partie 1 – p. 1 Energie géothermique: systèmes à basse enthalpie

Transcription

Energie géothermique - systèmes à
basse enthalpie
Scuola Universitaria Professionale
della Svizzera Italiana
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Energie géothermique:
systèmes à basse enthalpie – partie 1
- Panorama des applications
géothermiques à basse
enthalpie
- Systèmes avec une sonde
géothermique
Daniel Pahud
SUPSI – DACD – LEEE
L’énergie géothermique
Applications de la
géothermie
• utilisation indirecte
(production d’électricité)
• utilisation directe
(production de chaleur)
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 1
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
(source Brunner et al., 2000)
Production d’électricité géothermique dans le
monde
Géothermie à haute et basse enthalpie
basse enthalpie => utilisation directe (chaleur)
géothermie de faible profondeur et
géothermie profonde
(source Häring Geo-project, Steinmaur)
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 2
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
L’énergie géothermique en Suisse
Ressource de faible profondeur
•
•
•
•
basse enthalpie
sondes géothermiques
serpentins horizontaux
captage de la nappe phréatique
pieux énergétique
X
X
X
X
Ressource de grande profondeur
•
•
•
•
sondes géothermiques profondes
aquifère profond
eau de tunnel
hot dry rock
X
Autres applications
• stockage de chaleur dans le terrain
X
Sondes géothermiques
Longueur: 20 – 300 m
Chauffage, eau chaude,
refroidissement
Dimensionnement:
• géologie locale, type de
terrain
• eau souterraine
• utilisation, type de système
• etc.
Dr. D. Pahud
Pour le chauffage:
20 – 70 W/m
partie 1 – p. 3
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Longueur totale des sondes géothermiques
installées annuellement (km/an)
Evolution de la longueur des sondes installées annuellement
700
600
500
400
300
200
100
0
1993
1995
1997
1999
2001
2003
situation en Suisse
Serpentins horizontaux
Tubes enterrés jusqu’à 3 m
de profondeur
Chauffage, eau chaude
Influence de la météo,
grande surface nécessaire
=> de moins en moins utilisé
Pour le chauffage:
20 – 30 W/m2
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 4
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Corbeilles géothermiques
• Tuyaux en polyéthylène
enroulés en spirales.
• Profondeur 1.5 m jusqu’à
3m
• Chauffage, refroidissement
• Alternative pour des faibles
puissances de chauffage
de l’ordre de 10kW
• Compensation de sondes
trop courtes
Captage de la nappe phréatique
Perméabilité suffisamment
élevée
refroidissement
Eau de la nappe 8 – 12 °C,
constante toute l’année
Système à 1 ou 2
puits
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 5
basse enthalpie
Pieux énergétiques
LEEE - DACD - SUPSI
Centro scolastico a Fully (VS)
Pieux de fondations avec
échangeur de chaleur
refroidissement
Similaire au stockage
saisonnier de chaleur
Pour le chauffage:
20 – 100 W/m
Eau de tunnel
Effet de drainage d’un
massif rocheux
Chauffage de bâtiment par
le biais d’une pompe à
chaleur
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/min
potentiel de chauffage de 3’700 kW (si eau refroidie à 6 °C)
actuellement: 177 appartements alimentés par l’eau de tunnel, puissance
de chauffage installée de 960 kW
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 6
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Stockage de chaleur dans le terrain
Stockage saisonnier de
l’énergie solaire
dégivrage de route, etc.
Stockage saisonnier de
“chaleur” et de “froid”
Energie géothermique en Suisse
Contribution des différentes sources d’énergie géothermique
(estimation pour 1999, sans compter les centres thermaux)
Production annuelle
(GWh)
362*)
Serpentins horizontaux
32
Captage de la nappe phréatique
180
3
Sondes géothermiques profondes
1
Aquifère profond
36
Eau de tunnel
4
Total
*)
Dr. D. Pahud
618
(fonte Rybach e al., 2000)
Système
estimation 2001: environ 500 GWh/an
partie 1 – p. 7
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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
Dr. D. Pahud
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, Soultzs-F, France
www.geothermie.de
German geothermal
association e.V.
www.iga.igg.cnr.it
International Geothermal
Association (IGA)
partie 1 – p. 8
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Unités d’énergie
Unité de mesure d’énergie du système international : J (Joule)
Ù
1J
1 W s (Watt seconde)
1 kJ
(k : kilo)
Ù
103 J
1 MJ
(M : méga)
Ù
106 J
1 GJ
(G : giga)
Ù
109 J
1 HJ
(H : hexa)
Ù
1012 J
1 PJ
(P : péta)
Ù
1015 J
Ù
4.186 J
1 cal (calorie)
1 tep (tonne équivalent pétrole) Ù
1 tonne de pétrole brut Ù
1 tep
Ù
1 toe (tonne oil equivalent)
7.3 barils
Ù
1'160 litres
42.244 GJ
Paramètres déterminants pour les processus
thermiques
Conduction dans le terrain
=> conductivité thermique
λ
W/mK
=> capacité thermique volumétrique
ρC
J/m3K
λ
ρC
m2/s
• diffusivité thermique
a =
Convection dans le terrain
=> perméabilité
=> gradient hydraulique
Température initiale du terrain
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 9
Laboratorio di Energia, Ecologia ed Economia
Author: Daniel Pahud
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
Roches magmatiques – Magmatic rocks
Basalte – basalt
Diorite – diorite
Gabbro – gabbro
Granit – granite
Péridotite – peridotite
Rhyolithe – rhyolite
Roche métamorphiques – Metamorphous rocks
Gneiss – gneiss
Marbre – marble
Métaquartzite – metaquartzite
Micaschistes – micaschists
Schistes argilleux – argillaceous schists
Roches sédimentaires – Sedimentary rocks
Calcaire – limestone
Marne – marl
Quartzite – quartzite
Sel – salt
Grès – sandstone
Roches argilleuses, limoneuses – claystone/siltstone
Roches non consolidées – Unconsolidated rocks
Gravier, sec – gravel, dry
Gravier, saturé d’eau – gravel, watersaturated
Moraine – moraine
Sable, sec – sand, dry
Sable, saturé d’eau – sand, watersaturated
Argile/limon, sec – clay/silt, dry
Argile/limon, saturé d’eau – clay/silt, watersaturated
Tourbe – peat
Autres substances – Other substances
Bentonite – bentonite
Béton – concrete
Glace (-10°C) – ice (-10°C)
Plastique (PE) – plastic (PE)
Air (0-20°C, sec) – air (0-20°C, dry)
Acier – steel
Eau (+10 °C) – water (+10 °C)
Table
Conductivité thermique –
Thermal conductivity
λ (W/mK)
min valeur typique max
Capacité thermique
volumétrique –
Volumetric thermal
capacity ρC (MJ/m3K)
1.3
2.0
1.7
2.1
3.8
3.1
1.7
2.6
1.9
3.4
4.0
3.3
2.3
2.9
2.5
4.1
5.3
3.4
2.3 – 2.6
2.9
2.6
2.1 – 3.0
2.7
2.1
1.9
1.3
4.0
3.1
1.5
1.5
2.9
2.1
env. 5.8
2.0
2.1
3.1
2.1
1.8 – 2.4
2.0
2.1
2.2
2.2 – 2.5
2.5
1.5
3.6
5.3
1.3
1.1
2.8
2.1
6.0
5.4
2.3
2.2
4.0
3.5
6.6
6.4
5.1
3.5
2.1 – 2.4
2.2 – 2.3
2.1 – 2.2
1.2
1.6 – 2.8
2.1 – 2.4
0.4
0.4
env. 1.8
2.0
0.4
2.4
0.5
1.7
0.4
0.5
1.4 – 1.6
env. 2.4
1.5 – 2.5
1.3 – 1.6
2.2 – 2.9
1.5 – 1.6
1.6 – 3.4
0.5 – 3.8
1.0
0.3
1.7
0.4
0.9
0.2
0.5
0.9
0.6
1.6
2.32
0.39
0.02
60
0.58
2.5
0.8
5.0
1.0
2.3
0.7
0.8
2.0
env. 3.9
env. 1.8
1.87
0.0012
3.12
4.19
Conductivité thermique et capacité thermique volumétrique de différents types de
roche.
Conductivité-et-capacité-roche.doc
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Influence de la surface sur les températures du
terrain
Onde de chaleur T(z, t) = To + dTo ⋅ exp(- z /δ ) ⋅ cos(ω (t-t o ) - z /δ )
Profondeur de pénétration δ = 2a / ω = a T/ π
Période de
l’onde de
chaleur (T)
Profondeur de
pénétration (δ)
Profondeur pour une réduction d’un
facteur 10 de l’amplitude de l’onde
de chaleur
1 heure
0.03 m
0.08 m
1 jour
0.17 m
0.38 m
1 semaine
0.44 m
1.01 m
1 mois
0.91 m
2.10 m
1 année
3.17 m
7.29 m
calculé pour une diffusivité thermique de 10-6 m2/s
Influence de la surface sur les températures du terrain - calcul
dTo
0
Profondeur (z) [m]
janvier
juillet
5
avril
octobre
10
diffusivité
thermique du
-6
2
terrain: 10 m /s
15
20
0
5
10
To
15
20
Température [°C]
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 10
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
(source Sanner)
Influence de la surface sur les températures du terrain - mesure
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 11
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 12
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Comment fait-on une sonde ?
Forage
diamètre:
10 – 15 cm
profondeur:
20 – 300 m
Sonde géothermique
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Sonde géothermique en double-U
polyéthylène PE
diamètre ext. tube
20 - 25 - 32
- 40 mm
Sonde géothermique
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partie 1 – p. 13
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Paramètre clef d’une sonde géothermique
Résistance thermique effective de la sonde Rb* = (Tb-Tf) / q
ground
-
+
+ upward fluid
channel
- downward fluid
channel
borehole wall
pipes
-
+
spacer
filling material
0.1 m
Rb* ~ 0.1 K/(W/m);
Importance
- diamètre forage
- écartement des tubes
- conductivité
thermique matériau de
remplissage
- régime d’écoulement
- débit et longueur
∆T=Tb-Tf de 5 K avec transfert de 50 W/m
Sonde géothermique
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 14
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Effet du débit et de la longueur de la
sonde sur Rb* (double-U)
Résistance thermique
locale de la sonde Rb
Résistance thermique effective
de la sonde Rb*
régime d’écoulement
débit et longueur H de la sonde
Tf
Tf
Tb
Tf
⎛ H ⎞
⎟
Rb = Rb + A ⎜
⎝ débit ⎠
2
*
Tf
Sonde géothermique
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Résistance thermique effective
Rb* [K/(W/m)]
Calcul de Rb* (double-U) pour la sonde
pilote du centre D4
0.30
Sonde pilote: longueur 160 m
diamètre forage 15 cm
double-U
0.25
0.20
0.15
0.10
0.05
0.00
0.0
Sonde géothermique
Dr. D. Pahud
0.5
1.0
Débit dans la sonde [m3/h]
1.5
2.0
partie 1 – p. 15
Page 1/13
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.
ground
-
+
+ upward fluid
channel
- downward fluid
channel
borehole wall
pipes
-
+
spacer
filling material
0.1 m
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;
Geothermie-EPFL-BHE-calculation.doc
Page 2/13
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.
2a: before
Page 3/13
2b: after
To
To
H
q = 0 (W/m)
T o(z)
H
q = q 1 (W/m), t > 0
T(r,z,t)
Q = q 1 H = Qg(t)+Qs(t)
q geo (W/m2)
Figure 2
q geo (W/m2)
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).
Page 4/13
To
T = 0 °C
To
H
H
q = q1 , t>0
q = q1 , t > 0
To(r,z,t=0)= To(z)
Tq(r,z,t=0)= 0 °C
T(r,z,t)
=
T o(z)
qgeo (W/m2)
Figure 3
+
Tq(r,z,t)
qgeo (W/m2)
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):
Tq1 (r, z, t) = -
q1
D+ H
4π λ
∫
D
⎛1
⎛ r ⎞⎞
⎛ r ⎞ 1
⎜ erfc⎜⎜ + ⎟⎟ - erfc⎜⎜ − ⎟⎟ ⎟ ds
⎜r
⎟
⎝ 4 a t ⎠⎠
⎝ 4 a t ⎠ r−
⎝ +
r+ = r 2 + (z - s) 2
r− = r 2 + (z + s) 2
(1)
(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).
erfc(x) =
2
π
∞
∫e
-µ 2
dµ
(3)
x
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).
Tq1s (r, z) = -
Page 5/13
D+ H
q1
4π λ
∫
D
⎛1 1⎞
⎜⎜
- ⎟⎟ ds
r
⎝ + r− ⎠
(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):
⎛
⎛ D + H ⎞⎞
⎛ D ⎞
Q s (t) = q1 4 a t ⎜⎜ ierfc⎜
⎟ ⎟⎟
⎟ - ierfc⎜
a
a
4
t
4
t
⎝
⎠⎠
⎝
⎠
⎝
ierfc(x ) =
1
π
e - x - x erfc(x )
2
(5)
(6)
Let us define a typical example with the following characteristics:
•
•
•
•
•
•
rb
H
D
λ
ρC
Tm
• Qsource
• toperation
= 0.06 m (borehole radius)
= 120 m (active borehole length)
=2m
= 2.4 W/mK (mean ground thermal conductivity)
= 2.16 MJ/m3K (mean ground volumetric thermal capacity)
= 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))
= 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)
= 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).
Page 6/13
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 -
q1
2π λ
g(Es, rb /H)
or
q1 = (Tm – Tb(t)) / Rg(t)
(7)
with
Rg(t) =
1
g(Es, rb /H)
2πλ
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.
Page 7/13
ts =
H2
9a
(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).
⎛ H ⎞
⎟⎟
g(Es > 1, rb /H) = ln⎜⎜
⎝ 2 rb ⎠
(rb << H)
(9)
5 rb2
The maximum deviation is 7% at Es = 1. For smaller times (
< t < t s ), Eskilson established a radial
a
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).
g(
⎛ H
5 rb2
< Es < 1, rb /H) = ln⎜⎜
a ts
⎝ 2 rb
⎞ 1
⎟⎟ + ln(Es)
⎠ 2
(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).
Page 8/13
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).
⎛r ⎞
g(Es , r1/H, ...) = g(Es , rb /H, ...) - ln⎜⎜ 1 ⎟⎟
⎝ rb ⎠
(11)
Page 9/13
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).
Tb - Tf = q ⋅ R *b
Tf =
•
•
•
•
or
q = (Tb-Tf) / Rb*
1
(Tfin + Tfout )
2
(12)
(13)
Rb* :
Tf :
effective borehole thermal resistance of the borehole heat exchanger [K/(W/m)];
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
Page 10/13
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).
Heat extraction rate [W/m]
40
qm
30
20
qp
10
q1
0
Time (one year)
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.
Tf,min = Tm - q 1 ⋅ R g -func (t dim ) - q p ⋅ R periodic-max - q m ⋅ R pulse (t m ) - (q 1 + q p + q m ) ⋅ R *b
(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.
& ⋅ cpFluid ⋅ (Tfin − Tfout )
q⋅H = m
(15)
•
•
•
Page 11/13
q : heat extraction rate (W/m) ; in the case of the minimum fluid temperature,
q = q1 + qp + qm;
& : mass flow rate of the heat carrier fluid (kg/s) ;
m
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:
R g -func (t dim ) =
1
2π λ
(16)
g(Es(t dim ), rb /H)
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:
R g -func-single (t = ∞ ) =
Data from example gives:
⎛ H
ln⎜⎜
2π λ
⎝ 2 rb
1
Rg-func-single
q1 Rg-func-single
⎞
⎟⎟
⎠
(rb << H)
(17)
= 0.458 K/(W/m)
= 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).
B min > 0.7 a T
(18)
The period T is one year. The maximum influence of the periodic component is calculated with
relation 19.
R periodic-max =
rpb' = rb
•
•
Page 12/13
(ln(2 / r
1
'
pb
2π λ
2 /δ
and
)−γ
)
2
+ π 2 / 16
( rpb' < 0.1 )
δ = a T/ π
(19a)
(19b)
γ is the Euler number, γ = 0.5772;
δ is the penetration depth.
rpb' = 0.025 m
Rperiodic-max
qp Rperiodic-max
= 0.257 K/(W/m)
= 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.
R pulse (t m ) =
•
⎡ ⎛ H
⎢ln⎜
2 π λ ⎣ ⎜⎝ 2 rb
1
⎤
⎞ 1
1 ⎡ ⎛⎜ 4 a t m
⎟⎟ + ln(t m /t s )⎥ =
⎢ln⎜
2
2
4
π
λ
⎢⎣ ⎝ rb
⎠
⎦
⎤
⎞
⎟−γ⎥
⎟
⎠
⎦⎥
(20)
tm is the duration of the pulse (s);
Rpulse(1 day)
qm Rpulse(1 day)
= 0.136 K/(W/m)
= 1.33 K
Rpulse(10 day)
qm Rpulse(10 day)
= 0.212 K/(W/m)
= 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.
Borehole thermal resistance of 0.1 K/(W/m)
q1 + q p + q m
(q1 + qp + qm) Rb*
= 37.5 W/m
= 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
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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.
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Extraction à long terme
2a: before
2b: after
To
To
H
H
q = 0 (W/m)
q = q 1 (W/m), t > 0
T o(z)
T(r,z,t)
Q = q 1 H = Qg(t)+Qs(t)
qgeo (W/m2)
qgeo (W/m2)
Extraction à long terme – d’où vient l’énergie
Résolution du problème thermique
To
T = 0 °C
To
H
H
q = q1 , t>0
q = q1 , t > 0
To(r,z,t=0)= To(z)
Tq(r,z,t=0)= 0 °C
T(r,z,t)
qgeo (W/m2)
=
T o(z)
+
Tq(r,z,t)
qgeo (W/m2)
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 16
basse enthalpie
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 source
Contribution 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)
Tq1 (r, z, t) = -
q1
4π λ
D+ H
∫
D
⎛1
⎛ r ⎞ 1
⎛ r ⎞⎞
⎜ erfc⎜⎜ + ⎟⎟ - erfc⎜⎜ − ⎟⎟ ⎟ ds
⎟
⎜r
⎝ 4 a t ⎠ r−
⎝ 4 a t ⎠⎠
⎝ +
r+ = r 2 + (z - s) 2
r− = r 2 + (z + s) 2
⎛
⎛ D + H ⎞⎞
⎛ D ⎞
Qs (t) = q1 4 a t ⎜⎜ ierfc⎜
⎟ ⎟⎟
⎟ - ierfc⎜
⎝ 4 a t ⎠⎠
⎝ 4at ⎠
⎝
Régime stationnaire
Tq1s (r, z) = -
q1
4π λ
D+ H
∫
D
⎛1 1⎞
⎜⎜ - ⎟⎟ ds
⎝ r+ r− ⎠
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 17
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Exemple typique (sonde de 120 m)
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
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’environnement
95% énergie du flux géothermique
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Règles de dimensionnement
Petites installations de chauffage (Pth < 30 kW)
Pdemande =>
Pextraction =>
H sondes
H
• clef de dimensionnement
=> puissance spécifique d’extraction
- 50 W/m ?!
- VDI 4640 (2001)
- Documentations SIA D025, SIA D0136
- etc.
Dimensionnement d’un système de chauffage avec sonde géothermique
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 18
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Demande d’énergie thermique
• puissance thermique
chauffage 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 chaleur
à la température la plus basse possible: chauffage au sol – dalles
actives – panneaux rayonnants – etc.
( fonte: Borel, 1991, Thermodynamique et énergétique)
Pompe à chaleur
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 19
basse enthalpie
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)
Pompe à chaleur (PAC)
35 °C
W0 / W35 (PAC eau - eau)
0 °C
Sonde
géothermique
Pompe à chaleur sol - eau et eau - eau
Coefficient de performance COP = Qchauffage / Qélectrique
Qchauffage =
Qcondensateur
7
6
Température sortie condensateur 35°C
5
40°C
B0 / W35
45°C
COP -
50°C
4
55°C
3
B5 / W45
B0 / W55
2
1
0
-5
0
5
10
15
Température entrée évaporateur °C
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 20
basse enthalpie
Choix de la pompe à chaleur:
LEEE - DACD - SUPSI
http://www.wpz.ch/
http://www.ntb.ch/files/1/3895/SW_WW_DE_EN255_14.3.05.pdf
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
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 21
basse enthalpie
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 et
sélectionner « 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)
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 22
Dr. D. Pahud
Solution standard n°2
basse enthalpie
Solution standard n°7
LEEE - DACD - SUPSI
partie 1 – p. 23
Dr. D. Pahud
LEEE - DACD - SUPSI
Dimensionnement de la sonde géothermique
basse enthalpie
VDI Richtlinien – valeurs possibles de qextrait [W/m]
• 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]
Underground
q extraction (W/m)
up to 1800 ore/a
up to 2400 ore/a
Poor underground (dry sediment) (λ<1.5 W/mK)
25 W/m
20 W/m
Normal rocky underground and water saturated sediment (λ= 1.5 –
3 W/mK)
60 W/m
50 W/m
Consolidated rock with high thermal conductivity
84 W/m
70 W/m
General guideline values
(λ>3.0 W/mK)
Individual rocks
Gravel, sand, dry
<25 W/m
<20 W/m
Gravel, sand, water saturated
65 – 80 W/m
55 – 65 W/m
For strong groundwater flow in gravel and sand
80 – 100 W/m
80 – 100 W/m
Clay, loam, damp
35 – 50 W/m
30 – 40 W/m
Limestone (massif)
55 – 70 W/m
45 – 60 W/m
Sandstone
65 – 80 W/m
55 – 65 W/m
Siliceous magmatite (e.g. granite)
65 – 85 W/m
55 – 70 W/m
Basic magmatite (e.g. basalt)
40 – 65 W/m
35 – 55 W/m
Gneiss
70 – 85 W/m
60 – 70 W/m
source: VDI Richtlinien 4060, Blatt 2 (p.17)
partie 1 – p. 24
basse enthalpie
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 4640
Quelques programmes de calculs
• calculs nécessaires pour de grands systèmes ou
des application particulières
=>
EED Earth Energy Designer
www.buildingphysics.com/earth1.htm
=>
EWS Erdwärmesonden Software
contacter Huber Energietechnik, [email protected]
=>
PILESIM stockage avec sondes
géothermiques ou pieux énergétiques
http://www.leee.supsi.ch/ > software > PILESIM
=>
TRNSYS avec TRNSBM ou TRNVDSTP
contacter D. Pahud, [email protected]
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 25
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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 m2 de surface de ré
référence énergé
nergétique
SIA 384/2 => 30 W/m2
SIA 380/1 => 30 kWh/m2an
5 personnes
roche de conductivité
conductivité thermique 3 W/mK
W/mK
chauffage basse tempé
température à max. 35 °C
pas d’
d’interruption de fourniture électrique durant la journé
journée
Exercice
Dr. D. Pahud
partie 1 – p. 26
Energie géothermique - systèmes à basse
enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Pompe à
chaleur (PAC)
35 °C
5.4 kW
Demande de
puissance pour le
chauffage
(SIA 384/2)
7 kW
1.6 kW
Sonde
géothermique
Exercice
Exercice
COP B0 / W35 de 4.41)
30 W/m2
demande 6 kW+1 kW, PAC de 7 kW aux
conditions B0 / W35
Demande d’énergie thermique
Puissance d’extraction 5.4 kW (géothermique)
Chauffage avec pompe à chaleur
2
Maison, SRE de 200 m
Chauffage
(max. 35 °C)
Demande d’énergie pour
le chauffage
(SIA 380/1)
30 kWh/(m2an)
Pompe à
chaleur
3
4
1
Demande d’énergie pour
l’eau chaude
5 x 830 kWh/pers./an
4’150 kWh/an
COP annuel moyen de 4
=> 10’150 kWh/an
Durée de fonctionnement annuelle
10’150 kWh/an / 7 kW = 1’450 h/an
Géologie locale
Exercice
Exercice
0 °C
par exemple les résultats du centre de test PAC http://www.wpz.ch/
Maison, SRE de 200 m
5 personnes
Puissance thermique de la pompe à chaleur
2
1)voir
Demande de puissance thermique
Sonde
géothermique
10’150 kWh/an = 2’540 (électricité) + 7’610 (géothermie)
Longueur de la sonde
5’400 W / 50 W/m = 108 m
Energie annuelle extraite par mètre de sonde
conductivité thermique de 3 W/(mK)
7’610 kWh/an / 108 m = 70 kWh/m/an
VDI – Richtlinien 4640, Blatt 2 (p. 17)
Underground
Specific heat extraction
for 1800 h/a
for 2400 h/a
Coût moyen électricité
Poor underground (dry sediment) (λ<1.5 W/mK)
25 W/m
20 W/m
Normal rocky underground and water saturated sediment (λ= 1.5
– 3 W/mK)
60 W/m
50 W/m
Consolidated rock with high thermal conductivity
84 W/m
70 W/m
Dr. D. Pahud
(λ>3.0 W/mK)
Exercice
Exercice
General guideline values
2’540 kWh/an x 0.15 Fr.-/kWh + él. pompes
env. 400 Fr.-/an
correction ex. partie 1 – p. 1
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Energie géothermique:
systèmes à basse enthalpie – partie 2
- Systèmes avec sondes
géothermiques multiples et
stockage de chaleur
- Systèmes avec pieux
énergétiques
Daniel Pahud
Sondes multiples – stock chaleur
Centre D4, Root - LU
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 1
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Centre D4, Root - LU
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 2
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Concept de base d’un système avec sondes
géothermiques multiples – geocooling
HIVER
Chauffage
ETE
Refroidissement
Pompe à
chaleur
Echangeur de
chaleur
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Concept de base d’un système avec sondes
géothermiques multiples – machine frigorifique
Pompe à chaleur /
ETE
machine frigorifique
Refroidissement
HIVER
Chauffage
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 3
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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.
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 4
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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 à
court terme et à long terme pour garantir les contraintes de
température sur le fluide caloporteur
Dr. D. Pahud
COPA [-]
35
Température maximum dans la distribution de chaleur [°C]
42
49
5
5
4
4
3
3
2
coefficient de performance annuel
(COPA) simulé de la PAC
2
1
COPA de la PAC avec pompes de
circulation
1
0
0
35
Température min [°C]
• niveau de température dans la
distribution de chauffage
Paramètres
d’intégration
42
49
4
4
3
3
2
2
1
1
0
0
-1
-1
-2
-2
fluide sortie sondes
-3
-3
fluide entrée sondes
-4
-4
-5
-5
35
42
Température de départ maximum [°C]
49
partie 2 – p. 5
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Comportement dynamique des dalles actives
8
Thermal power kW
25
indoor air temperature
active solar gains
passive solar gains
6
20
auxiliary power
15
4
10
2
5
0
0
thermal power emitted by active concrete plates
-2
day 15
day 16
day 17
February
Temperature °C
10
outdoor air temperature
-5
day 19
day 18
• Auto-regulating properties (Tfor < 30°C and Tret < 24 °C)
Paramètres de
dimensionnement
Sondes multiples –
Dr. D. Pahud
Longueur unitaire des sondes géothermiques [m]
40
50
60
70
80
90
5
5
4
4
3
3
2
2
1
COPA simulé de la PAC avec pompes
de circulation
1
0
-50% -40% -30% -20% -10%
4
• longueur des sondes
géothermiques
COPA [-]
30
0%
10%
20%
30%
40%
0
50%
4
3
3
2
2
1
1
0
0
-1
-1
-2
-3
-4
-5
-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40%
stock chaleur Variation relative de la longueur des sondes [% ]
-2
-3
-4
-5
50%
partie 2 – p. 6
basse enthalpie
COPA [-]
2
Sondes multiples –
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
de circulation
1
0%
10%
20%
30%
40%
0
50%
4
3
3
2
2
1
1
0
0
-1
-1
-2
-3
-2
-3
-4
-4
-5
-5
-50% -40% -30% -20% -10% 0% 10% 20% 30% 40% 50%
stock chaleur Variation relative de la conductivité thermique [% ]
Paramètres de
dimensionnement
Température initiale du terrain [°C]
11.5
13.5
15.5
COPA [-]
9.5
5
17.5
5
4
4
3
3
2
2
1
de circulation
1
0
-30%
4
• température initiale du terrain
Conductivité thermique du terrain [W/(mK)]
3
4
5
0
-50% -40% -30% -20% -10%
4
• conductivité thermique du terrain
Paramètres de
dimensionnement
LEEE - DACD - SUPSI
-20%
-10%
0%
10%
20%
0
30%
4
3
3
2
2
1
1
0
0
-1
-1
-2
-3
-4
-5
-30%
-20%
-10%
0%
10%
20%
-2
-3
-4
-5
30%
Sondes multiples – stock chaleur Variation relative de la température initiale du terrain [% ]
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 7
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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]
EED www.buildingphysics.com/earth1.htm
EWS www.igjzh.com/huber/download/
TRNSYS www.transsolar.com + TRNVDSTP ou TRNSBM
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Implication des outils de simulation
Avantprojet
Projet
définitif
Règles du pouces
Établissement d’un
concept
Modèle de calcul
simplifié
(EED, PILESIM)
Évaluation de
variantes, faisabilité
technique, pré dimensionnement
Dimensionnement
définitif, optimisation,
régulation du système
Simulation détaillée
(TRNSYS avec
TRNVDSTP ou
TRNSBM)
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 8
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Influence de la taille du projet
Variante min. – petit projet
Variante max. – grand projet
Étude PILESIM ou équivalente Étude PILESIM + analyse
TRNSYS
Propriétés du terrain
Propriétés du terrain
valeurs littérature
valeurs littérature
+ test de ré
réponse + …
Demandes d’énergie
Demandes d’énergie
(en chaud et en froid)
(en chaud et en froid)
valeurs annuelles et
valeurs annuelles et
puissances de pointe
puissances de pointe
+ profil annuel + …
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 9
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Règles de dimensionnement
Installations avec sondes géothermiques multiples
(systèmes de taille importante)
• clefs de dimensionnement
=> puissance spécifique d’extraction
=> puissance spécifique d’injection
qext (W/m)
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
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Meister + Co (Wollerau) – variante « dalles actives »
SRE:
Chauffage:
3’000 m2
190 kW
350 MWh/an
système monovalent
- 32 sondes de 135 m
sous le bâtiment
- espacement moyen
de 8 m
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 10
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Potentiel de geocooling pour le cas « Wollerau »
Système avec distribution de "froid" à 22 °C (temp. départ)
5.0
COP [-]
4.5
4.5
élévation de la
température
moyenne du
terrain
demande
de froid
trop faible
4.0
5.0
4.0
3.5
3.5
3.0
3.0
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
Sondes multiples – stock chaleur refroidissement et de chauffage -
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Wollerau - variante du type « dalles actives »
32 sondes de 135 m = 4'320 m
Système monovalent en chauffage et en refroidissement
Température distribution de froid aller : 22 °C retour : 24 °C
Chauffage (qext et Eext)
Refroidissement
(qinj et Einj)
Ratio injecté sur extrait
(ηterrain)
40 W/m
10 – 13 W/m
60 kWh/(m an)
20 – 35 kWh/(m an)
0.3 – 0.6
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 11
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Ordres de grandeurs pour le geocooling avec
• 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
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 12
Ground heat storage
Dr. D. Pahud
Scuola Universitaria Professionale della Svizzera Italiana
Dipartimento Ambiente, Costruzioni e Territorio
CH – 6952 Canobbio
Ground-heat-storage.doc
Page 2/24
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
Page 3/24
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.
Page 4/24
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).
Page 5/24
• 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).
Page 6/24
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).
t sf = 0.065
• tsf
• Ap
• a
Ap
a
(1.1)
required time until a steady flux regime is obtained (s);
ground section ascribed to 1 borehole (m2). With a quadratic borehole
arrangement, Ap = B x B, where B is the spacing.
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
Page 7/24
quadratic or an hexagonal region. The condition for the validity of formula 1.2 (
Ap
π rb
≥ 15 ) is
normally satisfied with ground heat storage.
R sf =
•
•
•
•
Rsf
λ
rb
Rb*
⎡ ⎛ Ap
⎢ln⎜
2πλ ⎢ ⎜ π rb
⎣ ⎝
1
if
Ap
π rb
≥ 15
(1.2)
steady flux thermal resistance (K/(W/m));
mean ground thermal conductivity (W/mK);
borehole radius (m);
effective borehole thermal resistance of the borehole heat exchanger (K/(W/m)).
UA =
• UA
• n
• H
⎤
⎞
⎟ - 0.75⎥ + R *
b
⎟
⎥
⎠
⎦
nH
R sf
(1.3)
storage heat transfer capacity (W/K);
number of borehole heat exchangers (-);
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.
P = UA (Tf - Tstk )
• P
• Tf
• Tstk
(1.4)
heat transfer rate transferred to/from the storage (W);
heat carrier fluid mean temperature in the ground heat exchanger; can be
estimated with the arithmetic mean of inlet / outlet fluid temperature (°C);
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).
C sp = ρC V = ρC n A p H
(1.5)
• Csp
• ρC
• V
Page 8/24
specific storage capacity (J/K);
mean ground volumetric thermal capacity (J/m3K);
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.
C = C sp (Tstk -max - Tstk -min ) = ρC V (Tstk -max - Tstk -min )
(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.
EC = Q ext / C
• EC
• Qext
(1.7)
equivalent cycle index (-);
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.
η = Q ext / Q inj
• η
seasonal storage efficiency (-);
(1.8)
• Qinj
Page 9/24
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.
η = Q ext / (Q ext + Q loss ) = (Q inj − Q loss ) / Q inj = 1 − Q loss / Q inj
• Qloss
(1.9)
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.
Q loss = U A (Tstk -moy − To ) t year
•
•
•
•
•
Qloss
U
Tstk-moy
To
tyear
annual storage heat losses (J);
equivalent mean storage heat loss factor (W/m2K);
mean annual storage temperature (°C);
mean annual ambient temperature (°C);
duration of one year (s) (≈ π 107 s per year).
(1.10)
Page 10/24
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:
Page 11/24
•
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
49 sondes de 160 m
espacement de 6.5 m
Bilan stockage
Energie
Puissance maximum
Température
Page 12/24
volume de stockage: 330’000 m3
capacité de transfert de chaleur: 30 kW/K
capacité spécifique du stockage: 200 MWh/K
Extraite
Injectée
910 MWh/an
1’270 MWh/an
116 kWh/m/an
162 kWh/m/an
300 kW
38 W/m
moyenne annuelle stockage
Ratio injecté/extrait
1.39
Efficacité stockage
72%
18 °C
chauffage
refroidissement
1’370 MWh/an (91 %)
730 MWh/an (100 %)
Caractéristiques et performances thermiques du stockage après 10 ans de
fonctionnement pour le concept n° 3: recharge complémentaire estivale avec
toiture solaire.
Demande d’énergie satisfaite
Table 1.1
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.
Page 13/24
Stockage de chaleur
Nombre de sondes géothermiques (n)
91
Longueur active des sondes (H)
65 m
Espacement des sondes (B)
3 m (arrangement hexagonal)
2
Surface de terrain occupée par sonde (B x
7.8 m2/sonde
3 /2)
Volume de stockage (B2 x
46'100 m3
3 /2 x N x H)
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)
Résistance thermique interne d’une sonde Ra
0.12 K/(W/m)
(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.
Page 14/24
Température stockage / °C
14
01.01.98
13
12
11
10
31.12.99
9
8
-300
-200
-100
0
100
200
Energie transférée dans stockage / GJ
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.
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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.
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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.
Solar heat
Pressure
relief valve exchanger
Distribution
network
Buffer Three-way
store valve
Boiler
Collector array
Pump
Duct store
Two-way
valve
Load heat
exchanger
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.
Solar cost / CHF per MWh
(3.6 GJ)
0
Annual heat demand / MWh
1000 2000 3000 4000
Page 17/24
5000
500
Medium-temperature
heat distribution;
75% sh + 25% hw
450
400
Medium-temperature
heat distribution;
50% sh + 50% hw
350
300
Low-temperature
heat distribution;
100% sh
250
200
0
3600 7200 10800 14400 18000
Annual heat demand / GJ
sh: space heating
hw: 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).
Page 18/24
Temperature level C
l
Au y
Se gu
s
pt
em t
b
O er
ct
N ob e
ov
em r
D
b
ec er
em
be
r
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
Ju
ne
Ju
M
ay
ril
Ap
ch
ry
M
ar
br
ua
Fe
nu
Ja
Collectors
GR HX +
Mean duct
GR HX -
Collected heat
Stored in duct
Recover from duct
Solar heat
Heat load
120
100
80
60
40
20
0
-20
-40
-60
-80
-100
ar
y
Monthly energy MWh
System thermal behaviour
In figure 1.6, a system monthly heat balance is shown.
12th year
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.
Page 19/24
Average temperature / °C
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.
90
Water Buffer Store
80
Ground Duct Store
70
60
50
40
-ter mode
30
Summer mode
Win-
20
0
30
61
91
122
152
183
213
243
274
304
335
365
th
Day of the year for the 12 operation year
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
Page 20/24
(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.
Page 21/24
2. RÉFÉRENCES
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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
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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
Familles de stockage
•
stockage diffusif dans le terrain
Acronyme anglais « BTES »
Borehole Thermal Energy
Storage
•
stockage en terre
•
stockage en aquifère
•
stockage à eau – en bassin
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 13
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Familles de système
(source Hadorn, 1992)
Stockage
saisonnier de
chaleur avec
pompe à chaleur
Stockage à basse
température
(source Hadorn, 1992)
Familles de système
Stockage
saisonnier de
chaleur sans
pompe à chaleur
Stockage à
moyenne ou
haute
température
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 14
basse enthalpie
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]
R sf =
⎡ ⎛ Ap
⎢ln⎜
2πλ ⎢ ⎜ π rb
⎣ ⎝
1
UA =
⎤
⎞
⎟ - 0.75⎥ + R *
b
⎟
⎥
⎠
⎦
nH
R sf
P = UA (Tf - Tstk )
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 15
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Capacité de stockage spécifique Csp [J/K]
C sp = ρC V = ρC n A p H
Capacité de stockage C [J]
C = C sp (Tstk -max - Tstk -min ) = ρC V (Tstk -max - Tstk -min )
Nombre équivalent de cycle EC [-]
EC = Q ext / C
Pour la plupart des stocks à long terme, EC = 1.5 - 2
Efficacité de stockage η [-]
η = Q ext / Q inj
Dépend du fonctionnement du système
Stock à basse température
60 – 90 %
Stock à moyenne et haute
température
30 – 60 % petit volume
50 – 80 % grand volume
Pertes thermiques d’un stockage Qloss [J]
Q loss = U A (Tstk -moy − To ) t year
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 16
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Conclusion
1. Stockage souterrain en cuve: OK mais cher
2. Stockage en bassin: OK mais cher
3. Stockage souterrain diffusif:
1. avec pompe à chaleur: OK, compétitif
2. sans pompe à chaleur: OK >500 MWh/an
4. Stockage souterrain en aquifère
1. froid : OK, très rentable
2. chaud: délicat, de cas en cas, >500 MWh
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 17
Heat Exchanger Pile Systems
Examples, design and thermal calculations
D. Pahud
SUPSI - DACD - LEEE
Heat-Exchanger-Pile-Systems.doc
Page 2/46
Table of content
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.
1.
HEAT EXCHANGER PILES
1.1
Types of heat exchanger piles
Page 3/46
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
10 - 50 m
Pieu foré
60 - 180 cm
Fig. 1.1
Heat exchanger pile examples ; a) hammered precast pile, b) cast-in-place pile.
Page 4/46
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
Page 5/46
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
1.3
Page 6/46
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, ARöthis).
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.
Page 7/46
Raccordement à la
pompe à chaleur
Distributeur aller / retour
Dalle de fondation (radier)
Conduites des connexions horizontales
Pieu énergétique
Fig. 1.5
Illustration of horizontal connections between the piles and a heat pump.
Bâtiment
Pompe à chaleur
Couche n° 1
Couche n° 2
Pieux échangeurs
Couche n° 3
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
Page 8/46
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.
Heating
Cooling
Heat pump
Heat exchanger
Heat exchanger piles
Fig. 1.7
Schematic view of a heat exchanger pile system concept with direct cooling.
Page 9/46
Heat pump /
cooling machine
Heating
Cooling
Heat exchanger piles
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
Page 10/46
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
Page 11/46
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
Page 12/46
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
[m]
A
B
Porosität n
Durchlässigkeitsbeiwert kGW-Fliessgeschw.
[m³ Wasser/m³ Boden]
0.3 - 3.5
0.0 - 2.5
[m/s]
[m/Tag]
10-4 - 10-6
ca. 0.35
ca. 0.30
-4
sehr gering
-4
-6
sehr gering
10 - 10
C
12.0 - 19.0
0.50 - 0.60
10 - 10
D
unbekannt
0.30 - 0.40
10-3 - 10-6
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
Niederschlagsabh.
-1
Kein GW
Page 13/46
Leistungs-, Energie- und Kostentabelle
Anlage: Finkernweg, Kreuzlingen TG (Haus A)
Heizleistung (gesamt):
Heizleistung (nicht konventionell):
Pfahllänge total:
Jahresarbeitszahl (JAZ):
Durchschnittlicher Wärmeentzug:
Durchschnittliche Pfahlbelastung:
Produzierte Wärmeenergie (Heizung + Warmwasser):
Verdampferenergie aus EPF:
85 kW
85 kW
825 m
ca. 2.6
150 – 190 kWh/m/a
60 – 70 W/m
200'000 – 250'000 kWh/a
123'000 – 154'000 kWh/a
Kälteleistung (gesamt):
Kälteleistung (nicht konventionell):
-
produzierte Kälteenergie (gesamt):
Genutzte Kälteenergie (aus erneuerbaren E.träger):
-
Elektrische Leistung (nicht konventionell):
Elektrische Energie (nicht konventionell):
ca. 45 kW
ca. 70'000 kWh/a
lnvestionskosten des Projektes:
Lebensdauer der Anlage:
Annuität (6% Zins):
Strompreis:
Öl-, resp. Gaspreis:
581'000.- Fr.
20 Jahre
8.72
17.6 Rp/kWh
-
Energiekosten Strom:
Energiekosten Öl resp. Gas:
Kapitaldienst:
Wartungskosten:
Jahreskosten:
ca. 12’300.- Fr./a
50'663.- Fr./a
ca. 6'900.- Fr/a
ca. 69'863.- Fr./a
Wärme - Kälte Gestehungspreis (nur Alternativenergie):
28 - 35 Rp./kWh
1.6.2
Page 14/46
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:
[m]
A
Porosität n
Durchlässigkeitsbeiwert k GW-Fliessgeschw.
0.0 - 1.5
[m/s]
0.30 - 0.40
[m/Tag]
-4
-6
kein GW
-4
-6
kein GW
10 - 10
B
1.0 - 4.0
0.35 - 0.45
10 - 10
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
-4
0.35 - 0.45
Neigung des Grundwasserspiegels i:
10 - 10
-6
kein GW
2.5 - 3 % Richtung ENE
(kann nur abgeschätzt werden!)
ca. 1.8 W/mK
ca. 2.4 - 2.5 MJ/m³K
Page 15/46
Anlage: Lidwil Gewerbe AG, Altendorf
Pfahllänge total:
Produzierte Wärmeenergie (Heizung):
160 kW
160 kW
2’057 m
ca. 3.0
80 – 100 kWh/m/a
40 – 60 W/m
258'000 – 325'000 kWh/a
171'000 – 215'000 kWh/a
-
-
53.5 kW
86'000 – 108’000 kWh/a
Strompreis:
574'490.- Fr.
20 Jahre
8.02
15 Rp/kWh
Kapitaldienst:
Wartungskosten:
Jahreskosten:
13’089.- Fr./a
46'099.- Fr./a
59'187.- Fr./a
18 - 23 Rp./kWh
1.6.3
Page 16/46
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:
[m]
Porosität n
[m/s]
-2
[m/Tag]
-4
kein GW
A
ca. 0.5
0.50 - 0.60
10 - 10
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
10 ° C
1.8 - 2.0 W/mK
ca. 2.4 MJ/m³K
Page 17/46
Anlage: Pago AG, Grabs
Pfahllänge total:
Produzierte Wärmeenergie:
1’000 kW
750 kW
7’980 m
3.6
18 kWh/m/a
50 – 80 W/m
1'000'000 kWh
145'000 kWh
Kälteleistung (direkt Kühlung mit Energiepfähle):
1'400 kW
320 - 380 kW
1'200'000 kWh/a
270'000 - 300'000 kWh/a
250 kW
577’000 kWh/a
Strompreis:
Öl-, resp. Gaspreis:
19'320’000.- Fr.
20 Jahre
8.02
19.8 Rp/kWh
3.2 Rp./kWh
Energiekosten Öl resp. Gas:
Kapitaldienst:
Wartungskosten:
Jahreskosten:
16’400.- Fr./a
105'800.- Fr./a
155'029.- Fr./a
42'620.- Fr./a
319'849.- Fr./a
Wärme - Kälte Gestehungspreis:
14.5 Rp./kWh
1.6.4
Page 18/46
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:
[m]
Porosität n
[m/s]
[m/Tag]
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
10° C
ca. 2.2 W/mK
ca. 2.3 MJ/m³K
Page 19/46
Anlage: Photocolor AG, Kreuzlingen
Pfahllänge total:
Produzierte Wärmeenergie (alternativ):
390 kW
102 kW
1’023 m
2.9
140 - 200 kWh/a
40 – 80 W/m
215'000 – 307'000 kWh/a
140'000 – 200’000 kWh/a
90 kW
90 kW
58'000 kWh/a
48'000 kWh/a
36 kW
49’000 kWh/a
Strompreis:
272’000.- Fr.
20 Jahre
8.02
12.3 Rp/kWh
Kapitaldienst:
Wartungskosten:
Jahreskosten:
6’027.- Fr./a
21'826.- Fr./a
3'260.- Fr./a
31'113.- Fr./a
8 - 11 Rp./kWh
Page 20/46
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
k
[m/s]
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
Sable
Gravier
Table 2.1
Conductivité thermique
λ
[W/m·K]
sec
saturé
Capacité thermique volumique
Cv
[MJ/m³·K]
sec
saturé
0.2 - 0.3
1.2 - 2.5
0.6 - 1.0
2.1 - 2.4
-3
-4
0.3 - 0.4
1.7 - 3.2
1.0 - 1.3
2.2 - 2.4
-1
-3
0.3 - 0.4
1.8 - 3.3
1.2 - 1.6
2.2 - 2.4
10 - 10
10 - 10
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
Page 21/46
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 soussol, 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
Page 22/46
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
Diamètre de l’espace creux intérieur
Diamètre extérieur/intérieur des tubes en plastique
Conductivité thermique du plastique
Régime d’écoulement du fluide dans les tubes
Ecartement ente 2 tubes opposés
Conductivité thermique du matériau de remplissage
Conductivité thermique du béton formant le pieu
45 cm
25 cm
25 / 20.4 mm (MDPE)
0.4 W/mK
laminaire
21 cm
1.5 W/mK (gravier ou sable saturé)
1.8 W/mK
Résistance thermique calculée du pieu:
0.15 K/(W/m)
Variation d’un paramètre relativement aux valeurs cidessus:
Ecartement ente 2 tubes opposés réduit à 8 cm
Conduct. du mat. de rempl. réduite à 0.7 W/mK
Régime d’écoulement du fluide non laminaire
Table 2.2 Caractéristiques et résistance thermique d’un
diamètre.
Résistance thermique (K/(W/m):
0.23 (+0.08 ou +50%)
0.19 (+0.04 ou +25%)
0.12 (-0.03 ou - 20%)
pieu creux préfabriqué de 45 cm de
2.2.2
Page 23/46
Pieu massif
Résistance thermique K/(W/m)
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.
Pieu creux avec 2 tubes en U
0.16
0.15
0.14
0.13
0.12
0.11
0.1
0.09
0.08
0.07
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
0.01
0
Pieu massif avec 2 tubes en U
Position des tubes: 5 cm du bord
0
0.25
0.5
0.75
1
1.25
1.5
Diamètre du pieu m
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
Page 24/46
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):
Ranneau =
⎛ ro ⎞
ln⎜ ⎟
2π λ
⎝ ri ⎠
1
(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.
Page 25/46
Résistance thermique entre le fluide et le
terrain à 70 cm du centre du pieu K/(W/m)
0.26
0.24
0.22
0.20
0.18
0.16
0.14
0.12
0.10
0.08
0.06
0.04
0.02
0.00
0
0.25
0.5
0.75
1
1.25
1.5
Diamètre du pieu m
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.
Page 26/46
Influence de la position des tubes dans un pieu de 140 cm de diamètre
0.25
4 tubes en U
0.20
0.15
0.10
0.05
0.00
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
Fig. 2.3
2.2.3
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).
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 :
pieu creux équipé avec un double – U :
pieu massif équipé avec un double – U :
pieu massif équipé avec un triple – U :
pieu massif équipé avec un quadruple – U :
Rb (K/(W/m)
0.15
0.10 - 0.11
0.07 - 0.08
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
Page 27/46
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):
tfs = 0.065
tfs :
Ap :
a:
Ap
a
(2.2)
durée de la période transitoire (s);
section du volume de terrain associé à 1 pieu (pour un espacement quadratique B,
Ap = B x B) (m2);
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.
Page 28/46
La résistance thermique du terrain Rg en flux stationnaire se calcule par la relation (2.3) (Hellström,
1991):
⎧⎪⎡ r 2 ⎤ 2 ⎛ r ⎞ 3
rb2
1
1
⎜
⎟
Rg =
ln
⎨⎢
⎥
2 π λ ⎪⎣ r12 − rb2 ⎦ ⎜⎝ rb ⎟⎠ 4 2 r12 − rb2
⎩
1
Rg :
λ:
rb :
r1 :
(
⎫⎪
⎬
⎪⎭
)
(2.3)
résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m));
conductivité thermique du terrain (W/mK);
rayon des pieux (m);
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)):
UA =
UA :
n:
H:
Rg :
Rb :
n⋅H
Rb + Rg
(2.4)
capacité de transfert thermique (W/K);
nombre de pieux échangeurs (-);
longueur active d’un pieu échangeur (m);
résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m));
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):
P = UA (Tf - Tm)
P:
UA :
Tf :
Tm :
puissance thermique injectée ou extraite par les pieux échangeurs (W);
capacité de transfert thermique (W/K);
température moyenne du fluide (°C);
Tf = (Ti +To)/2; Ti et To : température d’entrée et de sortie du fluide dans les pieux (°C);
température moyenne du terrain dans la zone perturbée par les pieux échangeurs (°C).
(2.5)
Page 29/46
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.
du terrain Rg K/(W/m)
Espacement entre les pieux
0.21
0.20
6.0 m
0.19
0.18
5.0 m
Conductivité thermique du terrain: 1.8 W/mK
5.5 m
0.17
0.16
4.5 m
0.15
0.14
0.13
3.5 m
4.0 m
3.0 m
0.12
0.11
0.10
0.09
0.08
0.07
0.06
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Diamètre des pieux cm
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,
Page 30/46
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):
C sp = Cv H S
Csp :
Cv :
H:
S:
(2.6)
capacité de stockage spécifique (J/K);
capacité thermique volumétrique moyenne du terrain (J/m3K);
longueur active moyenne des pieux échangeurs (m);
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
Page 31/46
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):
Q = C sp ∆Tm
(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.
Page 32/46
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.
Page 33/46
Le schéma de principe du système de référence est montré dans la figure 3.1.
Distribution Stockage
de chaleur tampon
Pompe
à chaleur
Pompe
Recharge thermique
estivale du terrain
Pieux échangeurs
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.
Page 34/46
Ecoulement
de l’eau souterraine ?*
Oui
Non
Vitesse Darcy >
0.5 – 1 [m/jour] ?
Recharge
Extraction de chaleur découplée de
thermique du terrain ?
Oui
« l’extraction de froid » Ö stockage saisonnier
Non
(refroidissement direct
de « chaud » ou de « froid » non réalisable
sur les pieux ou
autre)
Refroidissement progressif
du terrain, problème de gel
possible des pieux Ö
Recharge thermique du terrain
70 – 90 % énergie extraite
> 90 % énergie extraite
système à ré-évaluer
/
Le refroidissement direct sur les pieux
devient problématique à long terme car
réchauffement progressif du terrain
Conductivité thermique du terrain
1.3-2.3 [W/(mK)]
1.3 [W/(mK)]
2.3 [W/(mK)]
1.3 [W/(mK)]
2.3 [W/(mK)]
(influence moindre
(argile, limon,
(sable saturé,
(argile, limon,
(sable saturé,
car écoulement
etc.)
gravier saturé,
etc.)
gravier saturé,
souterrain)
etc.)
etc.)
Extraction de chaleur des pieux (chauffage)
> 50 [W/m]
> 100 [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)]
Injection de chaleur dans les pieux (refroidissement)
> 30 [W/m]
> 80 [kWh/(m an)]
Max.
30 [W/m] en moyenne**
20 à 60 [kWh/(m an)]**
Approximativement
* 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.
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.
Page 35/46
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.
Page 36/46
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.
Bâtiment chauffé / refroidi
Distribution de “chaud”
Chauffage
auxiliaire
Frontière du système
Cave
PAC
Distribution de “froid”
Refroidissement auxiliaire
Machine frigo.
Couche de terrain 1
Couche de terrain 2
Pieux
échangeurs
Couche de terrain 3
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.
Page 37/46
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
Energie auxiliaire
de chauffage
QHeatAux
Electricité (PAC)
QelPAC
Pompe à
chaleur
(PAC)
Chauffage avec PAC
Demande de
chauffage
totale
QHeat
QHeatCov
COP
QHextGrnd
Refroidissement
pour chauffage
Pieux échangeurs
QHextCold
QHinjGrnd
Refroidis. direct
QFreeCool
Machine
frigorifique
EffCoolM
Figure 4.2
Energie auxiliaire
de refroidissement Demande de
refroidis.
QColdAux
totale
Refroidis. avec pieux QCold
QColdCov
QCoolMach
Electricité (machine frigorifique)
QelCoolM
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.
Page 38/46
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.
Page 39/46
retour, distribution
de refroidissement
21 °C
P1s
V1
P1w
P5
distribution de
chauffage / tour
de refroidissement
P6
stockage
de froid
V2
V3
pieux énergétiques
pompe à chaleur /
WHX: échangeur de chaleur pour l’hiver
SHX : échangeur de chaleur pour l’été
P2
V5
P3
V6
V7
P4 V4
14 °C
Fig. 5.1
aller, distribution
de refroidissement
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.
Page 40/46
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
de refroidissement
21 °C
P1s
V1
P1w
P5
distribution de
chauffage / tour
de refroidissement
P6
stockage
de froid
V2
V3
pompe à chaleur /
P2
V5
P3
V6
V7
P4 V4
14 °C
Fig. 5.2
aller, distribution
de refroidissement
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.
Page 41/46
Pile resting mode
de refroidissement
21 °C
P1s
V1
P1w
P5
distribution de
chauffage / tour
de refroidissement
P6
stockage
de froid
V2
V3
pompe à chaleur /
P2
V5
P3
V6
V7
P4 V4
14 °C
Fig. 5.3
aller, distribution
de refroidissement
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.
Page 42/46
Pile heating mode
de refroidissement
21 °C
P1s
V1
P1w
P5
distribution de
chauffage / tour
de refroidissement
P6
stockage
de froid
V2
V3
pompe à chaleur /
P2
V5
P3
V6
V7
P4 V4
14 °C
Fig. 5.4
aller, distribution
de refroidissement
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.
Page 43/46
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:
Number of piles for type 1:
Average active length of piles type 1:
Thermal resistance of pile type 1:
0.9
60
26.2
0.06
m
m
K/(W/m)
1.2
18
27.2
0.06
m
m
K/(W/m)
1.3
49
25.8
0.06
m
m
K/(W/m)
1.5
179
27.2
0.06
m
m
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.
Page 44/46
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.
Page 45/46
GLOBAL SYSTEM HEAT BALANCE
Energies in MWh/year
District heating
energy
420
Electricity (PAC)
510
Heat pump
(PAC)
Heating with PAC
Total heat
demand
2'720
2'300
COP:4.5
1'110
Heat exchanger
piles
Cooling by heating
Cooling with piles
680
400
Direct cooling
1'080
Total cold
demand
1'240
400
Cooling
machine
Eff: 3.5
160
Electricity (cooling machine)
45
205
Cooling tower
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
Cooling:
49
W/m
135
48
kWh/m year
kWh/m year
6.
Page 46/46
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 thermomécaniques. 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
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Systèmes avec pieux énergétiques
Exemples, concept et calculs thermiques
• Pieu énergétique – installations
• Caractéristiques thermiques
• Recommandations
• Dock Midfield
Pieux de fondations
Bâtiment
Pompe à chaleur
Couche n° 1
Couche n° 2
Pieux échangeurs
Couche n° 3
Terrain
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 18
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Types de pieux énergétiques
Pieu moulé dans le sol
Pieu préfabriqué en béton
b
10 - 50 m
Pieu foré
60 - 180 cm
Types de pieux énergétiques
Pieu massif foré
Pieu creux battu
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 19
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Paroi moulée
dans le sol
Connexions et intégration dans un système
Raccordement à la
pompe à chaleur
Distributeur aller / retour
Dalle de fondation (radier)
Conduites des connexions horizontales
Pieu énergétique
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 20
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 21
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Exercice 1
Un 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
COP 3.5
1
1
Eff 2.5
1.4
0.7
0.4
1
1
0.3
L’énergie annuelle de chauffage est environ 2 fois plus grande que
l’énergie annuelle de refroidissement
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 22
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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
k
λ
Capacité thermique
volumique
Cv
[m/s]
[W/m·K]
[MJ/m³·K]
sec
saturé
sec
saturé
-
10-10
0.2 - 0.3
1.1 - 1.6
0.3 - 0.6
2.1 - 3.2
-
10-8
0.2 - 0.3
1.2 - 2.5
0.6 - 1.0
2.1 - 2.4
Argile
10-8
Limon
10-5
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 23
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Influence de la position des tubes sur Rb
Influence de la position des tubes dans un pieu de 140 cm de diamètre
0.25
4 tubes en U
0.20
0.15
0.10
0.05
0.00
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
Influence du nombre de tube en U sur Rb
0.16
0.15
0.14
0.13
0.12
0.11
0.1
0.09
0.08
0.07
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
0.01
0
0
0.25
0.5
0.75
1
1.25
1.5
Diamètre du pieu m
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 24
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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 :
Pieu massif avec un triple – U :
Pieu massif avec un quadruple – U :
0.10 - 0.11
0.07 - 0.08
0.06
Résistance thermique du terrain Rg [K/(W/m)]
Rg =
⎧⎪⎡ r 2 ⎤ 2 ⎛ r ⎞ 3
rb2
1
1
⎨⎢ 2 2 ⎥ ln⎜⎜ ⎟⎟ - 2
2 π λ ⎪⎣ r1 − rb ⎦ ⎝ rb ⎠ 4 2 r1 − rb2
⎩
1
(
⎫⎪
⎬
⎪⎭
)
Espacement entre les pieux
0.21
6.0 m
0.20
5.0 m
0.18
du terrain Rg K/(W/m)
Conductibilité thermique du terrain: 1.8 W/mK
5.5 m
0.19
0.17
4.5 m
0.16
0.15
4.0 m
0.14
3.0 m
3.5 m
0.13
0.12
0.11
0.10
0.09
0.08
0.07
0.06
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Diamètre des pieux cm
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 25
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Capacité de transfert thermique UA [W/K]
UA =
n ⋅H
Rb + Rg
Puissance thermique de transfert sous
des conditions de flux stationnaire P [W]
P = UA (Tf - Tm)
Capacité de stockage spécifique Csp [J/K]
Csp = Cv H S
Énergie thermique stockée Q [J]
Q = Csp ∆Tm
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 26
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Mean fluid temperature in the piles °C
Effets à long terme
11
10
9
8
7
6
5
4
3
2
1
0
-1
-2
-3
-4
-5
Simulated, Darcy ~ 1 m/day
Simulated, Darcy ~ 0.1 m/day
Measured
1994
1995
1996
Date 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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 27
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
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/m
Puissance 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 S
Cv = 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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 28
basse enthalpie
Oui
Recommandations
LEEE - DACD - SUPSI
Ecoulement
de l'eau souterraine ?*
Vitesse Darcy >
0.5 - 1 m/jour ?
Extraction de chaleur découplée de "l'extraction
de froid" => stockage saisonnier de chaleur ou
de "froid" non réalisable
Oui
Non
Recharge thermique du terrain ?
(refroidissement direct sur les pieux ou autre)
Recharge thermique:
70 - 90% énergie extraite
Recharge thermique:
> 90% énergie extraite
Non
Refroidissement progressif
du terrain, problème de gel
possible des pieux =>
système à ré-évaluer
Refroidissement direct sur les
pieux devient problématique
à long terme car réchauffement
progressif du terrain
terrain: 1.3 - 2.3 W/mK
(influence moindre car
écoulement souterrain)
du terrain: 1.3 W/mK
(argile, limon, etc.)
(sable saturé, gravier
saturé, etc. )
(argile, limon, etc.)
(sable saturé, gravier
saturé, etc. )
Extraction de chaleur
des pieux (chauffage):
> 50 W/m
> 100 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
Injection de chaleur
dans pieux (refroidiss.):
> 30 W/m
> 80 kWh/m an
Injection de chaleur dans les pieux (refroidissement):
Max. 30 W/m en moyenne**
Approximativement 20 à 60 kWh/m an**
Exercice 3
Comparer les recommandations données dans la figure 3.2 avec
les installations de Finkernweg, Lidwil et Pago présentées dans
le chapitre 1
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 29
basse enthalpie
Solutions exercice 3
Chaud
Froid
LEEE - DACD - SUPSI
Finkernweg
Lidwil
Pago
extraction des pieux [W/m]
60 – 70 W/m
40 – 60 W/m
50 – 80 W/m
énergie annuelle extraite des
pieux [kWh/m/a]
150 – 190 kWh/m/a
80 – 100 kWh/m/a
18 kWh/m/a
injection dans pieux [W/m]
-
-
40 – 48 W/m
énergie annuelle injectée dans
les pieux [kWh/m/a]
-
-
34 – 38 kWh/m/a
Mouvement régional de l’eau souterraine, vitesse
de Darcy [m/jour]
négligeable
> 1 m/jour
négligeable
Recharge thermique annuelle
Conductibilité thermique terrain [W/mK]
-
-
36/18 => 200%
2.2 W/mK
1.8 W/mK
1.8 – 2.0 W/mK
Recommandations
Système à réévaluer
> 50 W/m
> 100 kWh/m/y
Refroidissement
direct devient
problématique
année après année
30 – 35 W/m
65 – 80 kWh/m/a
Commentaire
Pompe à chaleur
surdimensionnée ou
longueur de pieux
trop courte
Manque une
recharge thermique
du terrain
OK
Pompe à chaleur
surdimensionnée =>
doit être souvent
arrêtée pour ne pas
risquer le gel dans
les pieux => énergie
thermique extraite
trop basse
PILESIM
Bâtiment chauffé / refroidi
Distribution de “chaud”
Chauffage
auxiliaire
Frontière du système
Cave
PAC
Distribution de “froid”
Refroidissement auxiliaire
Machine frigo.
Couche de terrain 1
Couche de terrain 2
Pieux
échangeurs
Couche de terrain 3
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 30
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Dock Midfield, aéroport de Zürich
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 31
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Dock Midfield
Volonté 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
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 32
basse enthalpie
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
LEEE - DACD - SUPSI
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Test de réponse géothermique
Détermination in situ de:
- conductivité thermique moyenne du terrain
- température initiale du terrain
Systèmes avec pieux
énergétiques
Dipartimento
Ambiente
Costruzioni e
Design
Laboratorio
Energia
Ecologia
Economia
Détermination des demandes d’énergie (chaud et
froid) par simulation dynamique du bâtiment
Puissance thermique [kW]
paramètres de calculs pour simulation de l’ensemble des pieux
- terrain
1.8 W/mK
Energie de chauffage: 2'720 MWh/a
2000
- pieux
306
longueur 26.8 m
1500
Energie de
4-U
0.06 K/(W/m)
refroidissement:
1000
1'240 MWh/a
- 0°C < Tf < 20°C
500
- COP
4.5
0
- chauff. 2’720 MWh/a
- refroid. 1’240 MWh/a
-500
0
Dr. D. Pahud
1
2
3 4 5 6 7 8
Mois de l'année
9 10 11 12
partie 2 – p. 33
basse enthalpie
LEEE - DACD - SUPSI
Résultats des simulations du système avec pieux
Calculs avec PILESIM
Chauffage
puissance max.
énergie annuelle
Refroidissement
puissance max.
énergie annuelle
Pieux
extraction (hiver)
630 kW
2’300 MWh/a
400 kW
400 MWh/a
49 W/m
135 kWh/(m a)
max. 49 W/m
48 kWh/(m a)
injection (été)
Bilan énergétique du système avec pieux
Chauffage à
distance
Energies en [MWh/a]
420
Electricité (PAC)
Pompe à
chaleur
(PAC)
510
Chauffage avec PAC
Demande
totale de
chauffage
2’720
2’300
COP: 4.5
1’110
Refroidissement
pour chauffage
Dr. D. Pahud
680
400
Refroidis. direct
400
Machine
frigorifique
Demande
totale de
refroidissement
1’240
160
Electricité (machine frigorifique)
Eff: 3.5
205
45
Tours de
refroidissement
partie 2 – p. 34
basse enthalpie
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 3.2
Comment peuvent être expliquées les différences ?
Solutions exercice 4
Dock Midfield
Chaud extraction des pieux [W/m]
énergie annuelle extraite des pieux [kWh/m/a]
Froid
49 W/m
135 kWh/m/a
injection dans pieux [W/m]
49 W/m
énergie annuelle injectée dans les pieux [kWh/m/a]
48 kWh/m/a
Mouvement régional de l’eau souterraine, vitesse de Darcy [m/jour]
négligeable
Recharge thermique annuelle
Conductibilité thermique terrain [W/mK]
48/135
=>
36%
1.8 W/mK
Recommandations
Recharge thermique annuelle devrait être 70 – 90% de l’énergie annuelle extraite
Chauffage:
30 W/m
65 kWh/m/a
Refroidissement:
30 W/m
40 kWh/m/a
Commentaires
Les 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.
Dr. D. Pahud
partie 2 – p. 35
Page 1/3
NOMENCLATURE
Thermal energy
[J]
Qinj
Qext
[J]
Qloss
[J]
Q
[J]
Thermal power
Q
[W]
Qsource
[W]
Qs(t)
[W]
Qg(t)
[W]
P
[W]
Thermal heat flux
qgeo
[W/m2]
qsurf(r,t)
[W/m2]
q1
[W/m]
qp
[W/m]
qm
q
qc
[W/m]
[W/m]
[W/m]
Thermal property
ρC = Cv
[J/m3K]
a
[m2/s]
λ
[W/mK]
λr
[W/mK]
cpFluid
U
UA
Csp
C
symbols.doc
[J/kgK]
[W/m2K]
[W/K]
[J/K]
[J]
annual thermal energy injected in the store.
annual thermal energy extracted from the store.
annual storage heat losses.
thermal energy extracted with the heat exchanger piles (context
dependent).
average heat extraction power (context dependent).
heat extraction power from the borehole during system operation
time dependent thermal power induced by heat extraction from a
borehole heat exchanger through system boundaries.
thermal power extracted by a borehole heat exchanger that
originates from the thermal capacity of the ground.
heat transfer rate transferred to/from the storage.
geothermal heat flux.
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.
mean heat extraction rate per meter borehole that corresponds to the
annual thermal energy extracted.
periodic heat extraction rate per meter borehole that corresponds to
seasonal variations.
short term heat extraction rate per meter borehole (pulse).
design heat extraction rate per meter borehole during operation.
constant heat injection rate used for the response test.
ground volumetric heat capacity.
ground thermal diffusivity.
mean ground thermal conductivity.
thermal conductivity of the filling material of a borehole heat
exchanger.
thermal capacity of the heat carrier fluid.
equivalent mean storage heat loss factor.
heat transfer capacity of the ground heat exchanger.
specific storage capacity.
storage capacity.
Page 2/3
Thermal resistance
Rb*
Rg
Rg-func(tdim)
Rperiodic-max
Rpulse(tm)
Rsf
Ranneau
[K/(W/m)] effective borehole thermal resistance of a borehole heat exchanger or a pile
heat exchanger (pile heat exchanger: Rb = Rb*).
[K/(W/m)] ground thermal resistance under steady flux condition.
[K/(W/m)] ground thermal resistance component from long term heat extraction (gfunction).
[K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from seasonal variations
of heat extraction.
[K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from a short-term heat
extraction pulse.
[K/(W/m)] steady flux thermal resistance.
[K/(W/m)] thermal resistance of an annulus.
Temperature
Tfin
Tfout
Tf
[°C]
[°C]
[°C]
Tf,min
To
To(z)
[°C]
[°C]
[°C]
Tm
[°C]
Tb
[°C]
T
T(z,t)
Tstk
Tstk-moy
Tstk-max
Tstk-min
∆Tm
dTo
[°C]
[°C]
[°C]
[°C]
[°C]
[°C]
[K]
[K]
inlet fluid temperature.
outlet fluid temperature.
mean fluid temperature, defined by arithmetic mean of inlet Tfin and outlet
Tfout.
minimum fluid temperature Tf allowed.
equivalent constant air temperature at the ground surface
natural ground temperature with a depth dependence (geothermal
gradient).
average undisturbed ground temperature along a borehole before heat
extraction.
borehole wall temperature: average ground temperature on the borehole
wall.
three-dimensional ground temperature field.
ground temperature at the depth z and time t.
storage mean temperature.
mean annual storage temperature (°C).
maximum storage mean temperature (°C).
minimum storage mean temperature (°C).
decrease of mean ground temperature in pile region.
amplitude of the sinusoidal temperature variation at the ground surface.
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[-]
time counted from the beginning of heat injection/extraction.
time scale associated to a single borehole to obtain a steady state.
required time until a steady flux regime is obtained.
time horizon for dimensioning purposes.
annual operating time of the borehole heat exchanger / heat pump.
duration of one year (s).
duration of the pulse heat extraction rate qm.
Eskilson number defined by the ratio t/ts.
Time
t
ts
tsf
tdim
toperation
tyear
tm
Es
symbols.doc
Page 3/3
Spatial parameters
D
[m]
H
[m]
B
Bmin
Ap
[m]
[m]
[m2]
n
S
V
rb
r1
d
[−]
[m2]
[m3]
[m]
[m]
[m]
z
[m]
r
[m]
Miscellaneous
&
m
[kg/s]
η
EC
φ
[-]
[-]
[K]
T
ω
δ
γ
[s]
[rad/s]
[m]
[-]
symbols.doc
distance from the ground surface to the top part of the borehole where heat
is extracted.
active length of a borehole or a heat exchanger pile, i.e. the length along
which heat is extracted.
spacing between boreholes.
smallest spacing between boreholes.
ground section ascribed to 1 borehole. Ap = B x B with a quadratic borehole
arrangement.
number of borehole heat exchangers or heat exchanger piles.
horizontal surface containing the heat exchanger piles.
volume of the ground heat storage.
pile or borehole radius.
equivalent volume radius ascribed to a heat exchanger pile.
distance between the axes of two opposed pipes in a U-pipe borehole heat
exchanger.
vertical spatial coordinate, the depth z is measured with a positive value
from the ground surface.
radius spatial coordinate, the radius is the radial distance to the borehole or
pile axis.
mass flow rate of the heat carrier fluid.
seasonal storage efficiency.
storage equivalent cycle index.
slope of the linear regression for the estimation of the ground thermal
conductivity with the geothermal response test.
period of the periodic process.
pulsation of the sinusoidal process.
penetration depth of a heat wave.
Euler constant, γ = 0.5772.
Geothermal energy and heat storage
Energie géothermique et stockage de chaleur
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
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 Centrale solaire de chauffage avec
heat storage
stockage saisonnier de chaleur
Ground heat storage
Underground thermal energy storage
Stockage d’énergie thermique dans le
terrain
-1-
Geothermal energy and heat storage
Energie géothermique et stockage de chaleur
English
Français
Ground diffusive storage
Stockage diffusif dans le terrain
Borehole thermal energy storage
Stockage d’énergie thermique
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
Pieu échangeur
Energiepfahl
(or energy pile)
(ou pieu énergétique)
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 Parois moulées
imbedded in the ground
Schlitzwände
Clay
Argile
Ton, Lehm
Silt, alluvium
Limon
Schlamm
Sand
Sable
Sand
Gravel
Gravier
Kies
-2-
par

partie 1 – p. 1 Energie géothermique: systèmes à basse enthalpie

Transcription

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