples ; a) hammered precast pile, b) cast-in-place pile.




In figure 1.2 a hollow precast pile is shown with a heat exchanger ready to be put in place (2 U-pipes in polyethylene). The inside volume of the pile is then filled with saturated gravel. In order to optimise the heat transfer with the ground, the pipes should, if possible, be in contact with the inner wall of the concrete pile and regularly spaced along the circumference.

Fig. 1.2 Hollow precast pile with a 2 U-pipes heat exchanger in polyethylene (source: Sacac

Schleuderbetonwerk AG, Lenzburg).

In cast-in-place piles, the plastic pipes of the heat exchanger are fixed on the inner side of the pile metallic reinforcement. In figure 1.3, a 4 U-pipe heat exchanger is shown. The left picture shows the top part of the pile. In this case, the four U-pipes are connected in parallel with a plastic manifold. An other manifold is used for the returning pipes. The right picture shows the bottom part of the pile, where the pipes are bent to form a U. In practice, small pipe diameters are used (typically pipes with a diameter of 20 mm are used). Along the pile, it is important to space the pipes with a regular distance along the circumference of the metallic reinforcement in order to optimise the heat exchange with the ground.




Fig. 1.3 Cast-in-place pile. The 4 U-pipes heat exchanger in polyethylene is fixed on the inner

side of the metallic reinforcement (source: EPFL, Lausanne).

It is also possible to equip walls imbedded in the ground or concrete plates with a heat exchanger to transfer thermal energy with the ground. This solution is less common than heat exchanger piles. Walls imbedded in the ground can be achieved by a series of piles, prefabricated or cast-in-place walls. In figure 1.4 the heat exchanger pipes are fixed in the metallic reinforcement of a cast-in-place imbedded wall.




Fig. 1.4 Metallic reinforcement of a cast-in-place wall imbedded in the ground. The pipes for the

heat transfer with the ground are fixed in the reinforcement (source: photo Nägelebau, A-Röthis).

1.3 Connection and integration in a system

The heat exchanger piles (or wall imbedded in the ground, etc.) are normally coupled to a heat pump for heat production. Horizontal pipes connect the piles (or walls) to a manifold at the ground surface. These pipes are normally placed below the concrete plate of the building. They may cross it at the place of the manifold. If the concrete plate is below the water table, care has to be taken to make the crossing of the pipes watertight. Illustrations are given in figure 1.5 and 1.6. The piles may also be coupled in series. It will depend on the total flow rate through the piles, which is normally fixed by the technical characteristic of the heat pump, the number of piles, pipes per piles, pipe length and diameter, etc. The pumping energy for the circulation of the heat carrier fluid has to be as small as possible. In any case, the electric power of the circulation pump should never exceed 10% of the nominal electric power of the heat pump.




Fig. 1.5 Illustration of horizontal connections between the piles and a heat pump.

Pompe à chaleur

Pieux échangeurs

Couche n° 1

Couche n° 2

Couche n° 3

Bâtiment

Sol

Fig. 1.6 Illustration of a heat exchanger pile system for heating purposes.

As illustrated in figure 1.6, the heat exchanger piles are normally coupled to a heat pump. During the winter, the heat pump extracts thermal energy from the ground and provides heat to the building. It may cover the totality or part of the heat demand. In this latter case, the system is called “bivalent”. It has the advantage to use the piles for the “base load”. Heat is extracted with a relatively low heat power, resulting in a lower temperature loss (i. e. a smaller temperature difference between the heat carrier fluid that circulates through the piles and the ground). However the pile system operates during a longer period of time, thus maximising the energy output and the use of the piles.

Cooling of the ground will takes place, and the long term influence of the pile system may lead to an unacceptable situation. A thermal recharge of the ground is necessary. In some cases, it may be realised naturally if a ground water flow is present all the time and sufficiently important through the

Raccordement à la pompe à chaleur

Dalle de fondation (radier) Distributeur aller / retour

Conduites des connexions horizontales

Pieu énergétique




ground volume crossed by the piles. As long as heat conduction remains the dominating mode of heat transfer in the ground, the natural recharge of the ground volume is most of the time too weak for the long-term operation of the system. This is why heat exchanger piles are most suitable for systems that combine heating and cooling. The thermal recharge of the ground can be ensured by the cooling requirements. In this case, the ground volume crossed by the piles acts like a seasonal heat storage.

Cooling with heat exchanger piles is realised in two different ways: direct cooling or with a cooling machine. Direct cooling is realised by connecting the pile flow circuit to the cold distribution with a conventional heat exchanger. No cooling machine is used in between. It requires that cooling needs can be satisfied with a “high” temperature, typically of 16 – 20°C. If humidity of the air has to be removed by the cooling requirements, a separate cooling device will have to be used as a lower temperature level is necessary for this process. Here again, a “bivalent” cooling system might be the best compromise. In figure 1.7 and 1.8, the two basic concepts of heat exchanger pile systems are shown.

Heat exchanger piles

Heat pump

Heat exchanger

Cooling

Heating

Fig. 1.7 Schematic view of a heat exchanger pile system concept with direct cooling.





Heat pump / cooling machine

Cooling

Heating

Fig. 1.8 Schematic view of a heat exchanger pile system concept with active cooling.

It is also possible to combine the two cooling modes, and perform direct cooling in priority to active cooling with the cooling machine. However this solution is not recommended. The system layout and system control are more complicated and the increase of the system thermal performance is often marginal. When a cooling machine coupled to the piles is used, the fluid temperature in the pile circuit increases to a level that is not compatible with the direct cooling mode.

Furthermore, it is not recommended to use part of the heat exchanger piles for the cooling machine and the other part for direct cooling. The temperature loss between the heat carrier fluid and the ground is too large for such a solution. The totality of the heat exchanger pile length is coupled to either the evaporator of the heat pump (heating mode), the condenser of the cooling machine1 (active cooling mode) or the heat exchanger of the cooling distribution (direct cooling mode).

If a ground water flow is present in the pile region and is sufficiently important, a natural thermal regeneration of the ground is realised. As a consequence, heat extraction during Winter (for heating) does not depend of heat injection during Summer (for cooling). Seasonal heat storage is not anymore required for a satisfactory long-term operation of the system. In this case, the heat exchanger pile system can be designed for either heating or cooling.

1 A heat exchanger normally separates the pile flow circuit from the condenser flow circuit, if this latter is also used for heating.




1.4 Effet sur la statique des pieux

Les sollicitations thermiques que les pieux subiront ne doivent en aucun cas conduire à une détérioration inacceptable de leurs propriétés mécaniques. En d’autres termes, les pieux doivent conserver leur capacité de supporter les charges du bâtiment en permanence. En particulier, le gel des pieux doit être évité. Pour un système correctement dimensionné et contrôlé, la température du fluide circulant dans les pieux ne tombera jamais sous 0 °C pendant une période significative de temps.

Lorsque des charges thermiques sont injectées dans les pieux, la température de ces derniers augmente, ce qui génère des déformations. Si le pieu n’est pas libre de se déplacer, les déformations se transforment en contraintes. Une étude expérimentale de Laloui et al. (1999) a montré que pour une augmentation de température du pieu de 15 K, la contrainte supplémentaire engendrée dans le pieu n’est pas négligeable. Elle devrait être prise en compte lors du dimensionnement statique du pieu. Toutefois une telle augmentation de la température du pieu implique de pouvoir chauffer le fluide caloporteur circulant dans les pieux à 40 – 50 °C, ce qui est déjà une situation extrême. Si du refroidissement direct est réalisé (température du fluide de 16 – 20 °C), l’effet est beaucoup plus faible.

Le fluide circulant dans les pieux doit ainsi satisfaire des contraintes de température pour ne pas affecter de manière inacceptable leurs propriétés mécaniques. Ces contraintes influencent la taille de la pompe à chaleur / machine frigorifique, et ainsi le potentiel de chauffage et de refroidissement offert par les pieux échangeurs. Si le mode refroidissement direct est préféré à l’utilisation d’une machine frigorifique, le potentiel de refroidissement dépend du niveau de température maximum possible pour satisfaire les besoins de refroidissement.

1.5 Autorisations

Comme pour les sondes géothermiques, une autorisation est généralement nécessaire pour la réalisation de pieux échangeurs. Comme ce sont les autorités cantonales qui légifèrent en la matière, s’adresser directement à elles.

1.6 Examples of some heat exchanger pile systems

Measurements of 4 heat exchanger pile systems were used for the study “Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs” (Fromentin et al., 1997). In this section, the main characteristics of these installations are taken from this report and given to provide some existing and measured examples. More details can be found in Fromentin et al., 1997. Note that the characteristics do not necessarily correspond to an optimal system. In table 1.1 a summary of the main characteristics of the four pile system is given.




Table 1.1 Main characteristics of the 4 heat exchanger pile systems used for the study

“Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs” (Fromentin et al., 1997).




1.6.1 Anlage "FINKERNWEG", Kreuzlingen TG

Die von der Firma Logis Suisse SA realisierte Wohnüberbauung "Finkernweg" in Kreuzlingen besteht aus 4 Gebäuden mit integrierten Tiefgaragen und Zivilschutzräumen. Neben dem Erdgeschoss (EG) gelangten 1 Untergeschoss (UG), 3 Obergeschosse (OG) und 1 Dachgeschoss (DG) zur Ausführung. Die Autoeinstellhalle liegt flächendeckend unter den 3 Blöcken A - C. Die überbaute Fläche weist die Grundrissmasse ca. 70 x 120 m auf. Die Gebäude werden als Wohn-, Büro- und Gewerberaum genutzt. Mit den nachfolgend beschriebenen Messungen wird nur das Haus A erfasst, welches auf 87 Pfähle fundiert ist. 75 dieser Pfähle wurden als Energiepfähle (EPF) ausgerüstet, welche eine energetisch nutzbare Gesamtlänge von ca. 800 m' aufweisen.

Untergrund

Die massgeblichen Kennziffern wurden als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen angenommen:

Schicht Mächtigkeit Porosität n Durchlässigkeitsbeiwert kGW-Fliessgeschw.

[m] [m³ Wasser/m³ Boden] [m/s] [m/Tag]

A 0.3 - 3.5 ca. 0.35 10-4 - 10-6 Niederschlagsabh.

B 0.0 - 2.5 ca. 0.30 10-1 - 10-4 sehr gering

C 12.0 - 19.0 0.50 - 0.60 10-4 - 10-6 sehr gering

D unbekannt 0.30 - 0.40 10-3 - 10-6 Kein GW

Neigung des GW-Spiegels i: ca. 0.02 m/m Richtung NNE

Geschätzte Durchschnittswerte

Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10° C

Wärmeleitfähigkeit λ: ca. 2.2 W/mK

Vol. Wärmekapazität cv : ca. 2.3 MJ/m³K




Leistungs-, Energie- und Kostentabelle Anlage: Finkernweg, Kreuzlingen TG (Haus A) Heizleistung (gesamt): 85 kW Heizleistung (nicht konventionell): 85 kW Pfahllänge total: 825 m Jahresarbeitszahl (JAZ): ca. 2.6 Durchschnittlicher Wärmeentzug: 150 – 190 kWh/m/a Durchschnittliche Pfahlbelastung: 60 – 70 W/m Produzierte Wärmeenergie (Heizung + Warmwasser): 200'000 – 250'000 kWh/a Verdampferenergie aus EPF: 123'000 – 154'000 kWh/a Kälteleistung (gesamt): - Kälteleistung (nicht konventionell): - produzierte Kälteenergie (gesamt): - Genutzte Kälteenergie (aus erneuerbaren E.träger): - Elektrische Leistung (nicht konventionell): ca. 45 kW Elektrische Energie (nicht konventionell): ca. 70'000 kWh/a lnvestionskosten des Projektes: 581'000.- Fr. Lebensdauer der Anlage: 20 Jahre Annuität (6% Zins): 8.72 Strompreis: 17.6 Rp/kWh Öl-, resp. Gaspreis: - Energiekosten Strom: ca. 12’300.- Fr./a Energiekosten Öl resp. Gas: - Kapitaldienst: 50'663.- Fr./a Wartungskosten: ca. 6'900.- Fr/a Jahreskosten: ca. 69'863.- Fr./a Wärme - Kälte Gestehungspreis (nur Alternativenergie): 28 - 35 Rp./kWh




1.6.2 Anlage "LIDWIL GEWERBE AG", Altendorf SZ

Das von der Firma Mächler AG realisierte Industriegebäude liegt in Altendorf SZ in unmittelbarer Nähe des Zürichsees, zwischen der Kantonstrasse und der SBB-Trasse und südlich des Talbaches. Die gesamte Baufläche mit einem Grundriss von ca. 40 x 50 m verteilt sich auf 6 Geschosse und wird als Gewerbefläche genutzt.

Untergrund

Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte im folgenden Rahmen anzunehmen:

Schicht Mächtigkeit Porosität n Durchlässigkeitsbeiwert k GW-Fliessgeschw. [m] [m³ Wasser/m³ Boden] [m/s] [m/Tag]

A 0.0 - 1.5 0.30 - 0.40 10-4 - 10-6 kein GW

B 1.0 - 4.0 0.35 - 0.45 10-4 - 10-6 kein GW

C 0.0 - ? 0.35 - 0.55 10-1 - 10-6 kein GW

D 20.0 - 25.0 ca. 0.30 10-1 - 10-4 100 - 150

E 0.0 - 1.0 0.35 - 0.45 10-4 - 10-6 kein GW

Neigung des Grundwasserspiegels i: 2.5 - 3 % Richtung ENE


Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : (kann nur abgeschätzt werden!)


Vol. Wärmekapazität cv : ca. 2.4 - 2.5 MJ/m³K




Leistungs-, Energie- und Kostentabelle Anlage: Lidwil Gewerbe AG, Altendorf Heizleistung (gesamt): 160 kW Heizleistung (nicht konventionell): 160 kW Pfahllänge total: 2’057 m Jahresarbeitszahl (JAZ): ca. 3.0 Durchschnittlicher Wärmeentzug: 80 – 100 kWh/m/a Durchschnittliche Pfahlbelastung: 40 – 60 W/m Produzierte Wärmeenergie (Heizung): 258'000 – 325'000 kWh/a Verdampferenergie aus EPF: 171'000 – 215'000 kWh/a Kälteleistung (gesamt): - Kälteleistung (nicht konventionell): - produzierte Kälteenergie (gesamt): - Genutzte Kälteenergie (aus erneuerbaren E.träger): - Elektrische Leistung (nicht konventionell): 53.5 kW Elektrische Energie (nicht konventionell): 86'000 – 108’000 kWh/a lnvestionskosten des Projektes: 574'490.- Fr. Lebensdauer der Anlage: 20 Jahre Annuität (5% Zins): 8.02 Strompreis: 15 Rp/kWh Energiekosten Strom: 13’089.- Fr./a Kapitaldienst: 46'099.- Fr./a Wartungskosten: - Jahreskosten: 59'187.- Fr./a Wärme - Kälte Gestehungspreis (nur Alternativenergie): 18 - 23 Rp./kWh




1.6.3 Anlage "PAGO AG", Grabs SG

In den Jahren 1994 und 1995 errichtete die Firma Pago AG (Etiketten und Etikettiersysteme) ihren Geschäftsneubau in Grabs SG, der sich in zwei Hauptteile gliedert: Produktion und Verwaltung im sogenannten Hauptbau und Hochregallager. Der Neubau wurde gesamthaft einfach unterkellert. Im Untergeschoss wurden die Lasten z.T. über Einzelstützen (Tiefgarage) und über die Kellerwände, im Palettenlager jedoch flächenhaft über die Bodenkonstruktion abgetragen.

Untergrund

Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen anzunehmen:


A ca. 0.5 0.50 - 0.60 10-2 - 10-4 kein GW

B 20 - 30 0.40 - 0.60 10-5 - 10-7 kein GW

C ? 0.30 - 0.40 10-1 - 10-4 sehr gering

Neigung des Grundwasserspiegels i: sehr gering


Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10 ° C

Wärmeleitfähigkeit λ: 1.8 - 2.0 W/mK





Leistungs-, Energie- und Kostentabelle Anlage: Pago AG, Grabs Heizleistung (gesamt): 1’000 kW Heizleistung (nicht konventionell): 750 kW Pfahllänge total: 7’980 m Jahresarbeitszahl (JAZ): 3.6 Durchschnittlicher Wärmeentzug: 18 kWh/m/a Durchschnittliche Pfahlbelastung: 50 – 80 W/m Produzierte Wärmeenergie: 1'000'000 kWh Verdampferenergie aus EPF: 145'000 kWh Kälteleistung (gesamt): 1'400 kW Kälteleistung (direkt Kühlung mit Energiepfähle): 320 - 380 kW produzierte Kälteenergie (gesamt): 1'200'000 kWh/a Genutzte Kälteenergie (aus erneuerbaren E.träger): 270'000 - 300'000 kWh/a Elektrische Leistung (nicht konventionell): 250 kW Elektrische Energie (nicht konventionell): 577’000 kWh/a lnvestionskosten des Projektes: 19'320’000.- Fr. Lebensdauer der Anlage: 20 Jahre Annuität (5% Zins): 8.02 Strompreis: 19.8 Rp/kWh Öl-, resp. Gaspreis: 3.2 Rp./kWh Energiekosten Strom: 16’400.- Fr./a Energiekosten Öl resp. Gas: 105'800.- Fr./a Kapitaldienst: 155'029.- Fr./a Wartungskosten: 42'620.- Fr./a Jahreskosten: 319'849.- Fr./a Wärme - Kälte Gestehungspreis: 14.5 Rp./kWh




1.6.4 Anlage "PHOTOCOLOR", Kreuzlingen TG

Der im Jahre 1992 realisierte Neubau der Firma Photocolor Kreuzlingen AG bedingte aufgrund der geologischen Verhältnisse eine Pfahlfundation. Das Gebäude mit 1 UG, EG + 1 OG in den Abmessungen ca. 28.5 x 52.0 m grenzt im Norden unmittelbar an eine damals bereits bestehende Halle; in den ersten ~ 4 m entlang der Halle wurde auf eine Unterkellerung verzichtet. Die Gebäudelasten werden im Untergeschoss grossenteils über Einzelstützen mit relativ grossen Rasterabständen von 9.25 x 12.75 m abgetragen.

Untergrund

Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen anzunehmen:


A 2.0 ± 0.5 0.30 - 0.35 10-4 - 10-6 kein GW

B 10.0 ± 1.0 0.35 - 0.55 10-1 - 10-6 sehr gering

C 6.0 ± 1.0 ca. 0.30 10-1 - 10-4 ca. 10.0

D unbekannt 0.30 - 0.40 10-3 - 10-6 kein GW

Neigung des GW-Spiegels i: ca. 0.02 m/m Richtung NNE


Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10° C






Leistungs-, Energie- und Kostentabelle Anlage: Photocolor AG, Kreuzlingen Heizleistung (gesamt): 390 kW Heizleistung (nicht konventionell): 102 kW Pfahllänge total: 1’023 m Jahresarbeitszahl (JAZ): 2.9 Durchschnittlicher Wärmeentzug: 140 - 200 kWh/a Durchschnittliche Pfahlbelastung: 40 – 80 W/m Produzierte Wärmeenergie (alternativ): 215'000 – 307'000 kWh/a Verdampferenergie aus EPF: 140'000 – 200’000 kWh/a Kälteleistung (gesamt): 90 kW Kälteleistung (nicht konventionell): 90 kW produzierte Kälteenergie (gesamt): 58'000 kWh/a Genutzte Kälteenergie (aus erneuerbaren E.träger): 48'000 kWh/a Elektrische Leistung (nicht konventionell): 36 kW Elektrische Energie (nicht konventionell): 49’000 kWh/a lnvestionskosten des Projektes: 272’000.- Fr. Lebensdauer der Anlage: 20 Jahre Annuität (5% Zins): 8.02 Strompreis: 12.3 Rp/kWh Energiekosten Strom: 6’027.- Fr./a Kapitaldienst: 21'826.- Fr./a Wartungskosten: 3'260.- Fr./a Jahreskosten: 31'113.- Fr./a Wärme - Kälte Gestehungspreis (nur Alternativenergie): 8 - 11 Rp./kWh




2. CARACTERISATION THERMIQUE D’UN ENSEMBLE DE PIEUX ECHANGEURS

2.1 Principaux paramètres géologiques et hydrogéologiques du terrain

Les valeurs des paramètres suivants doivent être connues afin de pouvoir définir au mieux le potentiel d’utilisation thermique du terrain:

• la capacité thermique volumétrique Cv, en J/m3K, correspond à la quantité de chaleur nécessaire (J) à l’élévation en température de 1 K d’un volume de 1 m3 de terrain.

• la conductivité thermique λ, en W/mK, correspond au flux de chaleur (W/m2) transmis par conduction au travers d’un corps soumis à un gradient de température de 1 K/m.

• la perméabilité k, en m/s, permet de déterminer la vitesse d’écoulement de l’eau souterraine v (ou vitesse de Darcy) en m/s, par le biais de la pente i ou du gradient de pression horizontal de la nappe souterraine (par exemple : v = k i)

Les domaines de variation des paramètres cités ci-dessus au sein des formations géologiques meubles concernées par la mise en place de pieux de fondation sont donnés dans la table 2.1.

Type de sol Perméabilité Conductivité thermique Capacité thermique volumique

k λ Cv [m/s] [W/m·K] [MJ/m³·K] sec saturé sec saturé

Argile 10-8 - 10-10 0.2 - 0.3 1.1 - 1.6 0.3 - 0.6 2.1 - 3.2

Limon 10-5 - 10-8 0.2 - 0.3 1.2 - 2.5 0.6 - 1.0 2.1 - 2.4

Sable 10-3 - 10-4 0.3 - 0.4 1.7 - 3.2 1.0 - 1.3 2.2 - 2.4

Gravier 10-1 - 10-3 0.3 - 0.4 1.8 - 3.3 1.2 - 1.6 2.2 - 2.4 Table 2.1 Domaine de variation des principales caractéristiques de terrains couramment

rencontrés lors de la mise en oeuvre de pieux de fondation.

Il ressort de la table 2.1 que les valeurs des propriétés thermiques λ et Cv sont très nettement plus élevées en présence d’eau dans le terrain. La capacité de stocker de l’énergie thermique à long terme (saison) d’un ensemble de pieux échangeurs est également une fonction directement dépendante de la vitesse d’écoulement de la nappe phréatique. Il suffit d’une vitesse de Darcy de l’ordre de 0.5 à 1.0 m/jour dans une couche perméable traversée par les pieux échangeurs pour




disperser l’énergie transférée par ces derniers et empêcher le stockage saisonnier de l’énergie thermique. Pour plus de détails sur les définitions, la législation, les propriétés thermiques du sous-sol, etc., il est recommandé de consulter la littérature disponible (p. ex. SIA D0136, chapitre 2: “Das Erdreich als Wärmequelle”).

2.2 Caractérisation thermique d’un pieu échangeur

Le paramètre le plus important d’un pieu échangeur est certainement sa résistance thermique, dénotée Rb, qui permet de quantifier l’écart de température entre le fluide circulant dans le pieu et le terrain sur son pourtour, en régime stationnaire, et pour une puissance transférée connue. En d’autres termes, l’extraction d’une puissance thermique crée une différence de température entre le fluide et le terrain, indépendamment du fait d’avoir des conditions géologiques et une hydrogéologie locale favorables ou non. Cette différence de température atteint facilement plusieurs degrés, voir une dizaine de degrés pour un cas défavorable. Par exemple, un pieu de résistance thermique 0.2 K/(W/m), sous l’effet d’une puissance d’extraction de 50 W/m, créera, une fois un régime stationnaire établi dans le pieu, une différence de température de 10 K entre la température moyenne du fluide et du terrain sur son pourtour.

D’autres paramètres sont la capacité thermique du pieu, qui augmente avec son diamètre, et la résistance thermique interne Ra, qui permet d’évaluer les effets défavorables des transferts de chaleur internes dans le pieux: pour une extraction de chaleur donnée, le fluide caloporteur qui ressort du pieu a été refroidi par le fluide qui retourne dans le pieu. Néanmoins, l’influence de ces deux paramètres n’est pas aussi grande que celle de Rb. Seule la résistance thermique d’un pieu Rb est considérée dans cette section.

La résistance thermique d’un pieu échangeur dépend du type de pieu utilisé, de son diamètre, du nombre et de l’arrangement spatial des tubes dans le pieu, du régime d’écoulement du fluide dans les tubes, de la conductivité thermique des matériaux utilisés, etc. Dans cette section, elle est calculée pour un pieu creux préfabriqué de 0.45 m de diamètre, et des pieux massifs de diamètres 0.34, 0.45, 0.6, 1.0 et 1.4 m. Pour les pieux massifs, le nombre de tubes, fixés verticalement à l’intérieur de l’armature métallique, est varié de 4 à 8 (2, 3 et 4 tubes en forme de U). La conductivité thermique du béton et le régime d’écoulement du fluide caloporteur (laminaire ou non laminaire) sont variés. Un pieu circulaire de 0.34 m de diamètre, respectivement 0.45 m, est équivalent à un pieu carré de 0.3 m de côté, respectivement 0.4 m. Le pieu creux préfabriqué, de 0.45 m de diamètre, laisse un espace vide de 0.25 m de diamètre au centre, dans lequel 4 tubes formant 2 U sont insérés. Ces pieux sont généralement coupés à ras le sol. Il faut veiller à ne pas laisser tomber des matériaux dans le pieu avant d’insérer les tubes, afin de ne pas raccourcir la longueur d’échange du pieu échangeur. L’espace vide est ensuite rempli avec un matériau de remplissage. Le pieu creux préfabriqué correspond au pieu PILOTHERM de SACAC utilisé à Lidwil, tandis que les pieux massifs de 0.34 et 0.45 m de diamètre, équipés avec 8 tubes, correspondent aux pieux NÄGELE utilisés à Finkernweg, Photocolor et Pago (cf. section 1.5 du chapitre 1).




2.2.1 Pieu creux préfabriqué

Les valeurs de la résistance thermique du pieu creux préfabriqué sont calculées pour différentes valeurs de la conductivité thermique du matériau de remplissage (bentonite: 0.7 W/mK et sable de quartz: 1.5 W/mK), de l’écartement des tubes dans le pieu (8 et 21cm) et du régime d’écoulement du fluide dans les tubes (laminaire et non laminaire). La résistance thermique du pieu sera toujours supérieure à celle de sa paroi annulaire en béton, calculée à 0.05 K/(W/m) pour une conductivité thermique de 1.8 W/mK du béton. (La résistance thermique de la paroi annulaire est calculée à 0.07 K/(W/m) pour un béton à 1.3 W/mK). Les valeurs calculées sont comprises entre 0.12 et 0.37 K/(W/m). La valeur la plus élevée (situation la plus mauvaise), est obtenue avec un matériau de remplissage peu conducteur comme la bentonite (0.7 W/mK), un faible écartement entre les tubes (8 cm) et un régime d’écoulement laminaire. Une valeur de 0.15 K/(W/m) devrait facilement être réalisée en pratique avec un bon écartement des tubes (21 cm) et un matériau de remplissage plus conducteur (gravier ou sable de quartz saturé en eau). Les caractéristiques du pieu creux préfabriqué ainsi que sa résistance thermique sont données dans la table 2.2.

Type de pieu pieu creux préfabriqué Diamètre extérieur du pieu 45 cm Diamètre de l’espace creux intérieur 25 cm Diamètre extérieur/intérieur des tubes en plastique 25 / 20.4 mm (MDPE) Conductivité thermique du plastique 0.4 W/mK Régime d’écoulement du fluide dans les tubes laminaire Ecartement ente 2 tubes opposés 21 cm Conductivité thermique du matériau de remplissage 1.5 W/mK (gravier ou sable saturé) Conductivité thermique du béton formant le pieu 1.8 W/mK Résistance thermique calculée du pieu: 0.15 K/(W/m) Variation d’un paramètre relativement aux valeurs ci-dessus:

Résistance thermique (K/(W/m):

Ecartement ente 2 tubes opposés réduit à 8 cm 0.23 (+0.08 ou +50%) Conduct. du mat. de rempl. réduite à 0.7 W/mK 0.19 (+0.04 ou +25%) Régime d’écoulement du fluide non laminaire 0.12 (-0.03 ou - 20%) Table 2.2 Caractéristiques et résistance thermique d’un pieu creux préfabriqué de 45 cm de

diamètre.




2.2.2 Pieu massif

Les pieux massifs de 34 et 45 cm de diamètre étudiés sont équipés avec des tubes en plastique de diamètre extérieur / intérieur de 20 / 16 mm, fixés sur l’intérieur de l’armature métallique du pieu, soit à 5 cm du bord. Les autres pieux, de diamètre 60, 100 et 140 cm, sont équipés avec des tubes de diamètres 32 / 26 mm, fixés à 10 cm du bord du pieu. Les résistances thermiques des pieux sont montrées dans la figure 2.1 pour une conductivité thermique du béton de 1.8 W/mK et un régime laminaire dans les tubes.

00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1

0.110.120.130.140.150.16

0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5

Diamètre du pieu m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)

Pieu creux avec 2 tubes en UPieu massif avec 2 tubes en UPieu massif avec 3 tubes en UPieu massif avec 4 tubes en U

Position des tubes: 5 cm du bord Position des tubes: 10 cm du bord

Fig. 2.1 Résistances thermiques de pieux massifs de diamètre 34 (30 x 30 cm), 45 (40 x 40 cm), 60, 100 et 140 cm. Les tubes sont placés à 5 cm du bord pour les pieux de 34 et 45 et à 10 cm pour les autres. Pour chaque pieu, un double - U, un triple - U et un quadruple - U est calculé. (Conductivité thermique du béton: 1.8 W/mK, régime d’écoulement dans les tubes laminaire). La résistance thermique du pieu creux calculée plus haut est également indiquée.

Un régime non laminaire dans les tubes livre une figure similaire, avec des résistances thermiques légèrement meilleures. Toutefois, l’amélioration devient plus faible avec un nombre de tubes plus important. Elle est d’environ 0.02 K/(W/m) pour un double - U, mais n’est plus que de 0.01 K/(W/m) avec un quadruple - U. Une conductivité thermique du béton plus faible (1.3 W/mK au lieu de 1.8 W/mK) conduit à une résistance thermique plus haute. L’effet est d’environ 0.02 K/(W/m) pour un double - U, et devient également plus faible avec un nombre de tube plus grand. L’amélioration de la résistance thermique d’un pieu diminue chaque fois qu’un tube en U est rajouté. En passant de deux U à trois U, le gain est d’environ 0.030 K/(W/m), et de trois U à quatre U, il n’est plus que de 0.015




K/(W/m); en revanche, l’influence des deux paramètres étudiés (régime d’écoulement, conductivité thermique du béton) devient plus faible avec un nombre plus grand de tubes.

Pour un nombre de tubes donnés placés le plus près possible du bord du pieu, la résistance thermique du pieu est relativement la même quel que soit son diamètre. Toutefois, elle a tendance à augmenter avec l’augmentation du diamètre pour un double - U, et à diminuer avec un quadruple - U. Il est donc bénéfique d’insérer davantage de tube en U pour un pieu plus épais, mais l’effet sur la résistance thermique reste à peu près le même pour des diamètres de pieu compris entre 30 et 140 cm.

La figure 2.1 montre les résistances thermiques de pieux de diamètres différents, mais elle ne permet pas de les comparer. La résistance thermique d’un pieu est définie relativement à son rayon. Pour pouvoir comparer plusieurs valeurs entre elles, il faut adopter un rayon commun, choisi comme le rayon du pieu le plus épais. En d’autres termes, à la résistance thermique du pieu, il faut ajouter la résistance thermique de la couronne de terrain entre le bord du pieu et le rayon commun. Pour un transport de chaleur par conduction pure dans le terrain, elle est donnée par la relation (2.1):

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

i

o

anneau

rrln

21 = Rλπ

(2.1)

Ranneau : résistance thermique de l’anneau de terrain compris entre ri et ro (K/(W/m); λ : conductivité thermique du terrain (W/mK); ro : rayon extérieur (rayon commun) (m); ri : rayon intérieur (rayon du pieu) (m).

La figure 2.2 permet une comparaison des résistances thermiques des pieux en choisissant pour le rayon de référence celui du plus gros pieu (70cm). La conductivité thermique du terrain est supposée être à 1.8 W/mK. Cette comparaison n’est valide que si l’effet d’un mouvement d’eau souterrain est négligeable.




0.00

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

0.12

0.14

0.16

0.18

0.20

0.22

0.24

0.26

0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5

Diamètre du pieu m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue e

ntre

le fl

uide

et l

e te

rrai

n à

70 c

m d

u ce

ntre

du

pieu

K/(W

/m)


Position des tubes: 5 cm du bord

Position des tubes: 10 cm du bord

Fig. 2.2 Résistances thermiques de pieux massifs de diamètre 34 (30 x 30 cm), 45 (40 x 40 cm), 60, 100 et 140 cm. Les résistances thermiques sont calculées relativement à un rayon commun de 70 cm, et incluent la contribution du terrain pour des pieux de rayon inférieur. Elle est calculée pour un mode de transfert de chaleur par conduction uniquement avec la relation (2.1). (Terrain: conductivité thermique de 1.8 W/mK. Pieux: conductivité thermique du béton de 1.8 W/mK, régime d’écoulement dans les tubes laminaire). La résistance thermique du pieu creux est également indiquée.

L’avantage d’avoir des pieux de grands diamètres est évident. Néanmoins, le positionnement des tubes dans le pieu est un paramètre important, surtout si les tubes ne sont pas soigneusement écartés les uns des autres et s’ils sont placés vers le centre du pieu. Dans la figure 2.3, la résistance thermique d’un pieu de 140 cm de diamètre, équipé de 4 tubes en U, est montrée en fonction de la position des tubes, mesurée par la distance radiale entre le centre du pieu et le centre des tubes.




Influence de la position des tubes dans un pieu de 140 cm de diamètre

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7

Distance radiale entre le centre du pieu et le centre des tubes m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)

4 tubes en U

Fig. 2.3 Résistances thermiques d’un pieu massif de 140 cm de diamètre. La résistance

thermique est calculée relativement à la position des 8 tubes, mesurée par la distance radiale entre le centre du pieu et le centre des tubes. (Conductivité thermique du béton: 1.3 W/mK, régime d’écoulement dans les tubes non laminaire).

2.2.3 Valeurs de résistances thermiques typiques de pieux échangeurs

En ce qui concerne les pieux massifs, les tubes sont fixés sur la face intérieure de leur armature métallique. Les calculs des résistances thermiques ont montré que la résistance thermique d’un pieu dépend essentiellement du nombre de tubes en U. Le diamètre, varié de 30 à 140 cm, a une influence négligeable si les tubes sont écartés le plus possible les uns des autres et sont le plus loin possible de l’axe du pieu. En ce qui concerne les pieux creux les calculs ont été effectués pour un seul diamètre (45 cm). Avec cette catégorie de pieu, il est très important de pouvoir écarter au maximum les tubes. Les valeurs de résistance thermique données ci-dessous peuvent être considérées comme typiques et peuvent être adoptées à défaut de calcul plus précis.

Type de pieu : Rb (K/(W/m) pieu creux équipé avec un double – U : 0.15 pieu massif équipé avec un double – U : 0.10 - 0.11 pieu massif équipé avec un triple – U : 0.07 - 0.08 pieu massif équipé avec un quadruple – U : 0.06 Ajouter des tubes en U à un pieu équipé avec 4–U ne permet pas de sensiblement abaisser sa résistance thermique.




2.3 Capacité de transfert thermique

La capacité de transfert thermique est un des paramètres fondamentaux qui permet de caractériser un ensemble de pieux échangeurs du point de vue thermique. Un autre paramètre important, abordé plus loin, est la capacité de stockage spécifique. La capacité de transfert thermique, notée UA, équivaut à la puissance thermique que l’on peut transférer dans le terrain, une fois un régime stationnaire établi, pour une différence de température de 1 K entre la température moyenne du fluide caloporteur et la température moyenne du terrain.

La capacité de transfert thermique dépend de la résistance thermique entre la température moyenne du fluide et la température moyenne du terrain, dont la résistance thermique d’un pieu n’est qu’une composante. Une estimation de la contribution du terrain peut être effectuée dans le cas où seul le mode de transfert de chaleur par conduction domine. Cette estimation est valide une fois qu’un régime en flux stationnaire est établi, ou, en d’autres termes, quand la différence entre la température moyenne du fluide et la température moyenne du terrain devient constante dans le temps, suite à l’injection ou l’extraction d’une puissance thermique constante. La durée de cette période transitoire est estimée par la relation (2.2) (Hellström, 1991):

ap

fsA 0.065 = t (2.2)

tfs : durée de la période transitoire (s); Ap : section du volume de terrain associé à 1 pieu (pour un espacement quadratique B,

Ap = B x B) (m2); a : diffusivité thermique du terrain (m2/s); a est le quotient entre la conductivité thermique du

terrain (W/mK) et sa capacité thermique volumétrique (J/m3K).

Pour des valeurs typiques (a = 0.8.10-6 m2/s et B = 4 m), la période transitoire dure une quinzaine de jours.




La résistance thermique du terrain Rg en flux stationnaire se calcule par la relation (2.3) (Hellström, 1991):

( )⎪⎭⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡− 2

b2

1

2b

b

1

2

2b

21

21g

rr2r -

43 -

rrln

rrr

21 = Rλπ

(2.3)

Rg : résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m)); λ : conductivité thermique du terrain (W/mK); rb : rayon des pieux (m); r1 : rayon du volume de terrain associé à un pieu (m);

r1 = B / π ; et B est l’espacement moyen entre les pieux (m);

La capacité de transfert thermique UA d’un ensemble de pieux échangeurs, définie par la puissance que l’on peut transférer par degré d’écart entre la température du fluide caloporteur et la température moyenne de terrain, est connue via la résistance thermique en flux stationnaire (cf. relation (2.4)):

g b RRHn =UA

+

⋅ (2.4)

UA : capacité de transfert thermique (W/K); n : nombre de pieux échangeurs (-); H : longueur active d’un pieu échangeur (m); Rg : résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m)); Rb : résistance thermique des pieux échangeurs (K/(W/m)).

La capacité de transfert thermique d’un ensemble de pieux est donc connue si l’on connaît la résistance thermique des pieux, leurs dimensions (diamètre, longueur active et nombre), l’espacement moyen entre les pieux et la conductivité thermique moyenne du terrain. Elle traduit une relation linéaire entre la puissance transférée par les pieux et la différence de température entre le fluide et le terrain en situation de flux stationnaire (cf. relation 2.5):

)T - (T UA = P mf (2.5)

P : puissance thermique injectée ou extraite par les pieux échangeurs (W); UA : capacité de transfert thermique (W/K); Tf : température moyenne du fluide (°C);

Tf = (Ti +To)/2; Ti et To : température d’entrée et de sortie du fluide dans les pieux (°C); Tm : température moyenne du terrain dans la zone perturbée par les pieux échangeurs (°C).




La figure 2.4 permet d’obtenir graphiquement la résistance thermique du terrain Rg. Elle a été calculée pour une conductivité thermique du terrain de 1.8 W/mK. Comme Rg est inversement proportionnel à λ, il est facile de corriger les valeurs pour d’autres valeurs de conductivité thermique, en les multipliant par le rapport 1.8/ λ, où λ est la conductivité thermique du terrain considéré. Le graphique permet d’obtenir Rg en fonction du diamètre du pieu et de l’espacement moyen de ces derniers. Rg a été calculé avec la formule 2.3.

0.060.070.080.090.100.110.120.130.140.150.160.170.180.190.200.21

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

Diamètre des pieux cm

Rés

ista

nce

ther

miq

ue

du te

rrai

n R

g K

/(W/m

)

6.0 m5.5 m5.0 m4.5 m4.0 m3.5 m3.0 m

Espacement entre les pieux

Conductivité thermique du terrain: 1.8 W/mK

Fig. 2.4 Résistance thermique du terrain Rg d’un ensemble de pieux échangeurs dans un terrain

de conductivité thermique 1.8 W/mK. Elle est montrée en fonction du diamètre et de l’espacement moyen des pieux.

Afin d’illustrer l’utilité de la figure 2.4, on se donne un pieu carré de 40 cm de côté et de résistance thermique 0.06 W/(m/K). Les pieux sont espacés de 4 m dans un terrain de conductivité thermique de 1.8 W/mK. Quelle puissance thermique peut-on extraire sous une différence de température de 5 K entre le fluide et le terrain?

Un pieu carré de 40 cm de côté est équivalent à un pieu circulaire de 45 cm de diamètre. Avec un espacement de 4 m, la figure permet de déterminer la résistance thermique du terrain Rg à 0.14 K/(W/m). L’inverse de (Rb + Rg) équivaut à la puissance thermique que l’on peut transférer par degré d’écart en situation de flux stationnaire et par mètre linéaire de pieu. Avec 5 degrés d’écart, on peut extraire 25 W par mètre de pieu. Si la température moyenne du terrain est à 6 °C à la fin de l’hiver,




l’extraction de 25 W/m conduira à une température moyenne du fluide de +1 °C dans les pieux. En admettant que la puissance thermique est extraite avec un écart de température de 4 K entre l’entrée et la sortie de l’évaporateur de la PAC, le fluide caloporteur retournera dans les pieux avec une température d’environ -1 °C.

Un flux d’extraction relativement faible (25 W/m) crée dans ce cas une différence de température significative (5K). Ce flux d’extraction est obtenu après environ 2 semaines durant lesquelles la différence de température est maintenue à 5 K (durée de l’effet transitoire avant d’obtenir un flux stationnaire dans le terrain). Le flux d’extraction peut être plus intense s’il est entrecoupé de périodes de repos. A l’extrême, dans le cas où un écoulement d’eau souterrain permet de régénérer “instantanément” l’énergie prélevée dans le terrain, la résistance thermique du terrain devient négligeable. Il reste néanmoins celle des pieux (0.06 K/(W/m)), ce qui limite la puissance d’extraction à 80 W/m pour un écart de température de 5 K comme dans l’exemple ci-dessus.

2.4 Capacité de stockage spécifique

La capacité de stockage spécifique équivaut à la quantité d’énergie nécessaire à l’élévation de température de 1 K du volume de terrain touché par les pieux échangeurs. Un faible espacement entre les pieux permet d’obtenir une meilleure capacité de transfert de l’ensemble des pieux (cf. section précédente). Néanmoins la capacité de stockage de la zone des pieux est réduite relativement à un espacement plus grand. Il en résultera une variation plus rapide de la température moyenne du terrain dans le temps, et donc d’un épuisement plus rapide de l’énergie thermique stockée dans la zone des pieux en période d’extraction de chaleur.

La capacité de stockage spécifique C d’un ensemble de pieux échangeurs, définie par l’énergie que l’on peut extraire par degré d’abaissement de la température moyenne de terrain dans la zone des pieux, est connue par la capacité thermique volumétrique et le volume de terrain touché par les pieux échangeurs (2.6):

S H C = C vsp (2.6)

Csp : capacité de stockage spécifique (J/K); Cv : capacité thermique volumétrique moyenne du terrain (J/m3K); H : longueur active moyenne des pieux échangeurs (m); S : surface horizontale de terrain touchée par les pieux échangeurs (K/(W/m).

La surface S est estimée comme la surface délimitée par un périmètre dessiné autour de tous les pieux échangeurs, passant à environ un demi - espacement moyen des pieux extérieurs. Cette surface, multipliée par la longueur active moyenne des pieux échangeurs, défini le volume de terrain touché par ces derniers. Si les pieux sont suffisamment bien uniformément placés, cette estimation est satisfaisante. Il faut être plus prudent avec des espacements entre les pieux très variables. Dans ce cas, le volume de terrain ainsi défini est trop optimiste, car les espacements les plus grands




laisseront apparaître des portions du volume de terrain plus inertes que d’autres. L’installation PAGO est un bon exemple qui montre que le volume de terrain effectivement touché par les pieux est presque trois fois plus petit que le volume de terrain dans lequel les pieux sont insérés, estimé par la méthode ci-dessus (Fromentin et al., 1997).

Sans tenir compte des apports ou des pertes de chaleur dans le volume touché par les pieux échangeurs, l’énergie thermique que l’on aimerait extraire du terrain crée un abaissement de température ∆Tm de la température moyenne du terrain dans la zone des pieux (2.7):

msp T C = Q ∆ (2.7)

Q : énergie thermique extraite par les pieux échangeurs (J); Csp : capacité de stockage spécifique (J/K); ∆Tm : abaissement de la température moyenne du terrain dans la zone des pieux (K).

2.5 Effets à long terme

Les effets à long terme se traduisent par un nouvel équilibre vers lequel la température moyenne annuelle du terrain dans la zone des pieux tend. Ils dépendent du bilan annuel des énergies extraites et injectées par le biais des pieux échangeurs, des transferts de chaleur avec le terrain environnant et des transferts de chaleur au travers de la base du bâtiment.

En outre, l’importance d’un écoulement régional de l’eau souterraine est une question primordiale pour le comportement à long terme du système. S’il est suffisamment important, l’extraction de chaleur hivernale sera découplée de l’injection de chaleur estivale. Dans le cas d’un système sans refroidissement, une recharge thermique du terrain ne sera pas nécessaire.

Sans écoulement de l’eau souterraine, une utilisation en refroidissement direct des pieux échangeurs implique que la température moyenne annuelle du terrain n’augmente pas sensiblement au cours des années. Il en résulte que l’énergie annuelle extraite par les pieux doit être plus élevée que celle qui est réinjectée en refroidissement direct, de manière à compenser les pertes thermiques du bâtiment par sa base.




3. RECOMMANDATIONS POUR LA REALISATION D’INSTALLATIONS AVEC PIEUX ECHANGEURS

En raison de son caractère multidisciplinaire, la conception d’une installation avec pieux échangeurs doit intervenir très tôt dans un projet. Un dimensionnement correct demande de définir avec le plus grand soin le contexte géologique, géotechnique et hydrogéologique local. D’autre part, les besoins en énergie, aussi bien en chaleur qu’en refroidissement, doivent être connus à l’avance et le plus précisément possible ; (idéalement, on devrait connaître l’évolution temporelle des puissances demandées et de leurs niveaux de température associés pendant une année type). A partir de là, différentes variantes de systèmes peuvent être évaluées, dimensionnées et comparées, sur la base du nombre de pieux de fondation à disposition, de leur emplacement et de leurs caractéristiques physiques et thermiques.

Cette démarche peut être effectuée plusieurs fois dans un projet, en fonction de l’état de connaissance des données et de leur évolution entre la phase initiale et la phase finale du projet, de manière à affiner chaque fois le concept et le dimensionnement du système. Si le concept final doit être établi avec l’aide d’un outil de simulation dynamique, ce n’est pas forcément le cas pour un avant-projet, lorsque des choix technologiques sont effectués. Dans le but de pouvoir dimensionner un avant-projet sans forcément recourir à un outil de simulation dynamique, une série de recommandations ont été établies sur la base de simulations numériques appliquées à un système typique. Elles ont été obtenus par les outils de simulation développés et validés sur les mesures des quatre installations présentées dans le chapitre 1 (Fromentin et al., 1997).

Le diagramme de la figure 3.2 synthétise les principaux résultats relatifs au dimensionnement d’un système avec pieux échangeurs. Il est valable pour un système dit de “ référence ” dont les principales caractéristiques sont :

• système monovalent (pas d’énergie auxiliaire comme appoint) ; • pas de demande d’eau chaude sanitaire à satisfaire ; • demande d’énergie de chauffage de 200 MWh/an (climat : Zurich ; surface de référence

énergétique de 3'600 m2, soit une demande d’énergie de chauffage de 55 kWh/m2an) ; • trois PAC sont connectées en parallèle sur les pieux échangeurs (33 kW thermique chacune

aux conditions suivantes : 5 / 0 °C entrée / sortie évaporateur et 40 / 50°C entrée / sortie condenseur ; coefficient de performance (COP) de 3.3) ;

• température dans la distribution de chauffage pour une température de l’air extérieur de –10°C : 50°C aller / 40°C ) ;

• température minimum du fluide caloporteur tolérée dans le circuit des pieux : 0°C ; • une centaine de pieux de 20 m de longueur ; petits diamètres (35 cm) ; équipés avec un

quadruple-U ; espacés d’environ 4 mètres ; • cave non chauffée entre les locaux chauffés et les pieux échangeurs (isolation de la dalle de

fondation du bâtiment avec une couche d’isolation de 10 cm d’épaisseur) ; • terrain : conductivité thermique de 1.8 W/mK ; capacité thermique volumique de 2.4 MJ/m3K ;

température initiale du terrain de 10 °C ; • pas d’écoulement de l’eau souterraine.




Le schéma de principe du système de référence est montré dans la figure 3.1.

Fig. 3.1 Schéma de principe du système de référence utilisé pour établir les recommandations.

Si l’écoulement de l’eau souterraine est nul, il n’est pas possible de satisfaire la contrainte en température sans devoir effectuer une recharge thermique du terrain. Elle doit être d’au moins 100 à 125 MWh/an, soit 70 à 85% de l’énergie extraite par les pieux. La longueur active des pieux ne doit pas être inférieure à 20 m. Les tubes des connexions horizontales entre les pieux contribuent également à l’extraction de chaleur. Les simulations ont montré que 20% de l’énergie extraite provient des connexions horizontales. Ceci montre l’importance de poser la question sur la nécessité d’isoler ou non la base du bâtiment.

Un sur-dimensionnement thermique de la longueur des pieux échangeurs permet d’augmenter la température du fluide caloporteur dans les pieux. Toutefois, l’amélioration du coefficient de performance annuel de la pompe à chaleur ne permet pas de justifier l’augmentation de l’investissement relatif aux pieux échangeurs. Inversement, un sous dimensionnement thermique conduit à des températures plus basses dans les pieux, ce qui peut entraîner un risque de gel. Dans la figure 3.2, les valeurs indiquées correspondent à un dimensionnement “ optimal ”, dans le sens où la température du fluide dans les pieux peut descendre parfois à 0 °C, mais sans courir le risque de geler les pieux. Ces résultats sont à considérer avec prudence pour toute extrapolation à un autre type de système, mais servent déjà les besoins de pré-dimensionnement d’un avant-projet.

Distribution

de chaleur

Pompe

à chaleur

Recharge thermique

estivale du terrain

Pieux échangeurs

Stockage

tampon

Pompe




Figure 3.2 Synthèse des principaux résultats numériques relatifs à un pré-dimensionnement d’un avant projet similaire au système de référence. Les puissances et énergies indiquées sont données par mètre linéaire de pieu échangeur.

Ecoulement de l’eau souterraine ?* Vitesse Darcy > 0.5 – 1 [m/jour] ?

Extraction de chaleur découplée de « l’extraction de froid » stockage saisonnier de « chaud » ou de « froid » non réalisable

Refroidissement progressif du terrain, problème de gel

possible des pieux

système à ré-évaluer

1.3-2.3 [W/(mK)] (influence moindre

car écoulement souterrain)

70 – 90 % énergie extraite > 90 % énergie extraite

Le refroidissement direct sur les pieux devient problématique à long terme car

réchauffement progressif du terrain

> 50 [W/m] > 100 [kWh/(m an)]

> 30 [W/m] > 80 [kWh/(m an)]

25-30 [W/m] 50-65 [kWh/(m an)]

30-35 [W/m] 65-80 [kWh/(m an)]

25-30 [W/m] 50-65 [kWh/(m an)]

30-35 [W/m] 65-80 [kWh/(m an)]

* il suffit que l'eau souterraine s'écoule dans une couche traversée par les pieux énergétiques, même mince relativement à la profondeur de ces derniers, pour que l'effet soit significatif.

** si la recharge thermique du terrain excède 90% de l'énergie prélevée, la température du terrain aura tendance à augmenter à long terme, ce qui limitera la recharge thermique si elle est réalisée par refroidissement direct sur les pieux.

• avec des pieux de diamètre plus grand (> 40 [cm]), l'espacement est généralement plus grand, et les performances indiquées ci-dessus peuvent être revues à la hausse (jusqu'à 50% pour des pieux de 1 [m] de diamètre).

• les valeurs données ci-dessus correspondent à un système monovalent. Pour un fonctionnement en ruban des pieux, la puissance par mètre de pieu sera plus basse, et la quantité d'énergie par mètre de pieu plus grande.

1.3 [W/(mK)] (argile, limon,

etc.)

2.3 [W/(mK)] (sable saturé, gravier saturé,

etc.)

1.3 [W/(mK)] (argile, limon,

etc.)

2.3 [W/(mK)] (sable saturé, gravier saturé,

etc.)

Max. 30 [W/m] en moyenne** Approximativement 20 à 60 [kWh/(m an)]**

Conductivité thermique du terrain

Extraction de chaleur des pieux (chauffage)

Injection de chaleur dans les pieux (refroidissement)

Recharge thermique du terrain

Recharge thermique du terrain ? (refroidissement direct

sur les pieux ou autre)

Oui

Oui

Non

Non




D’autres recommandations et des considérations d’ordre plus général sont résumées ci-dessous :

• la planification d’un système avec pieux échangeurs doit intervenir très tôt dans le projet d’un bâtiment.

• un écoulement turbulent du fluide dans les pieux n’est pas recommandé si le pieu est équipé

avec au moins 4 tubes en U (un quadruple – U).

• le problème de l’isolation ou non de la base du bâtiment doit être posé, particulièrement si les zones chauffées du bâtiment sont en contact direct avec le terrain.

• une recharge thermique du terrain est indispensable si l’eau souterraine ne s’écoule pas. Elle

peut être réalisée de façon avantageuse avec une production de froid en été.

• 1 m de pieu échangeur permet de chauffer environ 2 m2 de surface de plancher.

• la température du fluide circulant dans les pieux ne doit pas descendre en dessous de 0°C. Dans la pratique, elle n’excède pas 40 °C. Dans tous les cas, les variations de température du fluide doivent être compatibles avec le dimensionnement statique des pieux.

• le potentiel des pieux échangeurs est pleinement utilisé si la température du fluide circulant

dans les pieux varie dans tout l’intervalle de température permis.

• les performances thermiques d’un système de pieux échangeurs sont pénalisées si les pieux ne sont pas régulièrement espacés. La pénalité devient significative si les espacements entre les pieux peuvent différer d’un facteur supérieur à environ 5.

Pour terminer, il apparaît souvent des problèmes de compatibilité lors du fonctionnement des différents composants d’un système de chauffage ou de refroidissement. Une compréhension du système dans sa globalité est nécessaire pour une intégration et une gestion optimum des différentes parties impliquées, et en particulier des pieux échangeurs dans le concept énergétique du bâtiment, compte tenu des besoins de l’utilisateur.

Enfin, il est difficile de généraliser les règles énoncées ci-dessus. Un outil de simulation dynamique d’un système avec pieux échangeurs restera très précieux pour répondre aux questions que l’on peut se poser lors du concept d’une telle installation.




4. L’OUTIL DE SIMULATION PILESIM

Dans le cadre du projet relatif aux pieux échangeurs du Dock Midfield de l’aéroport de Zürich (Pahud et al., 1999), les outils de simulation de systèmes avec pieux échangeurs développés au LASEN (Fromentin et al., 1997) ont servis de base pour le développement de PILESIM (Pahud, 1999). Bien que construit avec TRNSYS (Klein et al., 1998), PILESIM ne requiert pas de connaissance préalable de ce programme. Les performances thermiques du système, le potentiel thermique des pieux échangeurs et différents concepts de système peuvent être rapidement évalués.

La figure 4.1 permet de montrer la frontière du système simulé. Une grande flexibilité a été donnée à PILESIM de manière à pouvoir simuler une grande variété de systèmes.

Frontière du système

Couche de terrain 1

Couche de terrain 2

Couche de terrain 3

Pieux échangeurs

Cave

PAC

Machine frigo.

Chauffageauxiliaire

Refroidis- sement auxiliaire

Distribution de “froid”

Distribution de “chaud”

Bâtiment chauffé / refroidi

Figure 4.1 Vue schématique d’un système avec pieux échangeurs. PILESIM effectue les

simulations de l’ensemble du système délimité par la frontière indiquée en traitillé.

Quatre types de systèmes peuvent être simulés. Ils ont tous en commun le chauffage d’un bâtiment par le biais d’une pompe à chaleur (PAC) couplée aux pieux échangeurs. L’extraction de chaleur hivernale peut être combinée avec une recharge thermique du terrain en été, ou une production de froid estivale qui peut être réalisée de trois manières différentes : une machine frigorifique couplée sur les pieux, en refroidissement direct sur les pieux ou une combinaison des deux avec priorité au refroidissement direct.




Les demandes de chauffage et de refroidissement du bâtiment sont données en entrée au programme, de même que le type de système, les contraintes de température que doit satisfaire le fluide circulant dans les pieux, les caractéristiques de la pompe à chaleur, de la machine frigorifique si utilisée, de l’interface terrain - bâtiment, des pieux échangeurs, de leurs connections horizontales et du terrain.

Les transferts d’énergie thermique sont calculés de manière dynamique avec une base de temps horaire et peuvent être effectués sur une période de 25 ans si nécessaire. PILESIM permet d’établir un bilan d’énergie de l’installation en valeurs mensuelles ou annuelles (cf. figure 4.2). Les évolutions temporelles des températures d’entrée et de sortie du fluide circulant dans les pieux peuvent être visualisées graphiquement de même que les puissances thermiques transférées dans les pieux.

BILAN ENERGETIQUE GLOBAL

Electricité (PAC)

(PAC)

Pompe à chaleur

Pieux échangeurs

Energie auxiliaire de chauffage

Demande de chauffage totale

Chauffage avec PAC

Energie auxiliaire de refroidissement Refroidissement

pour chauffage Refroidis. direct

Electricité (machine frigorifique)

Refroidis. avec pieux

Demande de refroidis. totale

Machine frigorifique

QelPAC

COP QHextGrnd

QHinjGrnd

QHeatAux

QHeatCov

QHeat

QHextCold

QFreeCool

QCoolMach

QelCoolM EffCoolM

QColdAux

QColdCov

QCold

Figure 4.2 PILESIM permet d’établir un bilan énergétique global du système.

Une version de démonstration de PILESIM peut être demandée gratuitement à l’auteur par e-mail : [email protected].




5. DOCK MIDFIELD OF THE ZURICH AIRPORT

The Dock Midfield project is briefly presented in order to provide an example that differs from the recommendations given in chapter 3 regarding a system sizing. It also shows an interesting use of the piles for a combined heating and cooling system. Direct cooling on the pile is performed. No cooling machine coupled to the pile is used.

5.1 The Dock Midfield

In the framework of the 5th building step of the Zürich airport, a new terminal, the Dock Midfield, is planned. This building, 500 m long and 30 m wide, will be constructed on foundation piles, as the upper layer of the ground is too soft to support the loads of the building. The piles, having a diameter comprised between 1 and 1.5 m, will stand on the moraine, which lies at a depth of about 30m. Among the 350 piles, about 300 will be used as heat exchanger piles. In other words, plastic tubes will be fixed on the metallic reinforcement for the circulation of a heat carrier fluid. Thermal energy can be injected or extracted from the ground. In that way the piles form a heat exchanger with the ground, so called ground heat exchanger. Connected to a heat pump, thermal energy will be extracted from the ground for heating purpose during the winter. During the summer, a thermal recharge is necessary. It is achieved by injecting in the ground part of the thermal loads of the building. The ground volume in the pile region acts as a seasonal storage of thermal energy.

Early versions of PILESIM were used to assess the thermal potential offered by the piles and to optimise the size of the heat pump. With the evolution of the Dock Midfield project, the input data to PILESIM became more precise, and several calculations were performed to adapt the pile system to the last knowledge of the project. The heating and cooling requirements were assessed at different stage of the project. A first and rough estimate was based on the programme DIAS (1996) for the heating demand and the recommendation SIA 382/2 (1992) for the cooling demand. The final estimation of the heating and cooling requirement is the result of a TRNSYS simulation of the building (Koschenz and Weber, 1998) which gives the evolution for a typical year in hourly value. The thermal properties of the ground were determined in situ with a “response test” performed on two boreholes drilled in the zone that is crossed by the piles.

5.2 The pile system layout

The pile system is bivalent. In figure 5.1, a schematic layout of the system is shown.




Fig. 5.1 Schematic layout of the Dock Midfield heat exchanger pile system.

The cooling demand that has to be satisfied by the heat exchanger pile system may range from 90 kW to 700 kW. On the side of the cooling distribution, the return fluid temperature is supposed to be 21 °C and the forward one has to be 14 °C. This temperature is controlled by the two-way valve on the primary side of the heat exchanger, which adjusts the flow rate in the primary side to the right value (V2 or V3). The heat exchanger is sized for an inlet fluid temperature of 12 °C in the primary side and the maximum heat rate to be transferred. As the inlet fluid temperature and the heat rate can be much lower than the design values, the flow rate has to be reduced to a very low value. For practical and technical reasons, two heat exchangers are used. One for low heat rates and fluid temperatures, the WHX (Winter Heat Exchanger), and one for large heat rates and greater fluid temperature, the SHX (Summer Heat Exchanger). Either the WHX or the SHX is used at a time. It should be noted that the WHX may also be used during the Summer. The idea is to prevent the flow rate in the heat exchanger primary side from being too small.

Three different operational modes are defined. They are independent from the use of the WHX or the SHX. They are:

• pile cooling mode; • pile resting mode; • pile heating mode.

P1wP1s

P4

P2

P5

P3

P6

distribution de chauffage / tour

de refroidissement pieux énergétiques

retour, distributionde refroidissement

stockagede froid

pompe à chaleur / machine frigorifique

21 °C

14 °C

V2 V3

V4

V1

aller, distribution de refroidissement

V5 V6 V7 WHX: échangeur de chaleur pour l’hiverSHX : échangeur de chaleur pour l’été




For each of these modes, the pile system can supply energy to both the heating and the cooling distributions. One exception is the use of the cooling machine, which may occur in the “pile cooling mode” only. In this case the heat from the machine condenser is dumped outside by the means of cooling towers, and can not be delivered to the heating network. However, the needs for heating are likely to be small when the cooling machine is used. When the “pile cooling mode” is active, direct cooling is performed. In figure 5.2, the drawing shows the setting of the pumps and valves for this mode. The cooling demand is arbitrary met through the winter heat exchanger (WHX). The heat pump is used as a cooling machine only if the piles can not meet the totality of the cooling demand.

Pile cooling mode

Fig. 5.2 Pile cooling mode: the pile pump P4 is stopped and the fluid flows through the piles

thank to the control of the two-way valves V1, V4 and V7. V1 and V4 are closed and V7 is open. The fluid is heated by the cooling demand and then cooled by the heat exchanger piles.

The maximum fluid temperature at the bottom of the cold storage is 12 °C in order to ensure a normal operation of the summer heat exchanger. If the fluid temperature rises above this limit, the cooling machine is used and stops a possible operation of the heat pump. If the fluid temperature decreases below a given threshold, the heat exchanger piles do not need to be used. In this case the operational mode switches from the “pile cooling mode” to the “pile resting mode”. The “pile resting mode” is shown in figure 5.3.

P1wP1s

P4

P2

P5

P3

P6




stockagede froid


21 °C

14 °C

V2 V3

V4

V1






Pile resting mode

Fig. 5.3 Pile resting mode: the pile pump P4 is stopped and the two-way valves V1, V4 and V7

are set to prevent the fluid from flowing through the piles (V1 open, V4 and V7 closed). The heat pump may operate if there is a heating demand.

During the “pile resting mode”, the cooling machine is not used. If the fluid temperature at the bottom of the cold storage rises, direct cooling with the piles is tried first (the operational mode switches back to the “pile cooling mode”). If there is a heating demand, the heat pump is switched on and the fluid temperature is likely to decrease. Below a given threshold, the “pile heating mode” is switched on. The “pile heating mode” is shown in figure 5.4.

P1wP1s

P4

P2

P5

P3

P6




stockagede froid


21 °C

14 °C

V2 V3

V4

V1






Pile heating mode

Fig. 5.4 Pile heating mode: the pile pump P4 is switched on and the two-way valve V1 and V4 are

open, and V7 closed.

During the “pile heating mode”, the cooling distribution and the heat exchanger piles are coupled in parallel. They both supply heat to the heat pump evaporator. The power of the heat pump has to be decreased if the fluid temperature drops below 0 °C.

5.3 Main parameters for system simulation

5.3.1 Ground properties

Geological and hydro geological investigation showed that no significant ground water flow is expected. The ground is mainly composed by clay and lake deposit (Jäckli, 1996). The mean effective thermal conductivity of the ground is the most important parameter to be known. It has been determined in situ with two borehole heat exchangers drilled to a depth of 33 m, corresponding to the bottom of the piles. A response test has been performed on each of these boreholes. A conservative value of the ground thermal conductivity has been estimated, based on the uncertainties related to the main factors which determine its value (see Pahud et al., 1998). The main parameters related to the ground are shown in table 5.1.

P1wP1s

P4

P2

P5

P3

P6




stockagede froid


21 °C

14 °C

V2 V3

V4

V1






Parameter Input value for simulation Initial ground temperature 10.3 °C Thermal conductivity of ground 1.8 W/mK Volumetric thermal capacity of ground 2200 MJ/m3K Darcy velocity of ground water no regional ground water flow Table 5.1 Main parameters related to the ground.

5.3.2 Piles properties

The heat exchanger piles have four different diameters. The final number used in the simulation is reduced by 3% to take into account the number of heat exchanger piles that were damaged when they were built. Input parameters for PILESIM can take into account up to 6 different types of heat exchanger piles. For Dock Midfield they are:

Diameter of pile type 1: 0.9 m Number of piles for type 1: 60 - Average active length of piles type 1: 26.2 m Thermal resistance of pile type 1: 0.06 K/(W/m)




An average spacing between the piles of 9 m is estimated. Average pile properties are calculated with PILESIM. They are shown in table 5.2.




Parameter Input value for simulation Total number of heat exchanger piles 306 - Average active length of the piles 26.8 m Average pile diameter 1.36 m Average pile thermal resistance 0.06 K/(W/m) Ground volume ascribed to the piles 660’000 m3 Table 5.2 Main parameters related to the heat exchanger piles.

5.3.3 System parameters

System parameters regard the heat pump / cooling machine, system design, building, etc. Some important system characteristics are given in table 5.3.

System characteristic Value Annual heating demand 2’720 MWh Annual cooling demand 1'240 MWh Design electric power of the heat pump 140 kW Average performance coefficient (COP) 4.5 Table 5.3 Some characteristics related to the system.

5.4 Thermal performances of the system

A simulation with PILESIM is performed for 10 years in order to take into account long term effects (annual heat extraction not equal to the annual heat injection through the piles, thermal influence of the building). The maximum heating power of the heat pump, assuming a constant performance coefficient of 4.5, is fixed to 630 kW. The power never needs to be reduced to prevent the fluid temperature in the piles from being too low, as the cooling demand is never zero all over the year (input data of the energy demand). As a result, the maximum heat rate extracted on the piles is always decreased by the minimum cooling rate. The annual heat energy extracted from the piles is 1’110 MWh/year, whereas only 400 MWh/year are injected back in the ground through direct cooling. However, the average ground temperature in the pile region is not significantly varying after 10 years of operations, due to the heat losses of the building in the ground, which are estimated to 760 MWh/year when the average temperature of the rooms in contact with the ground is assumed to be 20 °C. In figure 5.5, the diagram shows the annual energy fluxes through the pile system.




GLOBAL SYSTEM HEAT BALANCE

Electricity (PAC) (PAC)

Heat pump


District heating energy

Total heat

demand

Heating with PAC

Cooling by heating

Direct cooling

Electricity (cooling machine)

Cooling with piles

Total cold demand

Cooling machine

510 COP:4.5

1'110

400

420

2'300

2'720

680

400

45

Eff: 3.5

1'080

1'240

160

205 Cooling tower

Energies in MWh/year

Fig. 5.5 Annual energy fluxes through the pile system, average values for the first 10 years of

operation (simulated with PILESIM).

The heat pump connected to the piles covers 85% of the total heat demand. The fraction of the cooling energy demand covered by direct cooling and the cooling energy used for heating purpose represent 87%. The remaining cooling demand has to be covered by the heat pump used as a cooling machine, with a maximum requirement of 330 kW of cooling power for the 10th year of operation.

The total active length of heat exchanger piles is about 8’200 m. The heat rate and annual energies extracted and injected through the piles are, per unit length of heat exchanger piles:

PILESIM simulation: Heating: 49 W/m 135 kWh/m year Cooling: 49 W/m 48 kWh/m year




6. REFERENCES

DIAS (1996) CUEPE IAUG, Université de Genève, Suisse.

DOKUMENTATION D 0136 (1996): Grundlagen zur Nutzung der untiefen Erdwärme für Heizsysteme. Serie "Planung, Energie und Gebäude". - Dokumentation D 0136. Schweizerischer Ingenieur- und Architekten-Verein. Bundesamt für Energiewirtschaft.

FROMENTIN A., PAHUD D., JAQUIER C. & MORATH M. (1997) Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs. Empfehlungen für Energiepfahlsysteme, Rapport final, Office fédéral de l’énergie, Bern, Switzerland.

HELLSTRÖM G. (1991) Ground Heat Storage. Thermal Analyses of Duct Storage Systems. Theory. Thesis, Department of Mathematical Physics, University of Lund, Sweden.

JÄCKLI H. (1996) Airport 2000, 5. Bauetappe Zurich Flughafen, Dock Midfield, Hydrogeologische Grundlagen für geothermische Nutzung, Dr. Heinrich Jäckli AG, Zürich.

KLEIN S. A. et al. (1998) TRNSYS. A Transient System Simulation Program. Version 14.2. Solar Energy Laboratory, University of Wisconsin, Madison, USA.

KOSCHENZ M. and WEBER R. (1998) Thermische Simulationsberechnungen Teil2. EMPA, Abt. Haustechnik, Dübendorf, Switzerland.

LALOUI L., MORENI M., STEINMANN G., VULLIET L., FROMENTIN A. and PAHUD D. (1999) Test en conditions réelles du comportement statique d’un pieu soumis à des sollicitations thermo-mécaniques. Rapport final de décembre 1999. Office fédéral de l’énergie, Bern, Switzerland.

PAHUD D. (1999) PILESIM- LASEN: Simulation Tool for Heating / Cooling Systems with Heat Exchanger Piles or Borehole Heat Exchangers. User Manual. Laboratory of Energy Systems, Swiss Federal Institute of Technology in Lausanne, Switzerland.

PAHUD D., FROMENTIN A. et HUBBUCH M. (1998) Response - Test für die Energiepfahlanlage Dock Midfield, Zürich Flughafen. Messung der Bodenleitfähigkeit in situ. Bundesamt für Energie, Bern, Switzerland.

PAHUD D., FROMENTIN A. et HUBBUCH M. (1999) Heat Exchanger Pile System of the Dock Midfield at the Zürich Airport. Detailed Simulation and Optimisation of the Installation. Final report. Swiss Federal Office of Energy, Switzerland.

RECOMMANDATION SIA V382/2 (1992) Puissance de réfrigération à installer dans le bâtiment. Société suisse des ingénieurs et des architectes. Suisse.

Des rapports de recherche sur des installations avec pieux échangeurs peuvent être consultés et rapatriés depuis le site du LEEE sur internet :

http://www.leee.supsi.ch


LEEE - DACD - SUPSI


Systèmes avec pieux énergétiques

Exemples, concept et calculs thermiques

• Pieu énergétique – installations

• Caractéristiques thermiques

• Recommandations

• Dock Midfield


Pieux de fondations

Pompe à chaleur

Pieux échangeurs

Couche n° 1

Couche n° 2

Couche n° 3

Bâtiment

Terrain



LEEE - DACD - SUPSI


Types de pieux énergétiques

b

60 - 180 cm

10 - 50 m

Pieu foré

Pieu préfabriqué en béton Pieu moulé dans le sol


Types de pieux énergétiquesPieu creux battu Pieu massif foré

Syst

èmes

ave

c pi

eux

éner

gétiq

ues


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Paroi moulée dans le sol


Connexions et intégration dans un système

Raccordement à la pompe à chaleur

Dalle de fondation (radier) Distributeur aller / retour

Conduites des connexions horizontales

Pieu énergétique



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Effet sur la statique du pieu• contrainte additionnelle dans le pieu.

=> ne doit jamais mettre en danger les propriétés statiques du pieu

=> en mode chauffage: pas de gel permis Tfluide > 0°C

=> en mode refroidissement: en pratique Tfluide < 40°C (Tfluide compatible avec dimensionnement statique du pieu)

=> contrainte de température sur le fluide caloporteur Tfluide

Autorisation• demande d’autorisation comme pour les sondes géothermiques



Installations avec pieux énergétiques


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Exercice 1Un système utilisant des pieux échangeurs pour le chauffage et le refroidissement a un bilan annuel sur les pieux équilibré. En d’autres termes, l’énergie thermique annuelle extraite des pieux est égale à l’énergie thermique injectée dans les pieux. La totalité de l’énergie de refroidissement est produite en mode refroidissement actif. Les besoins de chauffage et de refroidissement ne sont jamais simultanés.

Quelle est la proportion entre les énergies de refroidissement et chauffage annuelles couvertes par le système avec pieux échangeurs ?Indications • coefficient de performance annuel de 3.5 (COP)

• efficacité de refroidissement annuelle de 2.5 (Eff)


Solution

L’énergie annuelle de chauffage est environ 2 fois plus grande que l’énergie annuelle de refroidissement

1 1

COP 3.5 Eff 2.5 1 1

0.4 1.4

0.30.7



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Caractéristiques déterminantes du terrain

• conductivité thermique λ• capacité thermique volumétrique Cv• perméabilité k et pente i => vitesse de Darcy (v = k i)

Type de sol

Perméabilité Conductivité thermique Capacité thermique volumique

k λ Cv

[m/s] [W/m·K] [MJ/m³·K]

sec saturé sec saturé

Argile 10-8 - 10-10 0.2 - 0.3 1.1 - 1.6 0.3 - 0.6 2.1 - 3.2

Limon 10-5 - 10-8 0.2 - 0.3 1.2 - 2.5 0.6 - 1.0 2.1 - 2.4

Sable 10-3 - 10-4 0.3 - 0.4 1.7 - 3.2 1.0 - 1.3 2.2 - 2.4

Gravier 10-1 - 10-3 0.3 - 0.4 1.8 - 3.3 1.2 - 1.6 2.2 - 2.4


Résistance thermique du pieu Rb [K/(W/m)]• détermine le saut de température entre le fluide caloporteur et le terrain sur le bord du pieu pour un transfert de chaleur constant (une fois les conditions de flux stationnaire établies dans le pieu)

• Rb se réfère au rayon du pieu

(Tf – Tb) [K] = Rb [K/(W/m)] q [W/m]

• exemple: Rb = 0.10 K/(W/m)q = 50 W/m

=> Tf – Tb = 0.1 K/(W/m) x 50 W/m = 5 K



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Influence de la position des tubes sur RbInfluence de la position des tubes dans un pieu de 140 cm de diamètre

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7

Distance radiale entre le centre du pieu et le centre des tubes m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)

4 tubes en U


Influence du nombre de tube en U sur Rb

00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1

0.110.120.130.140.150.16

0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5

Diamètre du pieu m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)


Position des tubes: 5 cm du bord Position des tubes: 10 cm du bord



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Valeurs typiques de Rb

Type de pieu : Rb (K/(W/m)

Pieu creux préfabriqué avec un double – U : 0.15

Pieu massif avec un double – U : 0.10 - 0.11Pieu massif avec un triple – U : 0.07 - 0.08Pieu massif avec un quadruple – U : 0.06


Résistance thermique du terrain Rg [K/(W/m)]

( )⎪⎭⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡− 2

b21

2b

b

12b

21

21g

rr2r -

43 -

rrln

rrr

21 = R

2

λπ

0.060.070.080.090.100.110.120.130.140.150.160.170.180.190.200.21

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

Diamètre des pieux cm

Rési

stan

ce th

erm

ique

du

terr

ain

Rg K

/(W/m

)

6.0 m5.5 m5.0 m4.5 m4.0 m3.5 m3.0 m

Espacement entre les pieux

Conductibilité thermique du terrain: 1.8 W/mK



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Capacité de transfert thermique UA [W/K]

g b RRHn =UA +

⋅

)T-(TUA =P mf

Puissance thermique de transfert sous des conditions de flux stationnaire P [W]


Capacité de stockage spécifique Csp [J/K]

Énergie thermique stockée Q [J]

S H C = C vsp

msp T C = Q ∆



LEEE - DACD - SUPSI


Effets à long terme

-5-4-3-2-10123456789

1011

Date

Mea

n flu

id te

mpe

ratu

re in

the

pile

s °C

Simulated, Darcy ~ 1 m/daySimulated, Darcy ~ 0.1 m/dayMeasured

1994 1995 1996 1997 1998 1999


Exercice 2 En utilisant les données de l’installation Finkernweg, calculer:

• la capacité de transfert thermique UA• la baisse de température moyenne avec une extraction de

chaleur de 70 W/m• la capacité de stockage spécifique Csp• la baisse de température moyenne du terrain suite à une

extraction de chaleur de 123’000 kWh

Indications:• espacement moyen entre les pieux 4 m• diamètre équivalent des pieux 35 cm



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Solution • capacité de transfert thermique UA = n H / (Rb+Rg)

n = 75, H = 11m, Rb = 0.06 K/(W/m), Rg (λ=2.2W/mK) = 0.13 K/(W/m)

UA = 75 x 11 /(0.06+0.13) = 4275 W/K => UA = 4.3 kW/K

• chute de température moyenne du fluide ∆T avec 70 W/mPuissance d’extraction totale 70W/m 11m 75 = 57750 W => 58 kW

∆T = 58 kW/4.3kW/K => ∆T = 13.5 K

• capacité de stockage spécifique Csp = Cv H SCv = 2.3 MJ/m3K, H = 11 m, S = n B2 = 75 x 42 = 1200 m2

Csp = 2.3 11 1200 = 30360 MJ/K => Csp = 30 GJ/K = 8400 kWh/K

• baisse température terrain pour extraction de 123’000 kWh 123’000 kWh/8’400kWh/K = 14.6 K


Système de référence pour l’établissement des recommandations

• système “monovalent”

• pas d’eau chaude sanitaire

• demande d’énergie annuelle de chauffage de 200 MWh

• pompe à chaleur avec coefficient annuel de performance de 3

• température de fluide minimum dans les pieux de 0 °C

• environ 100 piles, diamètre de 35 cm, 4 U-pipe

• cave non chauffée, base du bâtiment isolée



LEEE - DACD - SUPSI


RecommandationsEcoulement

de l'eau souterraine ?* Vitesse Darcy >

Extraction de chaleur découplée de "l'extraction de froid" => stockage saisonnier de chaleur ou de "froid" non réalisable

Recharge thermique du terrain ? (refroidissement direct sur les pieux ou autre)

Refroidissement progressif du terrain, problème de gel possible des pieux =>

système à ré-évaluer

Recharge thermique: 70 - 90% énergie extraite

Recharge thermique: > 90% énergie extraite

Refroidissement direct sur les pieux devient problématique

à long terme car réchauffement progressif du terrain

Non

Oui

Oui

Non

0.5 - 1 m/jour ?

Conductivité thermique terrain: 1.3 - 2.3 W/mK (influence moindre car écoulement souterrain)

Conductivité thermique



Conductivité thermique du terrain: 1.3 W/mK

du terrain: 2.3 W/mK



(sable saturé, gravier saturé, etc. )

(sable saturé, gravier saturé, etc. )

(argile, limon, etc.)

(argile, limon, etc.)

Extraction de chaleur des pieux (chauffage): > 50 W/m

> 100 kWh/m an

Extraction de chaleur des pieux (chauffage): 25 - 30 W/m

50 - 65 kWh/m an


65 - 80 kWh/m an


50 - 65 kWh/m an


65 - 80 kWh/m an

Injection de chaleur dans pieux (refroidiss.):

> 30 W/m > 80 kWh/m an

Max. 30 W/m en moyenne** Approximativement 20 à 60 kWh/m an**

Injection de chaleur dans les pieux (refroidissement):

Syst

èmes

ave

c pi

eux

éner

gétiq

ues

Exercice 3 Comparer les recommandations données dans la figure 3.2 avec les installations de Finkernweg, Lidwil et Pago présentées dans le chapitre 1



LEEE - DACD - SUPSI


Pompe à chaleur surdimensionnée => doit être souvent arrêtée pour ne pas risquer le gel dans les pieux => énergie thermique extraite trop basse

OKPompe à chaleur surdimensionnée ou longueur de pieux trop courteManque une recharge thermique du terrain

Commentaire

Refroidissement direct devient problématique année après année30 – 35 W/m65 – 80 kWh/m/a

> 50 W/m> 100 kWh/m/y

Système à réévaluerRecommandations

1.8 – 2.0 W/mK1.8 W/mK2.2 W/mKConductibilité thermique terrain [W/mK]

36/18 => 200%--Recharge thermique annuelle

négligeable> 1 m/journégligeableMouvement régional de l’eau souterraine, vitesse de Darcy [m/jour]

34 – 38 kWh/m/a--énergie annuelle injectée dans les pieux [kWh/m/a]

40 – 48 W/m--Froid injection dans pieux [W/m]

18 kWh/m/a80 – 100 kWh/m/a150 – 190 kWh/m/aénergie annuelle extraite des pieux [kWh/m/a]

50 – 80 W/m40 – 60 W/m60 – 70 W/mChaud extraction des pieux [W/m]

PagoLidwilFinkernwegSolutions exercice 3

PILESIM

Frontière du système

Couche de terrain 1

Couche de terrain 2

Couche de terrain 3

Pieux échangeurs

Cave

PAC

Machine frigo.

Chauffageauxiliaire

Refroidis- sement auxiliaire

Distribution de “froid”

Distribution de “chaud”

Bâtiment chauffé / refroidi



LEEE - DACD - SUPSI


Dock Midfield, aéroport de Zürich





Dock Midfield

Terminal pour 26 avions

Bâtiment 500 x 30 m

SRE: 58’000 m2

Volume: 200’000 m3

Pieux: env. 350 de 30 m

gros diamètres 1.5 m

Mise en service: 2003






LEEE - DACD - SUPSI


Dock MidfieldVolonté de la part du maître d’ouvrage d’utiliser les pieux dans le concept énergétique du bâtiment

=> système bivalent en chauffage et en refroidissement (geocooling)





Dock Midfield



LEEE - DACD - SUPSI


Test de réponse géothermique




Détermination in situ de:- conductivité thermique moyenne du terrain- température initiale du terrain


-500

0

500

1000

1500

2000

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12Mois de l'année

Puis

sanc

e th

erm

ique

[kW

] Energie de chauffage: 2'720 MWh/a

Energie derefroidissement:1'240 MWh/a

Détermination des demandes d’énergie (chaud et froid) par simulation dynamique du bâtimentparamètres de calculs pour simulation de l’ensemble des pieux- terrain 1.8 W/mK- pieux 306

longueur 26.8 m4-U 0.06 K/(W/m)

- 0°C < Tf < 20°C- COP 4.5- chauff. 2’720 MWh/a- refroid. 1’240 MWh/a






LEEE - DACD - SUPSI


Résultats des simulations du système avec pieux

48 kWh/(m a)max. 49 W/minjection (été)135 kWh/(m a)49 W/mextraction (hiver)

Pieux400 MWh/aénergie annuelle400 kWpuissance max.

Refroidissement2’300 MWh/aénergie annuelle630 kWpuissance max.

Chauffage Calculs avec PILESIM


Bilan énergétique du système avec pieux

Electricité (PAC) Pompe à

chaleur (PAC)

Pieux énergétiques

Chauffage avec PAC

Refroidissement pour chauffage

Refroidis. direct

Electricité (machine frigorifique)

Demande totale de

refroidissement

Machine frigorifique

510

COP: 4.51’110

400

420

2’300

2’720

680

400

160

45 Eff: 3.5

1’240

Demande totale de

chauffage

Chauffage à distance Energies en [MWh/a]

205 Tours de refroidissement

Syst

èmes

ave

c pi

eux

éner

gétiq

ues


LEEE - DACD - SUPSI


Exercice 4 Trouver ou calculer les valeurs suivantes pour le Dock Midfield :

• chauffage, puissance et énergie annuelle extraites par mètre de pieu

• refroidissement, puissance et énergie annuelle injectées par mètre de pieu

• rapport énergie annuelle injectée par énergie annuelle extraite

Comparer ces valeurs avec les recommandations données dans la figure 3.2Comment peuvent être expliquées les différences ?


CommentairesLes recommandations ne sont pas valides pour le Dock Midfield car le système de référence avec lequel les recommandations ont été faites n’est pas comparable. Les principales différences avec le système de référence sont:

- système bivalent- pieux de gros diamètres- espacement plus important entre les pieux- etc.

RecommandationsRecharge thermique annuelle devrait être 70 – 90% de l’énergie annuelle extraiteChauffage: 30 W/m

65 kWh/m/aRefroidissement: 30 W/m

40 kWh/m/a

1.8 W/mKConductibilité thermique terrain [W/mK]

48/135 => 36%Recharge thermique annuelle

négligeableMouvement régional de l’eau souterraine, vitesse de Darcy [m/jour]

48 kWh/m/aénergie annuelle injectée dans les pieux [kWh/m/a]

49 W/mFroid injection dans pieux [W/m]

135 kWh/m/aénergie annuelle extraite des pieux [kWh/m/a]

49 W/mChaud extraction des pieux [W/m]

Dock MidfieldSolutions exercice 4



symbols.doc

NOMENCLATURE Thermal energy Qinj [J] annual thermal energy injected in the store. Qext [J] annual thermal energy extracted from the store. Qloss [J] annual storage heat losses. Q [J] thermal energy extracted with the heat exchanger piles (context

dependent). Thermal power Q [W] average heat extraction power (context dependent). Qsource [W] heat extraction power from the borehole during system operation Qs(t) [W] time dependent thermal power induced by heat extraction from a

borehole heat exchanger through system boundaries. Qg(t) [W] thermal power extracted by a borehole heat exchanger that

originates from the thermal capacity of the ground. P [W] heat transfer rate transferred to/from the storage. Thermal heat flux qgeo [W/m2] geothermal heat flux. qsurf(r,t) [W/m2] time- and radial-dependent heat flux that is superposed to the

geothermal heat flux at the ground surface, induced by heat extraction from a borehole heat exchanger.

q1 [W/m] mean heat extraction rate per meter borehole that corresponds to the annual thermal energy extracted.

qp [W/m] periodic heat extraction rate per meter borehole that corresponds to seasonal variations.

qm [W/m] short term heat extraction rate per meter borehole (pulse). q [W/m] design heat extraction rate per meter borehole during operation. qc [W/m] constant heat injection rate used for the response test. Thermal property ρC = Cv [J/m3K] ground volumetric heat capacity. a [m2/s] ground thermal diffusivity. λ [W/mK] mean ground thermal conductivity. λr [W/mK] thermal conductivity of the filling material of a borehole heat

exchanger. cpFluid [J/kgK] thermal capacity of the heat carrier fluid. U [W/m2K] equivalent mean storage heat loss factor. UA [W/K] heat transfer capacity of the ground heat exchanger. Csp [J/K] specific storage capacity. C [J] storage capacity.



symbols.doc

Thermal resistance Rb* [K/(W/m)] effective borehole thermal resistance of a borehole heat exchanger or a pile

heat exchanger (pile heat exchanger: Rb = Rb*). Rg [K/(W/m)] ground thermal resistance under steady flux condition. Rg-func(tdim) [K/(W/m)] ground thermal resistance component from long term heat extraction (g-

function). Rperiodic-max [K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from seasonal variations

of heat extraction. Rpulse(tm) [K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from a short-term heat

extraction pulse. Rsf [K/(W/m)] steady flux thermal resistance. Ranneau [K/(W/m)] thermal resistance of an annulus. Temperature Tfin [°C] inlet fluid temperature. Tfout [°C] outlet fluid temperature. Tf [°C] mean fluid temperature, defined by arithmetic mean of inlet Tfin and outlet

Tfout. Tf,min [°C] minimum fluid temperature Tf allowed. To [°C] equivalent constant air temperature at the ground surface To(z) [°C] natural ground temperature with a depth dependence (geothermal

gradient). Tm [°C] average undisturbed ground temperature along a borehole before heat

extraction. Tb [°C] borehole wall temperature: average ground temperature on the borehole

wall. T [°C] three-dimensional ground temperature field. T(z,t) [°C] ground temperature at the depth z and time t. Tstk [°C] storage mean temperature. Tstk-moy [°C] mean annual storage temperature (°C). Tstk-max [°C] maximum storage mean temperature (°C). Tstk-min [°C] minimum storage mean temperature (°C). ∆Tm [K] decrease of mean ground temperature in pile region. dTo [K] amplitude of the sinusoidal temperature variation at the ground surface. Time t [s] time counted from the beginning of heat injection/extraction. ts [s] time scale associated to a single borehole to obtain a steady state. tsf [s] required time until a steady flux regime is obtained. tdim [s] time horizon for dimensioning purposes. toperation [s] annual operating time of the borehole heat exchanger / heat pump. tyear [s] duration of one year (s). tm [s] duration of the pulse heat extraction rate qm. Es [-] Eskilson number defined by the ratio t/ts.



symbols.doc

Spatial parameters D [m] distance from the ground surface to the top part of the borehole where heat

is extracted. H [m] active length of a borehole or a heat exchanger pile, i.e. the length along

which heat is extracted. B [m] spacing between boreholes. Bmin [m] smallest spacing between boreholes. Ap [m2] ground section ascribed to 1 borehole. Ap = B x B with a quadratic borehole

arrangement. n [−] number of borehole heat exchangers or heat exchanger piles. S [m2] horizontal surface containing the heat exchanger piles. V [m3] volume of the ground heat storage. rb [m] pile or borehole radius. r1 [m] equivalent volume radius ascribed to a heat exchanger pile. d [m] distance between the axes of two opposed pipes in a U-pipe borehole heat

exchanger. z [m] vertical spatial coordinate, the depth z is measured with a positive value

from the ground surface. r [m] radius spatial coordinate, the radius is the radial distance to the borehole or

pile axis. Miscellaneous m& [kg/s] mass flow rate of the heat carrier fluid. η [-] seasonal storage efficiency. EC [-] storage equivalent cycle index. φ [K] slope of the linear regression for the estimation of the ground thermal

conductivity with the geothermal response test. T [s] period of the periodic process. ω [rad/s] pulsation of the sinusoidal process. δ [m] penetration depth of a heat wave. γ [-] Euler constant, γ = 0.5772.

Geothermal energy and heat storage Energie géothermique et stockage de chaleur

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Translation of some technical terms

English Français

Geothermal energy Energie géothermique

Shallow geothermal energy Energie géothermique de surface ou de faible profondeur

Deep geothermal energy Energie géothermique profonde

Electricity generation Production d’électricité

Direct use (heat) Utilisation directe (chaleur)

Geothermal heat flux Flux de chaleur géothermique

Geothermal temperature gradient Gradient de température géothermique

Thermal conductivity Conductivité thermique

Volumetric heat capacity Capacité thermique volumétrique

Thermal diffusivity Diffusivité thermique

Geothermal response test Test de réponse géothermique

Long-term thermal process Processus/comportement thermique à long terme

g-function Fonction g

Borehole thermal resistance Résistance thermique de la sonde

Borehole heat exchanger Sonde géothermique

Double U-pipe borehole heat exchanger Sonde géothermique en double-U

Single borehole heat exchanger Sonde géothermique unique

Ground coupled system Système couplé au terrain

Seasonal heat storage Stockage saisonnier de chaleur

Central heating plant with a seasonal heat storage

Centrale solaire de chauffage avec stockage saisonnier de chaleur

Ground heat storage Stockage de chaleur dans le terrain

Underground thermal energy storage Stockage d’énergie thermique dans le terrain

Geothermal energy and heat storage Energie géothermique et stockage de chaleur

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English Français

Ground diffusive storage Stockage diffusif dans le terrain

Borehole thermal energy storage Stockage d’énergie thermique par sondes géothermiques

Earth storage Stock en terre

Aquifer storage Stockage en aquifère

Heat transfer capacity Capacité de transfert thermique

Specific storage capacity Capacité spécifique de stockage

Storage heat losses Pertes thermiques du stockage

Heat pump Pompe à chaleur

Circulation pump Pompe de circulation

English Français Deutsch

Heat exchanger pile (or energy pile)

Pieu échangeur (ou pieu énergétique)

Energiepfahl

Precast pile Pieu préfabriqué Fertigbetonpfahl

Cast-in-place pile Pieu foré Ortbetonpfahl

Hollow precast pile Pieu creux préfabriqué Hohlpfahl

Centrifuged concrete Béton centrifugé Schleuderbeton

Cast-in-place walls imbedded in the ground

Parois moulées Schlitzwände

Clay Argile Ton, Lehm

Silt, alluvium Limon Schlamm

Sand Sable Sand

Gravel Gravier Kies

Energie géothermique: systèmes à basse enthalpie – partie 1 · 2014-01-15 · Energie...

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