Geothermal energy and heat storage

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SUPSI – DCT – LEEE
Laboratorio di Energia, Ecologia ed Economia
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Date: 12/05/2002
Author: Daniel Pahud
Geothermal energy and heat storage
Dr. D. Pahud
Scuola Universitaria Professionale della Svizzera Italiana
Dipartimento Costruzioni e Territorio
CH – 6952 Canobbio
Geothermal-energy.doc
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Date: 12/05/2002
Table of content
1.
Generalities ......................................................................................................................... 4
1.1
Introduction to geothermal energy ............................................................................... 4
1.2
Geothermal energy production in the world ................................................................. 6
1.3
Exploitation de la géothermie en Suisse .................................................................... 12
1.3.1
Sondes géothermiques ....................................................................................... 13
1.3.2
Collecteur enterré horizontal ............................................................................... 15
1.3.3
Captage de l’eau souterraine .............................................................................. 16
1.3.4
Pieux échangeurs ............................................................................................... 16
1.3.5
Sonde géothermique profonde............................................................................ 17
1.3.6
Aquifère profond ................................................................................................. 19
1.3.7
Eau de tunnel...................................................................................................... 21
1.3.8
Hot Dry Rock....................................................................................................... 23
1.3.9
Stockage de chaleur saisonnier .......................................................................... 25
2. Grandeurs et processus physiques................................................................................... 27
2.1
Conversions d’unité.................................................................................................... 27
2.2
Transport de chaleur .................................................................................................. 27
2.3
Propriétés physiques.................................................................................................. 29
2.4
Gradient et flux géothermiques .................................................................................. 31
2.5
Influence de la surface sur les températures du terrain ............................................. 31
3. Borehole heat exchanger calculation ................................................................................ 34
3.1
Long-term thermal process of a single borehole heat exchanger .............................. 35
3.2
The g-function concept............................................................................................... 39
3.3
The borehole thermal resistance................................................................................ 41
3.4
Minimum fluid temperature......................................................................................... 42
3.5
Calculation programmes ............................................................................................ 46
4. Ground coupled system sizing .......................................................................................... 47
4.1
General sizing considerations .................................................................................... 47
4.2
Small systems ............................................................................................................ 47
4.3
Large systems............................................................................................................ 49
4.4
Long term effects ....................................................................................................... 49
4.5
The geothermal response test ................................................................................... 54
4.6
Example of the D4 centre........................................................................................... 57
5. Ground heat storage ......................................................................................................... 66
5.1
Storage families ......................................................................................................... 66
5.2
System families .......................................................................................................... 67
5.3
Borehole thermal energy storage ............................................................................... 69
5.4
System examples....................................................................................................... 73
5.5
CSHPSS system ........................................................................................................ 78
6. Heat exchanger pile systems ............................................................................................ 84
6.1
Heat exchanger piles ................................................................................................. 84
6.2
Types of heat exchanger piles ................................................................................... 84
6.3
Connection and integration in a system ..................................................................... 87
6.4
Effet sur la statique des pieux .................................................................................... 91
6.5
Autorisations .............................................................................................................. 91
6.6
Examples of some heat exchanger pile systems ....................................................... 91
6.6.1
Anlage "FINKERNWEG", Kreuzlingen TG ......................................................... 93
6.6.2
Anlage "LIDWIL GEWERBE AG", Altendorf SZ ................................................. 95
6.6.3
Anlage "PAGO AG", Grabs SG.......................................................................... 97
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6.6.4
Anlage "PHOTOCOLOR", Kreuzlingen TG ........................................................ 99
6.7
Caractérisation thermique d’un ensemble de pieux échangeurs.............................. 101
6.7.1
Principaux paramètres géologiques et hydrogéologiques du terrain................. 101
6.7.2
Caractérisation thermique d’un pieu échangeur................................................ 102
6.7.3
Capacité de transfert thermique........................................................................ 108
6.7.4
Capacité de stockage spécifique ...................................................................... 111
6.7.5
Effets à long terme............................................................................................ 112
6.8
Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs .......... 112
6.9
L’outil de simulation PILESIM .................................................................................. 117
6.10 Dock Midfield of the Zurich airport............................................................................ 119
6.10.1 The Dock Midfield ............................................................................................. 119
6.10.2 The pile system layout ...................................................................................... 119
6.10.3 Main parameters for system simulation ............................................................ 123
6.10.4 Thermal performances of the system................................................................ 125
7. Nomenclature.................................................................................................................. 127
8. References...................................................................................................................... 130
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1. GENERALITIES
1.1 Introduction to geothermal energy
The VDI Richtlinien 4640 (2000) defines geothermal energy with:
“Geothermal energy is in the form of energy stored below the surface of the solid earth as
heat”.
Ground temperature increases with depth. At
the earth centre, it is believed that the
temperature is as high as 6000 °C. It
corresponds to a gigantic heat quantity,
whose origin is mainly due to the decay of
radioactive elements. More than 99% of earth
mass has a temperature greater than 1000
°C. Only 0.1% of earth mass is cooler than
100 °C (see figure 1.1).
Fig. 1.1
More than 99% of the earth is
hotter than 1000 °C (source:
Häring Geo-Project, Steinmaur).
Geothermal energy is renewable heat energy from deep in the earth. Heat is brought to the
near-surface by thermal conduction and by intrusion into earth’s crust of molten magma
originating from great depth. Ground water is heated to form hydrothermal resources;
naturally occurring hot water and stream. Use of hydrothermal energy is economic today at a
number of high-grade sites. Hydrothermal resources are tapped by existing well-drilling and
energy-conversion technology to generate electricity or to produce hot water for direct use.
Direct use of geothermal energy has nowadays a wider definition. It concerns all kind of
thermal use, and thus includes thermal energy extracted by a heat pump.
Geothermal energy is a domestic energy resource with cost, reliability and environmental
advantages over conventional energy sources. Geothermal energy contributes both to energy
supply, with electrical power generation and direct-heat uses, and to reduced energy
demand, with savings in electricity and natural gas through use of geothermal heat pumps to
heat and cool buildings. Only a small fraction of geothermal resources are in use today.
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The type of geothermal application depends on the temperature level of the geothermal
reservoir. For a normal geothermal temperature gradient (about 3 °C per 100 m), the type of
application is related to the depth (see also figure 1.2):
•
•
•
0 – 1000 m
1000 – 3500 m
3500 – 6000 m
Fig. 1.2
heating with heat pumps;
heating without heat pumps;
hot dry rock systems, heat and power production.
Types of geothermal application in relation to the temperature level of the
geothermal reservoir and depth in the case of a normal temperature gradient
(source: Häring Geo-Project, Steinmaur).
Normally one distinguishes between shallow and deep geothermal energy. An arbitrary
depth of 400 m fixes the limit between these two domains. Shallow geothermal energy
normally deals with very low enthalpy applications, such as borehole heat exchangers
coupled to a heat pump for heating purposes. Cooling and heat storage in the ground are
other shallow geothermal energy applications, although the main function of the ground is
closer to “heat storage” rather than “heat source”. Below 400 m, deep borehole heat
exchanger or deep hydrothermal wells are used to take benefit of higher ground temperature.
The hot dry rock technology is definitely a deep geothermal energy application.
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At numerous places in the world, geothermal anomalies results in a much higher geothermal
gradient than normal. Island is an example, which has an enviable distinction of being the
only country in the world where the availability of electricity exceeds the demand for it. This
situation is due to an abundance of hydropower together with many high enthalpy geothermal
resources. In 1998, the national installed capacity of high enthalpy geothermal resources
reached 80 MWe (the distinction is made between electric megawatts (MWe), concerning
installations for production of electricity, and thermal megawatts (MWth), consecrated to the
production of heat). The principal use of geothermal energy in Iceland is for space heating.
About 85% of the houses are heated with geothermal water. In 1998, the total installed
thermal power reached 1’300 MWth. Other use of geothermal energy are swimming pools,
snow melting systems, greenhouses, soil heating and fish farms.
1.2 Geothermal energy production in the world
As can be seen in figure 1.3 the steam fields are associated with tectonic plate lines around
the world, and are found in the same regions where volcanoes are concentrated. One
example is the famous “ring of fire” around the Pacific Ocean (the West Coast of the
Americas, Japan, Indonesia, the Philippines and New Zealand). In Europe, only Italy and
Island are in a position to produce electricity in significant quantities from such steam fields.
Fig. 1.3
Installed geothermal power capacity (MWe) worldwide in 1997 (source: Brunner
and al., 2000).
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The first uses of geothermal energy to produce electricity date back to 1903 in Italy. A century
later, more than twenty countries over the world are drawing part of their electrical current
from aquifer resources with temperatures included between 180°C and 350°C. This sector
greatly developed during the last ten years. The installed geothermal capacity for electricity
production rose from 5’800 MWe in 1990 to about 8’000 MWe in 1999, corresponding to a
significant progression of 36% (see table 1.1).
Electricity production in MWe
1990
1995
1999
European Union
552
641
805
Europe, other
76
81
213
Europe total
628
722
1’018
North America
3’475
3’570
2’983
Central and South America
131
231
407
America total
3’606
3’801
3’390
Asia
1’270
1’979
3’075
Oceania
283
286
437
Africa
49
49
54
World total
5’836
6’837
7’974
Table 1.1 Evolution of worldwide installed geothermal capacity for electricity production, in
MWe (source: EurObserv’ER, 2000).
With 2’200 MWe of installed power in 1999, the United States has kept the first place that it
has already occupied for many years (see table 1.2). Geothermal installations represent 0.4%
of the country’s electricity production. In the second place on the worldwide place with 1’900
MWe, the Philippines produce 21.5% of its electricity from geothermal resource.
Total production
(GWh/year)
United States
2’228
15’470
Philippines
1’909
9’181
Italy
785
4’403
Mexico
755
5’681
Indonesia
590
4’575
Japan
547
3’532
New Zealand
437
2’268
Island
170
1’138
El Salvador
161
800
Costa Rica
143
592
Rest
249
1’621
Total
7’974
49’261
Table 1.2 Top ten countries having geothermal electric installations in 1999 (source:
EurObserv’ER, 2000).
Country
Power (MWe)
On the technological level, the past few years have witnessed a strong rise in the capacity of
installations developing the “binary technology”. The principle is to use the water of the
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aquifer layers to heat an intermediate fluid which has the property of vaporising at a
temperature lower than that of water. It is thus possible to produce electricity from a layer of
hot water with lower temperature, in the neighbourhood of 110 – 120 °C. This sector is
promised a bright future because all worldwide high enthalpy resources are at the point of
being exploited.
A geothermal power plants emits on average 10 time less carbon dioxide per kilowatt-hour of
electricity generated than a power plant fuelled by natural gas and about 20 time less than a
coal fired power plant. The emissions of a geothermal power plant can be further reduced if
gas re-injection is realised. At present the renewable energy sources with the greatest
potential and the lowest emissions in Europe, in the short to medium term, are hydropower
and geothermal energy.
The geothermal sector for the production of heat, also called direct use, is different from that
consecrated to electricity. Firstly, the aquifers exploited for direct usages have temperatures
included between 30°C and 150°C. And secondly, the heat of the Earth can also be exploited
using a heat pump, allowing to extract heat from the Earth at a much lower temperature level.
These systems are commonly called ground source heat pump systems. In table 1.3, the
evolution of geothermal capacity for production of heat is shown.
Geothermal heat production in MWth
European Union
Europe, other
Europe total
North America
America total
Asia
Oceania
Africa
World total
1995
1’039
3’572
4’611
1’874
3
1’877
2’233
264
144
9’129
1999*
1’735
3’895
5’630
5’908
47
5’955
5’151
318
121
17’175
* estimations
Table 1.3
Evolution of worldwide installed geothermal capacity for production of heat, in
MWth (source: EurObserv’ER, 2000).
It is more difficult to count direct use application than those consecrated to the production of
electricity. This is because the applications are very diversified (space heating, greenhouse
heating, heating of fish farming basins, water cures, etc.) and their size are relatively modest.
In addition counting methods are not the same in every country.
An exceptional growth rate of 88% is observed between 1995 to 1999. Nevertheless, part of it
is explained by the use of a new counting method. More and more countries are taking their
ground source heat pump systems into account. This is illustrated with table 1.4, which
contains data from another source for 1997. The greater differences with data from table 1.1
and 1.3 are for direct use.
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Electricity generation
Installed
capacity
Total
production
MWe
GWh/year
European Union
754
3’832
Europe, other
112
471
Europe total
866
4’303
North America
2’849
16’249
959
6’869
America total
3’808
23’118
Asia
2’937
13’045
Oceania
365
2’901
Africa
45
390
World total
8’021
43’756
Table 1.4 Electricity generation and direct use of geothermal
Fridleifsson, 2000).
Direct use
Installed
capacity
Total
production
MWth
1’031
4’089
5’120
1’908
GWh/year
3’719
16’058
19’777
3’984
1’908
3’984
3’075
12’225
264
1’837
71
355
10’438
38’178
energy in 1997 (source:
Top ten countries are shown in table 1.5 for the production of geothermal heat.
Total production
(GWh/year)
United States
5’366
5’640
China
2’814
8’724
Iceland
1’469
5’603
Turkey
820
4’377
Switzerland
547
663
Germany
517
568
Canada
377
284
Sweden
377
1’147
Hungary
328
785
France
326
1’360
Rest
≈ 4’000
≈ 16’000
Total
≈ 17’000
≈ 45’000
Table 1.5 Top ten countries with geothermal origin heat production installations (direct use)
in 1999 (source: EurObserv’ER, 2000).
Country
Thermal power (MWth)
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The availability factor of geothermal energy, expressed as the percentage of time the rated
energy may be produced, depends mainly on the nature of the resource and secondarily on
the availability of the equipment. Experience shows that this availability is often over 90% for
geothermal electric power plants and even higher for direct use plants. Under these
circumstances the plant factor (expressed as the percentage of time the plant actually
produces energy) is almost equal to the availability factor. For direct use, the plant factor is
practically coincident with demand. Such factors are higher than those for fossil fuel plants
and far higher than other renewables.
Forecasts regarding geothermal energy development are closely linked to evolutions in the
price of oil. Even if the last few years have shown that the sector can progress in a context of
low barrel prices, the impact of this factor remains a determinant one. Furthermore, oil
fluctuations are very difficult to foresee. In table 1.6, two scenarios of geothermal energy
development are shown until year 2010. The first projection is based on a relatively low oil
price, whereas the second one counts on an increase of the oil price which should favour
development of renewable energies.
Scenario 1
Scenario 2
Table 1.6
2005
2010
Electricity
generation
12’850 MWe
79 TWh/year
20’700 MWe
128 TWh/year
Direct
use
27’650 MWth
83 TWh/year
44’550 MWth
133 TWh/year
Electricity
generation
16’050 MWe
99 TWh/year
32’250 MWe
199 TWh/year
Direct
use
34’550 MWth
103 TWh/year
69’500 MWth
208 TWh/year
Geothermal development scenarios for 2005 and 2010 (source: EurObserv’ER,
2000).
For the electric production, the Philippines, Indonesia and Mexico are among the most
dynamic countries. The United States probably won’t regain the growth rate that it had during
the 80’s again. The United States shall probably lose its leading position to the Philippines.
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Projection for Europe are shown in table 1.7 (Brunner and al., 2000).
1998
2010
2020
Number of homes
920’000
About 3 million
About 12 million
Installed capacity
5’200 MWth
15’000 MWth
48’000 MWth
Installed capacity
940 MWe
2’000 MWe
3’000 MWe (1)
8’000 MWe (2)
Energy production
7.5 TWh/year
16 TWh/year
24 TWh/year (1)
64 TWh/year (2)
Heat
deep and shallow
resources
Electric power
incl. Hot Dry Rock as of
about 2010
(1)
without additional public or private promotional measures
with suitable promotional measures, justified by the fact that the increased utilisation of geothermal energy
helps to diminish environmental pollution
(2)
Table 1.7
Geothermal development scenarios for 2005 and 2010 (source: Brunner and al.,
2000).
Hot Dry Rock technology has an enormous potential, but can not economically developed
without the benefit of further R&D (research and development). This technology should start
to be effective by year 2010.
Unfortunately, cost comparisons between geothermal energy and conventional sources of
energy do not normally include externalities. Externalities should take into account factors
such as shadow costs and their economic consequences. The quantification of externalities is
a crucial aspect if geothermal energy is to be fairly evaluated.
Pour terminer, on peut énumérer quatre bonnes raisons en faveur de l’exploitation de
l’énergie géothermique (OFEN, 1998) :
•
La géothermie est une source d’énergie indigène et respectueuse de l’environnement.
Elle n’engendre dans l’atmosphère ni substances polluantes, ni dioxyde de carbone et
remplace ainsi de manière idéale les agents énergétiques fossiles.
•
La géothermie est disponible en permanence. Elle ne dépend pas des conditions
climatiques, des saisons ou des heures de la journée.
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•
Inépuisable à la dimension de l’ère humaine, la géothermie fait partie des énergies
renouvelables, donc «durables»: les besoins de la génération actuelle peuvent être
satisfaits sans prétériter ceux des générations futures.
•
Les installations géothermiques sont à peine perceptibles en surface. Elles
revendiquent un espace minimum près du forage.
1.3 Exploitation de la géothermie en Suisse
Seule une utilisation directe de la géothermie est réalisée en Suisse, mais avec des
techniques bien diverses. Alors qu’il y a 20 ans les ressources géothermiques n’étaient
pratiquement pas exploitées, la Suisse occupe aujourd’hui le troisième rang mondial en
terme de puissance installée par habitant, derrière l’Islande et la Nouvelle Zélande. Le gros
de la production de chaleur est dû aux sondes géothermiques, dont le nombre de systèmes
dépasse 20'000. Mises bout à bout, la longueur totale atteint environ 4'000 km, ce qui fait une
longueur moyenne de 200 m par système. En 1999, la production d’énergie issue de
l’utilisation directe de la géothermie se montait à 618 GWh (Rybach et al., 2000). Les
contributions des différentes sources d’énergie géothermique sont énumérées dans la table
1.7. La contribution des sources thermales n’est pas prise en compte.
Système
Production annuelle (GWh)
Sondes géothermiques
362
Collecteurs enterrés horizontaux
32
Captage de l’eau souterraine
180
Pieux échangeurs (pieux de fondation)
3
Sondes géothermiques profondes
1
Aquifères profonds
36
Eau de tunnel
4
Total
Table 1.7
618
Contribution des différentes source d’énergie géothermique en Suisse pour 1999
(sans le comptage des sources thermales) (source: Rybach et al., 2000).
Les contributions de la table 1.7 incluent aussi bien des ressources géothermiques de faible
profondeur que de grande profondeur. Elles sont catégorisées comme suit, Hot Dry Rock
inclus :
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Ressources de faible profondeur
•
•
•
•
Sonde géothermique
Collecteur enterré horizontal
Captage de l’eau souterraine
Pieux échangeurs (pieux de fondation)
Ressources de grande profondeur
•
•
•
•
Sonde géothermique profonde
Aquifère profond
Eau de tunnel
Hot Dry Rock
Une catégorie en marge est celle des stockages de chaleur dans le terrain, qui permettent de
stocker de l’énergie thermique de façon saisonnière, de combiner une production de chaleur
avec une production de froid, etc. A noter que les systèmes avec pieux échangeurs
s’apparentent davantage à cette catégorie.
1.3.1 Sondes géothermiques
Une sonde géothermique est un échangeur de chaleur avec le terrain. Il est installé dans un
forage vertical ou incliné. Il s’agit le plus souvent de deux tubes formant chacun un U pour
faire circuler un fluide caloporteur jusqu’au fond de la sonde et le ramener en haut. Le fluide
caloporteur est souvent un mélange d’eau et d’antigel et circule en circuit fermé. Les tubes
en polyéthylène se sont imposés grâce à leur maniement relativement simple, à leur bonne
résistance à la corrosion et à leur prix avantageux. Un matériau de remplissage est
généralement injecté par pompage pour remplir l’espace entre les tubes et la paroi du forage
et assurer un bon contact thermique entre les tubes et le terrain. Un mélange de ciment et de
bentonite est souvent utilisé. La conductibilité thermique du matériau de remplissage est un
paramètre important qui conditionne les transferts thermiques entre la sonde et le terrain.
Aujourd’hui, des matériaux de remplissage novateurs existent sur le marché, qui ont une
conductibilité thermique deux fois supérieure à celle de la bentonite.
Raccordée à une pompe à chaleur, une ou plusieurs sondes géothermiques permettent de
satisfaire des besoins de chauffage et le cas échéant d’eau chaud sanitaire (voir figure 1.4).
Fig. 1.4
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Schéma
de
principe
d’une installation avec
sondes
géothermiques
(source: OFEN, 1998).
La longueur des sondes géothermiques utilisées actuellement varie entre 20 et 250 m, voir
300 m, permettant de s’affranchir des variations de température journalières et saisonnières.
A titre d’exemple, une température constante d’environ 17 °C règne à une profondeur de 200
m, ce qui permet d’exploiter les pompes à chaleur dans de bonnes conditions en hiver,
même quand la température de l’air extérieur est très basse. Une installation correctement
dimensionnée permet d’obtenir un bon coefficient de performance annuel et une longue
durée de vie de la pompe à chaleur. On peut renoncer dans une large mesure à la
maintenance du système, ce qui se traduit par de faibles coûts d’exploitation. Pour les
installations de petite et de moyenne importance, aucune recharge thermique n’est
normalement nécessaire. De telles installations ont fait leur preuve sur les plans technique et
économique. La durée de vie d’une sonde géothermique est estimée à plus de 100 ans.
Un paramètre clef pour le dimensionnement d’une sonde géothermique est la puissance
d’extraction de chaleur par mètre linéaire de sonde. Ce paramètre varie généralement entre
20 et 70 W/m, en fonction de la géologie et de l’hydrogéologie locale, du type d’application,
des besoins thermiques à satisfaire, etc. Une valeur de 50 W/m est généralement prise par
défaut, mais à utiliser avec prudence.
Paramètres pour dimensionner les sondes géothermiques
•
Type de terrain: un paramètre essentiel à prendre en compte lors de la conception
d’une sonde géothermique est la conductibilité thermique du sous-sol. La puissance
d’extraction est proportionnelle à la conductibilité thermique.
•
Humidité naturelle du sol: elle améliore la conductibilité thermique et garantit un bon
contact entre la sonde et le sous-sol.
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•
Eaux souterraines: lorsqu’une sonde géothermique pénètre dans une nappe
phréatique qui présente une vitesse d’écoulement excédant quelques centimètres par
jour, la quantité de chaleur utilisable augmente sensiblement.
•
Type et performances thermiques de l’installation, qui peut se traduire par exemple
par un nombre d’heure de fonctionnement moyen annuel et donc d’une extraction
moyenne annuelle d’énergie thermique des sondes géothermiques.
Autorisation
Les sondes géothermiques sont soumises à l’autorisation obligatoire des cantons,
exceptionnellement des communes. Il existe toujours de grandes différences d’un canton à
l’autre en matière de législation et de pratique d’autorisation. D’une manière générale, le
prélèvement de l’eau aux fins d’approvisionnement en eau potable l’emporte sur le
prélèvement d’énergie thermique (dispositions sur la protection des eaux). Lors de la
planification d’une installation d’exploitation de la chaleur terrestre ou de la nappe phréatique,
des informations spécifiques ou des concessions doivent être demandées aux autorités
cantonales compétentes
1.3.2 Collecteur enterré horizontal
Un collecteur enterré est généralement une nappe de tubes (serpentins) enterrée dans un
plan horizontal jusqu’à une profondeur maximale de 3 m dans le sol. Son mode de
fonctionnement est quasiment identique à celui d’une sonde géothermique. Il est utilisé pour
extraire l’énergie thermique du sol (voir figure 1.5).
Fig. 1.5
Schéma
de
d’une installation
collecteur
horizontal
OFEN, 1998).
principe
avec un
enterré
(source:
En raison de la faible profondeur des tubes, le climat a une influence sur ce genre
d’exploitation de la chaleur. La terre sert pour ainsi dire d’accumulateur d’énergie solaire.
Dans ce cas précis, l’énergie géothermique proprement dite ne revêt qu’un rôle secondaire.
Selon l’altitude topographique, les nappes de tubes permettent de retirer 20 à 30 W par m2
d’énergie thermique. Cette solution devient de plus en plus rare aujourd’hui.
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1.3.3 Captage de l’eau souterraine
Lorsque la perméabilité du terrain est suffisamment élevée, l’eau de la nappe phréatique est
une source froide idéale pour une pompe à chaleur. En Suisse, la température des eaux
souterraines atteint en moyenne 8 à 12 °C et ne fait l’objet que de très faibles variations
saisonnières, à la différence des eaux de surface.
L’exploitation de la nappe phréatique fait appel à un puits unique ou multiple (puits de
production et d’injection) et requiert une concession. Il existe déjà un nombre important
d’installations de ce type dans le canton de Berne.
1.3.4 Pieux échangeurs
Un pieu échangeur est un pieu de fondation dans lequel un tube ou un réseau de tube a été
installé, de manière à pouvoir faire circuler un fluide caloporteur pour échanger de la chaleur
avec le terrain. Ses deux principales fonctions sont donc de reporter en profondeur les
charges d’une construction et de servir d’échangeur de chaleur avec le terrain. Un réseau de
pieux de fondation est mis en oeuvre lorsque le sol en surface n’a pas une résistance
suffisante pour supporter les charges de l’ouvrage par l’intermédiaire de fondations
superficielles. D’une longueur unitaire pouvant varier de quelques mètres à plusieurs dizaines
de mètres, une partie ou la totalité des pieux peuvent être équipés en “pieu échangeurs”. Le
système de pieux échangeurs, généralement raccordé à une pompe à chaleur, permet
d’extraire la chaleur du sous-sol pour satisfaire des besoins de chaleur en hiver et d’y rejeter
des charges thermiques issues de la production de froid en été. La figure 1.6 permet de
montrer l’installation de Pago, un immeuble industriel construit sur 570 pieux de fondations
équipés en pieux échangeurs.
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1 pieux échangeurs
2 connexion horizontales
3 collecteur
4 conduite principale
5 centrale de production de froid
Fig. 1.6
Immeuble industriel construit sur 570 pieux de fondation utilisés comme pieux
échangeurs (source: Lippuner & Partner AG, Grabs).
En matière de coût de l’énergie, un système avec pieux échangeurs est particulièrement
économique s’il peut combiner une production de chaleur avec une production de froid. Les
charges thermiques injectées dans le terrain par le biais des pieux sont stockées en vue de
leur utilisation hivernale. Compte tenu d’une planification minutieuse et d’une exécution
soignée, une telle solution ne requiert pratiquement pas de maintenance.
1.3.5 Sonde géothermique profonde
Les sondes géothermiques «profondes» pénètrent à des profondeurs de 500 à 2'000 m, où
règnent des températures jusqu’à 70 °C. Dans le cas des sondes fermées, l’eau circule dans
un système de tubes en circuit fermé. Les systèmes semi-fermés permettent d’intégrer l’eau
souterraine dans le système de circulation. Dans les deux cas, le fluide caloporteur réchauffé
peut être utilisé en surface directement ou par pompe à chaleur pour la production d’énergie
de chauffage des locaux et de l’eau chaude sanitaire. Des sondes du type coaxial sont
utilisées. Le fluide caloporteur descend dans l’anneau de la sonde en contact avec le terrain
et se réchauffe progressivement jusqu’au fond. Le fluide remonte dans le tuyau central. Ce
dernier est souvent isolé dans la partie supérieure pour éviter que le fluide ne se refroidisse
sensiblement.
L’exemple de Thermal 1 à Weggis (voir figure 1.7) permet d’envisager à l’avenir un
accroissement du nombre des sondes géothermiques profondes pour la production d’énergie
thermique, d’autant plus qu’il existe déjà en Suisse 130 forages profonds inutilisés, issus par
exemple de la prospection pétrolière. Le potentiel énergétique relativement élevé exige
toutefois un gros consommateur de chaleur (maison locative, ensemble d’habitations,
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industrie ou serres), devant se trouver si possible à proximité de la sonde pour éviter de
longues conduites de transport de chaleur.
Fig. 1.7
Coupe de la sonde géothermique profonde « Thermal 1 » de Weggis (source:
Polyddynamics Engineering, Zurich).
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Sonde géothermique profonde « Thermal 1 » de Weggis
Type de sonde :
Energie thermique extraite de la sonde :
Energie thermique produite après la pompe à chaleur :
Puissance d’extraction de pointe de la sonde :
Approvisionnement :
coaxial
240'000 kWh/an
270'000 kWh/an
70 kW
3 petits locatifs
1.3.6 Aquifère profond
Les bains thermaux sont certainement la forme la plus ancienne d’exploitation de l’énergie
géothermique. Alors que l’on exploitait initialement les sources d’eau chaude jaillissant en
surface, on n’a pas tardé à en augmenter tant le débit que la température en effectuant des
sondages et en construisant des puits. Des forages géothermiques profonds permettent de
nos jours de pomper de l’eau thermale à la surface et de l’exploiter à diverses fins de
chauffage selon le principe de l’utilisation en cascades.
Si les eaux souterraines profondes ne sont que faiblement minéralisées (moins de 2 g/l) et
s’il est possible d’évacuer l’eau refroidie après l’extraction thermique dans un exutoire – cours
d’eau ou lac –, un seul forage de production suffira alors (forage singlet). Si la teneur
minérale dépasse 2 g/l, un second forage est nécessaire pour réinjecter l’eau refroidie dans
les profondeurs (doublet).
La figure 1.8 illustre le mode de fonctionnement d’un doublet géothermique: un forage de
production amène de l’eau thermale chaude à la surface au moyen d’une pompe immergée;
un échangeur de chaleur ainsi qu’une pompe à chaleur disposée en aval permettent d’obtenir
la température de chauffage désirée. Le circuit de chauffage alimente le consommateur par
une conduite de chauffage à distance. L’eau refroidie est restituée à l’aquifère par un forage
d’injection.
Fig. 1.8
Principe de fonctionnement d’un doublet géothermique
Neustadt-Glewe GmbH, Schwerin, D).
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(source: Erdwärme
La première centrale géothermique de Suisse a été mise en service en 1994 par le réseau de
distribution de chaleur de Riehen (Bâle). Outre 160 immeubles sur territoire suisse, une zone
étendue de nouvelles constructions située de l’autre côté de la frontière, à Lörrach
(Allemagne), a été récemment approvisionnée en énergie géothermique par la centrale
précitée.
Deux installations à pompes à chaleur bibloc servent d’élément central pour l’exploitation de
l’énergie géothermique. Elles consistent chacune en une pompe à chaleur entraînée
électriquement et en une centrale de cogénération chaleur-force. L’exploitation des eaux
souterraines profondes est réalisée par deux forages verticaux (doublet) distants de 1 km.
Les caractéristiques et les performances thermiques de l’installation sont données dans la
table 1.8.
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Centrale géothermique de Riehen
Profondeur forage 1 (production)
1'547 m
Profondeur forage 2 (injection)
1'247 m
Température des eaux souterraines profondes
64 °C
Température de production
62 °C
Débit
20 l/s
Minéralisation
Consommateurs de chaleur
18.2 g/l
Bâtiments à Riehen CH
et Lörrach D
Puissance thermique du circuit géothermique
4.7 MWth
Puissance thermique totale de l’installation
15.2 MWth
Energie thermique géothermique en 1999
36 GWh/an
Table 1.8 Caractéristiques et performances thermiques de l’exploitation géothermique de
Riehen (source: OFEN, 1998 et Rybach et al., 2000).
1.3.7 Eau de tunnel
Les tunnels et les galeries traversant des massifs rocheux drainent les eaux souterraines
qu'ils rencontrent. Ces eaux sont évacuées vers l'extérieur des galeries par des canaux et
sont ensuite dans la plupart des cas déversées dans des cours d'eau. Suivant l'épaisseur de
roches qui recouvre le tunnel, la température des eaux interceptées peut atteindre 30°C,
voire plus. Associée à des débits importants, cette ressource géothermique potentielle peut
être utilisée pour des besoins en chaleur de consommateurs proches des sorties des tunnels.
Il est souvent nécessaire de faire appel à une pompe à chaleur (centrale ou décentralisée)
pour atteindre les températures nécessaires au chauffage de locaux ou de l’eau chaude
sanitaire. Avec plus de 700 tunnels ferroviaires et routiers, la Suisse possède l'une des plus
grandes densités de ce type d'ouvrages
L'Office fédéral de l'énergie a initié dès 1995 une étude du potentiel géothermique des
tunnels et galeries de Suisse. Sur quelques 600 ouvrages recensés, 130 ont été retenus
dans une première évaluation. Dans une deuxième phase, 15 tunnels se sont révélés
intéressants. Les caractéristiques et le potentiel géothermique de ces tunnels sont
énumérées dans la table 1.9. Le potentiel total susceptible d'être exploité atteint 30'000 kW.
Relevons que les deux tunnels de base d'AlpTransit (Lötschberg et Gothard) vont fournir un
potentiel bien plus important encore, en raison de leur longueur et de l'épaisseur du
recouvrement rocheux.
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Tunnel
Type de tunnel
Ascona (TI)
Furka (VS) *
Frutigen (BE)
Gothard (y.c. avant-tunnel) (TI) *
Grenchenberg (portail sud) (SO)
Hauenstein, tunnel de base (SO)
Isla Bella (GR)
Lötschberg (VS)
Mappo-Morettina (TI) *
routier
ferroviaire
galerie de sondage
routier (N2)
ferroviaire
ferroviaire
routier
ferroviaire
routier
galerie-pilote de
Riddes
galerie de sondage
galerie de sondage
ferroviaire
ferroviaire
ferroviaire
Mauvoisin (VS)
Polmengo (TI)
Rawyl (VS)
Ricken (SG) *
Simplon (portail Brigue) (VS)
Verdina (GR)
Débit
d’eau
(l/min)
360
5’400
800
7’200
24’000
2’500
800
731
983
Température Potentiel
de l’eau (°C) thermique**
(kW)
12
150
16
3'758
17
612
15
4'510
13
11'693
19
2'262
15
501
12
305
16
684
600
20
584
600
1’200
1’200
1’380
2’100
20
24
12
13
17
584
1'503
501
672
1'608
29'927
Total (kW)
* Installation de chauffage géothermique en fonction
** Puissance thermique calculée à la sortie du tunnel en refroidissement l’eau à 6°C
Table 1.9 Potentiel géothermique de 15 tunnels ferroviaires, routiers et de galerie de
sondage (source: Vuataz, 2001).
Actuellement en Suisse, il existe six installations de chauffage utilisant la chaleur des tunnels:
St Gothard-N2, Furka, Mappo-Morettina, Hauenstein, Ricken et finalement le Grand St
Bernard, qui n'utilise pas l'eau de drainage, mais l'air chaud de sa galerie.
Tunnel routier du St Gothard, Tessin
Depuis 1979 déjà, le centre d'entretien autoroutier situé à la sortie sud du tunnel routier du
Gothard à Airolo est chauffé et climatisé par la géothermie. En effet, un débit important de
6700 l/min à 15°C s'écoule par le portail sud. Une pompe à chaleur fondée sur le principe
d'une grande surface d'évaporateurs à plaques immergés refroidi l'eau de 2.3°K et fournit
une puissance thermique de 1860 kW. En modernisant cette installation, il serait possible de
refroidir davantage la source de chaleur et de gagner 4000 kW supplémentaires.
Tunnel ferroviaire de la Furka, Valais
Quelques 5400 l/min à 16°C s'écoulent de manière naturelle par le portail ouest du tunnel
ferroviaire de la Furka. Une conduite amène l'eau par gravité au village d'Oberwald. Ensuite,
c'est un système novateur qui a été choisi: un réseau de distribution amène l'eau à 16°C aux
pompes à chaleur de chaque utilisateur. Actuellement, 177 appartements et une salle de
sport communale sont chauffés par la chaleur du tunnel. La puissance totale installée atteint
960 kW.
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Tunnel ferroviaire de Ricken, St Gall
Le portail sud du tunnel de Ricken est situé en bordure du village de Kaltbrunn. Un débit de
690 l/min à la température de 12°C permet, à l'aide d'une pompe à chaleur de chauffer une
salle polyvalente, une salle de gymnastique, une installation de protection civile et une
garderie d'enfants, ce qui représente une puissance de 156 kW et une substitution de 28 t/an
de mazout.
1.3.8 Hot Dry Rock
Depuis les années 70, un certain nombre de programmes de recherche ont été lancés pour
développer la technologie Hot Dry Rock (HDR). Tout d’abord aux Etats-Unis, puis en
Angleterre, ensuite en Allemagne, en France, au Japon et en Suède. Des projets
relativement récents ont débuté en Australie et en Suisse.
Le potentiel offert par la technique Hot Dry Rock est très important. Le département
américain de l’énergie estime que les ressources géothermiques exploitables par cette
technique permettront, lorsqu’elle sera économiquement viable, de satisfaire une fraction
significative des besoins de puissance électrique du pays et ceci pour de nombreux siècles.
Le principe de fonctionnement du Hot Dry Rock est relativement simple. On extrait l’énergie
géothermique d’un réservoir souterrain créé artificiellement en vue de la production de
chaleur et d’électricité. Dans le réservoir géothermique fissuré, l’eau injectée se réchauffe,
puis revient à la surface de la terre par un ou plusieurs forages de production. Un échangeur
de chaleur transfère l’énergie à un deuxième circuit alimentant un turbogénérateur pour
produire de l’électricité. L’utilisation de machines ORC (Organic Rankine Cycle) permet une
production de courant économique déjà à des températures de 100 °C environ en tête de
forage. Une grande partie de la chaleur résiduelle peut être injectée dans un réseau de
chauffage à distance. Un puits d’injection complète le circuit fermé et restitue l’eau refroidie
au réservoir. Le principe de la technologie Hot Dry Rock est illustré dans la figure 1.9.
Fig. 1.9
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Principe de fonctionnement d’un système Hot Dry Rock (source: Häring
Geoproject, Steinmaur).
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Le réservoir géothermique souterrain est créé en élargissant hydrauliquement les systèmes
de fractures naturelles. Après avoir effectué un premier forage à grande profondeur (4’000 –
6’000 m), on injecte de l’eau sous une pression de plusieurs centaines de bars. Pour
maintenir la pression le temps nécessaire à la formation du réservoir (plusieurs semaines),
on injecte de l’eau à mesure que la taille du réservoir se développe. Le développement du
réservoir est détecté par des techniques de mesure micro sismiques. Elles « écoutent »
chaque mouvement de rocher pendant le procéder de stimulation, et permettent de localiser
précisément les sources de chaque émission de façon tridimensionnelle.
Une installation-pilote Hot Dry Rock a été construite à Soultz-sous-Forêts en Alsace et testée
à plusieurs reprises. La production de vapeur est prometteuse. Un projet d’installation pilote
est également étudié intensivement en Suisse. Il prévoit un puits d’injection central et deux
puits de production latéraux qui atteindraient des roches à une profondeur de 5'000 m.
L’objectif est de réaliser une production d’électricité de 20'000 MWh ainsi qu’une production
de chaleur de 100'000 MWh par année. Un critère important dans le choix du site de
l’installation pilote est la prise en charge garantie de la chaleur résiduelle à des fins de
chauffage, justifiant la production d’électricité sur le plan économique.
1.3.9 Stockage de chaleur saisonnier
Dans l’exploitation géothermique, la chaleur terrestre n’est en fait que «consommée». En
revanche, dans le cas du stockage thermique souterrain, nous assistons à un cycle
périodique de charge et de décharge.
Le cycle périodique de charge et de décharge permet l’exploitation combinée des stocks
souterrains pour le chauffage et la climatisation. En hiver, de la chaleur est prélevée du stock
souterrain et utilisée à des fins de chauffage en recourant à une pompe à chaleur. En été, on
exploite les températures relativement basses du stock souterrain pour la climatisation,
permettant ainsi de le recharger.
Le terrain possède de manière générale de très bonnes propriétés de stockage de la chaleur.
Sa chaleur spécifique volumique est de 0.42 à 0.78 kWh/m3K et sa conductibilité thermique
s’étend de 1 à 3 W/mK, voir plus.
Les stocks souterrains «diffusifs» exploitent le sol saturé d’eau ou sec. Avec l’aide de
capteurs solaires, de la chaleur solaire est stockée dans le sol en recourant à des champs de
sondes géothermiques (voir figure 1.10). Pour un stockage saisonnier, nous avons besoin en
Suisse d’un volume de terrain de 5 à 10 m3 par m2 de surface de capteur solaire. A la place
de l’énergie solaire, il est possible d’utiliser les rejets de chaleur d’exploitations industrielles.
La distance entre les sondes peut varier de 2 à 6 m en fonction de la configuration du sol et
de l’application utilitaire. De même, il est possible d’utiliser des installations de pieux
énergétiques comme accumulateurs de chaleur et de froid.
Fig. 1.10
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Stockage de chaleur souterrain utilisé pour le stockage saisonnier de l’énergie
solaire (source: OFEN, 1998).
Par analogie, dans le cas du «stockage en aquifère», de l’énergie solaire ou des rejets de
chaleurs sont collectés dans un terrain aquifère approprié. En hiver, la chaleur stockée est à
disposition à des fins de chauffage. Les coûts d’investissement d’un stockage en aquifère
sont nettement moindres que ceux d’un stock souterrain diffusif.
Les conditions climatiques régnant dans notre pays sont particulièrement favorables à un
stockage de chaleur, respectueux de l’environnement. Le stockage saisonnier d’énergie aura
donc un rôle important à jouer à l’avenir.
Applications pratiques
Il existe actuellement quelque 15 installations de stockage saisonnier en Suisse. Un exemple
classique est le stockage souterrain diffusif du Collège de Peseux à Neuchâtel. Il est
composé de 30 sondes géothermiques d’une longueur de 60 m, exploitant un volume de
terrain de 22'500 m3.
Pour des raisons de sécurité, les routes, ponts, rampes de chargement, etc. doivent être
maintenus libres de tout verglas, passagèrement ou continuellement. Les stockages
souterrains s’y prêtent parfaitement. En été, les surfaces extérieures sont fortement
réchauffées par le soleil. Cette énergie est stockée dans le sol et utilisée en hiver pour lutter
contre le verglas.
Une telle installation de grande envergure évite la formation de verglas sur un pont de
l’autoroute A8 près de Därligen, peu avant Interlaken. Elle travaille sans pompe à chaleur.
Dans le passé, la formation de verglas a causé de nombreux accidents à cet endroit. Autre
avantage de la solution adoptée: la chaussée est refroidie en été du fait du soutirage de
chaleur, ce qui empêche la formation de fissures dans le revêtement en asphalte.
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2. GRANDEURS ET PROCESSUS PHYSIQUES
Le but de ce chapitre n’est pas de donner une liste exhaustive de toutes les grandeurs et de
tous les processus physiques qui sont liés à la géothermie mais de mentionner les plus
importants relativement aux thèmes développés dans ce cours. Il s’agit de mentionner
quelques notions de base sans entrer dans les détails.
2.1 Conversions d’unité
De manière générale, il est souvent utile de connaître les facteurs de conversion entre
diverses unités utilisées pour mesurer une quantité d’énergie. La table 2.1 contient les
facteurs de conversion les plus utilisés.
Unité de mesure d’énergie du système international : J (Joule)
1J
1 kJ
(k : kilo)
1 MJ (M : méga)
1 GJ (G : giga)
1 HJ
1 PJ
(H : hexa)
(P : péta)
1 cal (calorie)
Ù
1 W s (Watt seconde)
Ù
103 J Ù
1/3.6 Wh
Ù
0.2778 Wh (Watt heure)
Ù
106 J Ù
1/3.6 kWh
Ù
0.2778 kWh
1/3.6 MWh
Ù
0.2778 MWh
Ù
Ù
Ù
Ù
9
10 J Ù
12
J Ù
1/3.6 GWh
Ù
0.2778 GWh
15
J Ù
1/3.6 HWh
Ù
0.2778 HWh
10
10
4.186 J
Ù
1 tep (tonne équivalent pétrole)
Ù
1 tonne de pétrole brut
7.3 barils
1 tep
Table 2.1
Ù
-3
3.968 10 Btu (British thermal unit)
1 toe (tonne oil equivalent)
Ù
1'160 litres (1 baril Ù 159 litres)
Ù
42.244 GJ
Ù
10.093 Gcal Ù
Unité d’énergie et facteurs de conversion.
2.2 Transport de chaleur
On distingue trois mécanismes de transport de chaleur :
•
•
•
transport de chaleur par radiation ;
transport de chaleur par convection ;
transport de chaleur par conduction.
Le transport de chaleur par radiation ne nous intéresse pas ici.
40.047 106 Btu
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Transport de chaleur par convection
Le transport de chaleur par convection, au niveau macroscopique, est un transport d’énergie
thermique par déplacement de matière, généralement un fluide. On distingue souvent entre
convection libre ou naturelle et convection forcée. La convection libre est créée à
l’intérieur d’un système par des variations de température qui se répercutent directement sur
la densité du fluide considéré, dont la distribution spatiale induit des variations de pression
par effet de gravité qui sont à l’origine de déplacements. La convection forcée est induite par
des mécanismes qui influencent directement le champ de pression ; par exemple, une
pompe de circulation permet de faire circuler (par convection forcée), un fluide dans un circuit
hydraulique. Les transports de chaleurs par convection dépendent de multiples facteurs (type
de problème, géométrie, conditions aux bords, etc.) et font souvent intervenir à la fois des
phénomènes de convection libre et forcée (par exemple convection due au vent, ou
convection de l’eau souterraine dans un aquifère ou un milieu poreux).
Dans le cas d’une sonde géothermique qui traverse un milieu poreux saturé en eau, on
distingue généralement entre les mécanismes de convection forcée, qui peuvent être
engendrés par un mouvement régional de l’eau souterraine, et les mécanismes de
convection libre, qui peuvent être induits localement dans le voisinage de la sonde, en raison
des gradients de température radiaux créés par les transferts de puissance thermique.
Très souvent on est intéressé à la puissance thermique échangée par un fluide caloporteur
déplacé par convection forcée. La relation 2.1 permet de la calculer en terme de variation de
température et de débit :
& cp Fluid (Tfout - Tfin )
Q = m
•
•
•
•
•
(2.1)
Q : puissance thermique échangée (W) ;
& : débit massique du fluide caloporteur (kg/s) ;
m
cpFluid : capacité thermique massique du fluide caloporteur (J/kgK) (eau ≈ 4.18
kJ/kgK);
Tfout : température du fluide après le transfert de chaleur (°C ou K) ;
Tfin : température du fluide avant le transfert de chaleur (°C ou K) .
Transport de chaleur par conduction
Le transport de chaleur par conduction a lieu à l’intérieur de la matière. Il se propage par
chocs successifs entre les molécules. Comme la température de la matière est en quelque
sorte une mesure du degré d’agitation de ses molécules, on comprend que le transport
d’énergie thermique par conduction ne peut avoir lieu que s’il existe des variations spatiales
de température.
La loi de Fourier traduit la relation de proportionnalité entre le flux de chaleur qui a lieu par
conduction et le gradient de température ; l’intensité du gradient de température est une
mesure de la variation de température par unité de longueur. Le facteur de proportionnalité
est la conductibilité thermique de la matière considérée. Pour un transport de chaleur
unidirectionnel dans un milieu uniforme, la relation de Fourier s’écrit avec la relation 2.2.
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Q / A = λ grad T = λ
•
•
•
dT
dx
(2.2)
Q / A : flux de chaleur ; il est une puissance thermique par unité de surface A (W/m2) ;
le plan de la surface A est perpendiculaire à la direction du flux de chaleur ;
λ : conductibilité thermique du milieu (W/mK) ;
grad T : gradient de température dans la direction x, correspondant à la direction du
flux de chaleur (K/m) ; pour un point donné, il représente la variation de température
du milieu par unité de longueur.
L’équation de la chaleur est obtenue en faisant un bilan énergétique d’un petit volume de
matière infinitésimal. L’apport net d’énergie thermique est responsable de la variation
d’énergie interne de ce volume. L’équation 2.3 donne l’équation de la chaleur pour un milieu
uniforme dont la conductibilité thermique ne dépend pas de la température :
∂T
= a ∇ 2T
∂t
•
•
•
(2.3)
T : champ de température tridimensionnel (°C ou K) ;
t : temps (s) ;
a : diffusivité thermique du milieu (m2/s).
La diffusivité thermique est définie par le rapport de la conductibilité thermique λ par la
capacité thermique volumétrique ρC (cf. relation 2.4).
a =
•
λ
ρC
(2.4)
ρC : capacité thermique volumétrique du milieu (J/m3K).
Pour les types de sols et de roche les plus courants, l’ordre de grandeur de la diffusivité
thermique est de 10-6 m2/s.
2.3 Propriétés physiques
Pour les transferts de chaleur par conduction, les propriétés physiques les plus importantes
des sols et des roches sont la conductibilité thermique λ et la capacité thermique
volumétrique ρC. Dans la table 2.2, les valeurs des roches les plus courantes sont données à
titre indicatif (VDI 4640, 2000).
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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 2.1
Conductibilité 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
Conductibilité thermique et capacité thermique volumétrique de différents types
de roche.
Pour les transferts de chaleur par convection, c’est la perméabilité du terrain qui est un
paramètre important. Le gravier, très fortement perméable, laissera passer facilement de
l’eau souterraine sous l’effet d’un gradient hydraulique, tandis que l’argile, très peu
perméable, aura tendance à l’empêcher de s’écouler.
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2.4 Gradient et flux géothermiques
La température s'élève avec la profondeur, ce qui permet de définir un gradient de
température, appelé gradient géothermique. Il est souvent définit comme l'élévation de
température correspondant à une augmentation de profondeur de 1 km. Les valeurs
moyennes de ce gradient sont de 20 à 30 °C par kilomètre.
La surface de la Terre reçoit ainsi de l'intérieur un flux de chaleur. Ce flux d'énergie, appelé
flux géothermique, vaut en moyenne 0.06 W/m2 environ. Il varie d'un point à un autre du
globe ; les valeurs importantes correspondent aux limites des plaques (dorsale, zone de
subduction) ; les valeurs sont par contre plus faibles pour les vieux boucliers (Bouclier
canadien, par exemple). La plupart des valeurs du flux géothermique se situent entre 0.02 et
0.12 W/m2. Il a pour origine la chaleur résiduelle de la formation de la planète et la production
de chaleur due à la désintégration d’isotopes radioactifs ; (l’ordre de grandeur de cette
production de chaleur est de quelques µW/m3 (10-6W/m3), et dépend du type de roche en
question).
Le flux géothermique ne se mesure pas directement, mais est obtenu à partir du gradient
géothermique et de la conductibilité thermique (avec la relation 2.2). Les déterminations du
flux géothermique nécessitent des corrections pour différentes perturbations potentielles du
système, telles que la circulation des eaux souterraines, les effets climatiques,
topographiques et autres. L'histoire climatique a perturbé le flux de chaleur. On estime que,
pour le continent Nord Américain, la dernière glaciation a réduit de 20% le gradient
géothermique à proximité de la surface.
2.5 Influence de la surface sur les températures du terrain
Un bilan énergétique à la surface du sol fait intervenir de nombreux phénomènes physiques
et forts divers (météorologie (température de l’air, radiation solaire, pluie, neige, etc.),
topographie, occupation du sol, évapotranspiration de la végétation, etc.). Tous ces
phénomènes conditionnent les transferts de chaleur en surface et influencent la température
du terrain à son voisinage.
Il n’est pas question de donner ici une description complète de ces phénomènes. Un
paramètre important est la température moyenne annuelle de l’air ambiant. La température
moyenne annuelle du terrain vers la surface est généralement proche de cette dernière.
Dans cette section, on aimerait montrer l’influence des variations journalières et saisonnières
de la température de l’air ambiant sur les températures du terrain proche de la surface. Cette
influence est illustrée en résolvant l’équation de la chaleur 2.3 pour un milieu semi infini et
homogène, soumis à la surface à une variation sinusoïdale de température. La solution de ce
problème est l’équation classique d’une onde de chaleur (cf. relation 2.5).
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T(z, t) = To + dTo ⋅ exp(- z /δ ) ⋅ cos(ω (t-t o ) - z /δ )
•
•
•
•
•
•
•
(2.5)
T(z,t) : température du terrain (°C) à la profondeur z (m) et au temps t (s);
To : température moyenne à la surface du terrain (°C);
dTo : amplitude de la variation de température sinusoïdale en surface (K) ;
ω = 2π / T : pulsation de la variation sinusoïdale, déterminée par sa période T (rad/s) ;
δ = 2a / ω = a T/ π : profondeur de pénétration de l’onde de chaleur (m) ;
a : diffusivité thermique du milieu (m2/s) ;
to : temps pour lequel la température est maximale en surface (s).
L’équation de l’onde de chaleur 2.5 montre que l’amplitude des variations de température
dans le terrain est atténuée avec un facteur qui décroît exponentiellement avec la profondeur
(exp(-z/δ)). Ce facteur est conditionné par la profondeur de pénétration de l’onde de chaleur
δ, qui ne dépend que de la diffusivité thermique du terrain a et de la période T de l’onde de
chaleur. A une distance égale à la profondeur de pénétration, l’amplitude de l’onde de
chaleur est réduite d’environ 1/3 (facteur d’amortissement de 1/e ≈ 0.36). Elle est réduite d’un
facteur 10 à 2.3 profondeurs de pénétration. Dans la table 2.2, l’influence de la période de
l’onde de chaleur est montrée (une diffusivité thermique du terrain de 10-6 m2/s est
supposée).
Période de l’onde
de chaleur
1 heure
1 jour
1 semaine
1 mois
1 année
Profondeur de pénétration
0.03 m
0.17 m
0.44 m
0.91 m
3.17 m
Profondeur pour une réduction d’un
facteur 10 de l’amplitude de l’onde de
chaleur
0.08 m
0.38 m
1.01 m
2.10 m
7.29 m
Diffusivité thermique du terrain fixée à 10-6 m2/s
Table 2.2
Influence de la période d’une onde de chaleur sur la profondeur de pénétration et
l’amortissement de l’onde de chaleur.
Les variations journalières de la température induisent des variations de température qui ne
sont plus significatives au-delà de 1 mètre de profondeur. Ce sont les variations de
température saisonnières qui se répercutent le plus profondément, bien que l’effet soit limité
aux premiers 10 à 20 m. La figure 2.1 permet d’illustrer l’influence de la surface sur le profil
de température vertical au cours d’une année. L’exemple est calculé en considérant une
variation sinusoïdale de la température en surface comprise entre 0 et 20°C.
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0
janvier
juillet
Profondeur [m]
5
avril
octobre
10
diffusivité
thermique du
-6
2
terrain: 10 m /s
15
20
0
5
10
15
20
Température [°C]
Figure 2.1 Influence calculée de la température en surface sur le profil de température
vertical dans le terrain au cours d’une année.
Des températures de terrain mesurées dans un forage vertical proche de la surface montrent
un comportement thermique similaire (figure 2.2).
Figure 2.2 Profils de température de terrain mesurés dans un forage vertical à Schwalbach
en Allemagne (source : Sanner).
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3. BOREHOLE HEAT EXCHANGER 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 3.1) 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 3.1 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
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(Claesson and Eskilson, 1987a; Eskilson, 1987). Eskilson also found analytical solutions of
the heat conduction equation for a single borehole exchanger. They will help us to better
understand the long-term thermal process in the ground, the spatial extension of the thermal
perturbation and the origin of thermal heat in the case of pure heat conduction and for heat
extraction only.
3.1 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 3.2a 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.
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2a: before
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)
q geo (W/m2)
Figure 3.2 Definition of the thermal problem related to a single borehole heat exchanger (of
active length H) in the case of pure heat conduction in a homogeneous ground.
In figure 3.2b, 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 (cf. equation 2.3 and 2.4). 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 3.3).
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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)
Figure 3.3 The influence of the borehole heat extraction is treated as a temperature
perturbation.
The problem has been solved by Eskilson who approximated the borehole with a finite line
sink. The zero temperature at the ground surface is obtained by adding a finite mirror source
(Claesson and Eskilson, 1987b). The transient analytical solution is (equations 3.1 and 3.2):
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
(3.1)
(3.2)
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 (3.3).
erfc(x) =
2
π
∞
∫e
-µ 2
dµ
(3.3)
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 3.4).
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Tq1s (r, z) = -
D+ H
q1
4π λ
∫
D
1 1

-  ds
 r+ r− 
(3.4)
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 3.5 and 3.6):

 D 
 D + H 
Q s (t) = q1 4 a t  ierfc
 - ierfc
 
 4at 
 4 a t 

ierfc(x ) =
1
π
e - x - x erfc(x )
2
(3.5)
(3.6)
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 3.1).
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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 3.1 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 3.1 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.
3.2 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 3.7).
Tb(t) = Tm -
q1
2π λ
g(Es, rb /H)
(3.7)
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 3.8). The borehole radius is rb.
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ts =
H2
9a
(3.8)
For times greater than ts, Eskilson approximated the g-function of a single borehole (equation
3.9) 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)
(3.9)
5 rb2
< t < t s ), Eskilson established
a
a radial solution with the help of an infinite line source. The lower limit, which is typically a few
hours, is due to the line source approximation (see equation 3.10).
The maximum deviation is 7% at Es = 1. For smaller times (
g(
 H
5 rb2
< Es < 1, rb /H) = ln
a ts
 2 rb
 1
 + ln(Es)
 2
(3.10)
The time ts is actually defined by the time where the two approximations intersect. For the
example given above, the time ts corresponds to about 50 years.
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 3.4 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.
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Figure 3.4 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 3.11 (Claesson and
Eskilson, 1987a).
r 
g(Es , r1/H, ...) = g(Es , rb /H, ...) - ln 1 
 rb 
(3.11)
3.3 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 3.12, Hellström, 1991).
Tb - Tf = q ⋅ R *b
Tf =
1
(Tfin + Tfout )
2
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(3.12)
(3.13)
• Rb* :
effective borehole thermal resistance of the borehole heat exchanger
[K/(W/m)];
• Tf :
mean fluid temperature defined by relation (3.13). 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.
3.4 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 3.5, an annual evolution is shown. The constant component q1 is the mean heat
extraction rate that corresponds to the annual thermal energy extracted. A periodic heat
extraction rate qp is superposed to represent the seasonal variations. Integrated during the
period, the net thermal energy transferred is zero. When the heat extraction rate is maximum,
a short term heat extraction rate qm is superposed, so that the total heat extraction rate
corresponds to the design heat rate when the heat pump is operating. The duration of this
pulse is denoted tm (typically a few days). The net energy extracted by this pulse is negligible.
With data from the previous example in section 3.1, q1 = 7.7 W/m, qp = 20 W/m and qm = 9.8
W/m (q1 + qp + qm = 37.5 W/m).
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Heat extraction rate [W/m]
40
qm
30
20
qp
10
q1
0
Time (one year)
Figure 3.5 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
3.14.
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
(3.14)
The minimum fluid temperature Tf,min is the average fluid temperature defined by relation
(3.13). To determine for example the minimum inlet fluid temperature, the equation for the
heat rate extracted by the heat carrier fluid is used. According to relation 2.1:
& ⋅ cp Fluid ⋅ (Tfout − Tfin )
q⋅H = m
•
•
•
(3.15)
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 3.14 are explained below (see equation 3.7 for Tm).
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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 3.7 the expression is:
R g -func (t dim ) =
1
2π λ
(3.16)
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 3.8.
In the case of a single borehole and for the stationary state, relation 3.9 can be used:
R g -func-single (t = ∞ ) =
 H
ln
2π λ
 2 rb
1
Data from example in section 3.1 gives:



(rb << H)
(3.17)
Rg-func-single
= 0.458 K/(W/m)
q1 Rg-func-single = 3.53 K
The seasonal influence Rperiodic-max
The thermal problem of a periodic heat extraction from a single borehole heat exchanger has
been solved by Claesson and Eskilson (1987b). The influence radius of this periodic solution
is only a few meters from the borehole for an annual variation. The solution can be applied to
multiple heat extraction boreholes if the smallest distance between the borehole Bmin satisfy
criterion (3.18).
B min > 0.7 a T
(3.18)
The period T is one year. The maximum influence of the periodic component is calculated
with relation 3.19.
R periodic-max =
rpb' = rb
•
•
2 /δ
1
2π λ
(ln(2 / r
'
pb
) − γ ) + π 2 / 16
and
γ is the Euler number, γ = 0.5772;
δ is the penetration depth (see also relation 2.5).
2
δ = a T/ π
( rpb' < 0.1 )
(3.19a)
(3.19b)
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rpb' = 0.025 m
Rperiodic-max
= 0.257 K/(W/m)
qp Rperiodic-max = 5.13 K
The short-term influence Rpulse(tm)
The short term pulse corresponds to a constant heat extraction rate at the nominal power of
the heat pump. This pulse lasts typically a few days. It will decrease the fluid temperature to
its minimal value. The short duration of this pulse allows us to use the line source solution
(3.10) 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
4 π λ   rb 2
 2

 
 −γ 

 
(3.20)
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 3.14.
Borehole thermal resistance of 0.1 K/(W/m)
q1 + qp + qm
(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 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.
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Dimensioning the total borehole length H
Dimensioning using formula (3.14) 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 (3.14) 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).
3.5 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). 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 http://www.waermepumpe.ch/fe. 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.
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4. GROUND COUPLED SYSTEM SIZING
A ground coupled system uses the ground either as a heat source for heating purposes or as
a heat sink for cooling purposes. Both uses can be combined for heating and cooling
purposes. In chapter 1 an overview of such systems was presented. In this chapter,
emphasis is given to borehole heat exchanger systems. General guidelines can be found in
the VDI-Richtlinie 4640 (part 1, 2000; part 2 and 3, 2001) or in the SIA documentation D0136
(1996) and D025 (1988).
4.1 General sizing considerations
Sizing of a ground coupled system requires:
•
Calculation of the annual energy demand and thermal power requirements (heating
and/or cooling), and determination of the temperature levels of the thermal energy
distribution (standard building codes can be used).
•
Determination of the heat and power requirements for the ground coupled system. For
example, the size of a heat pump is chosen according to the heat requirement. It will
impose a heat power and an annual energy extraction which condition the borehole
heat exchanger size.
•
Knowledge of the local ground properties (geology and hydrogeology).
In the design process, two cases are differentiated:
•
Short-term influence (operation of the plant with maximum output).
•
Long-term influence (long-term operation of the plant with medium output).
In both cases, the temperatures prescribed by the plant (for example minimum evaporation
temperature of a heat pump) and the temperature limits determined by the ground must be
observed.
Thermal use of ground water or the ground itself requires an authorization from local
authorities.
4.2 Small systems
Small systems are arbitrary defined as systems whose heating capacity is below 30 kW. It
concerns mainly single family houses and small multifamily houses. Few borehole heat
exchangers are normally required. The design and planning can mostly be carried out on the
basis of assumptions and estimates. If a detailed geological and hydrogeological
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underground assessment or geophysical measurements are required, an appropriate
specialist firm or consultant should be commissioned.
The VDI Richtlinien 4640 (part 1, 2000; part 2 and 3, 2001) provides some design rules
based on experience and calculation. Table 4.1 contains possible specific extraction values
for borehole heat exchangers. They are valid for a series of conditions given with the table.
Extrapolations to other conditions should be done with cautiousness.
Underground
General guideline values
Poor underground (dry sediment)
(λ<1.5 W/mK)
Normal rocky underground and water saturated
sediment
(λ<1.5 – 3 W/mK)
Consolidated rock with high thermal conductivity
(λ>3.0 W/mK)
Specific heat extraction
for 1800 h/y
for 2400 h/y
25 W/m
20 W/m
60 W/m
50 W/m
84 W/m
70 W/m
<25 W/m
<20 W/m
Individual rocks
Gravel, sand, dry
Gravel, sand, water saturated
For strong groundwater flow in gravel and sand, for
individual systems
Clay, loam, damp
65 – 80 W/m
55 – 65 W/m
80 – 100 W/m
80 – 100 W/m
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
The values can vary significantly due to rock fabric such as crevices, foliation, weathering, etc.
The values are valid for:
• Only heat extraction (heating which may include hot water)
• Length of the individual borehole heat exchangers must be between 40 and 100 m
• Smallest distance between two borehole heat exchangers must be:
at least 5 m for borehole heat exchanger lengths of 40 to 50 m
at least 6 m for borehole heat exchanger lengths of > 50 m to 100 m
• Double U-pipes or coaxial heat exchanger whose diameter is at least 60 mm
• Not valid for a large number of small systems on a limited area.
Table 4.1
Possible specific extraction values for borehole heat exchangers (source VDI
Richlinien 4640, part 2, 2001).
Design values in table 4.1 imply that the minimum fluid temperature drops below 0°C. In
borehole heat exchangers where pure water is used for the heat carrier fluid, freezing is not
allowed. Calculations are necessary to find out and control the viability of such a concept. In
general, calculations are required for all cases whose characteristics are too far from those of
the pre-calculated ones.
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4.3 Large systems
In the case of large systems, arbitrarily defined by a heating capacity greater than 30 kW, the
correct design must be proven using calculations. A calculation should be detailed enough to
be able to simulated short-term effects and performed during years or even the life-time of
the system in order to take into account long-term effects.
An exact calculation of large ground source heat pump systems can only be carried out using
numerical simulations. This is particularly necessary for complex systems in which the
borehole heat exchangers can influence each other or in cases where the groundwater flow
should be incorporated. Such methods are also suitable for statements on the long-term
behaviour and for influencing the wider environment of borehole heat exchanger systems.
Principally, two methods are suitable for the simulation of the heat transport and the
groundwater flow in the underground:
•
Finite differences (more simple mathematical formulae).
•
Finites elements (greater spatial flexibility).
For both methods there are software packages that enable the solving of the design task (see
for example section 3.5). However, such calculations should only be carried out by people
with sufficient experience in numerical simulations so that mathematical problems can be
identified and reliable results achieved.
4.4 Long term effects
For typical borehole heat exchangers (length of about 100m), the long term influence of
neighbouring borehole heat exchangers normally appears after several years of operation,
and approaches asymptotically a stationary state. Depending on the number of boreholes
involved, it may take from several tens up to several hundred of years before the magnitude
of the influence stabilises.
The long term influence of thermally interacting boreholes has been addressed by Claesson
and Eskilson (1987c) in the case of pure heat conduction in the ground. Based on analytical
solutions, he established simple, conservative and qualitative rules, which are also valid for
the stationary state:
•
the boreholes can be considered as independent from each other if the spacing B is
greater than the borehole length H. The thermal influence is always negligible.
•
the thermal influence is always small if the spacing B is comprised between H/2 and H.
On the other hand, Kälin and Hopkirk (1991) made a study about the minimum spacing
between two GCHP systems. They recommend that the spacing should never be below 5 m.
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For borehole spacing comprised between 5 m and H/2, and a for a specified period of time,
the influence may or may not be neglected and has to be quantified. The seasonal influence
between the boreholes can normally be neglected with a spacing greater than 5 m (criterion
given by relation 3.18 fulfilled). The long term influence is then estimated with the help of gfunctions. Calculated for a given borehole configuration, the g-functions determine, together
with the ground properties, the time evolution of the borehole wall temperature induced by the
annual-averaged heat extraction rate. Comparisons with the borehole wall temperature that
would be obtained with the g-function of a single borehole gives the thermal influence of the
borehole interaction, quantified as a temperature drop on the borehole wall (or the heat
carrier fluid). This temperature drop induces a reduction of the average performance
coefficient of the heat pump and can be expressed in terms of a thermal performance
decrease of the GCHP system; a decrease of 2 K in the heat pump evaporator can be
obtained for a given borehole spacing, time period and average heat extraction rate. This
decrease reduces the performance coefficient (COP) of about 0.15 – 0.20, which is about 5%
of a typical annual performance coefficient (COP of 3 to 4). In this case the system would
require about 5% more electric energy to provide the same thermal energy output.
Example of two neighbouring houses with one borehole heat exchanger each
Let us take a single borehole heat exchanger with data from the example of section 3.1 for
the heating of one house. We would like to assess the influence of an identical neighbouring
borehole heat exchanger system after 50 years (with the same annual thermal energy
extracted from the ground). The influence can be estimated with the g-function family for the
two-boreholes configuration shown in figure 3.4. As the timescale ts is about 50 years, the gfunctions have to be evaluated at the abscise 0 (ln(Es=1)=0). The mean borehole
temperature can directly be calculated with the g-functions, as the ratio rb/H = 0.06/120 =
0.0005 is equal to that of the g-functions (otherwise relation 3.11 is used). In table 4.2 the
influence is shown in relation to the borehole spacing.
g-function after
50 years
Infinite spacing (1 borehole)
6.4
Average borehole
temperature Tb after
50 years*
8.23 °C
Reduction of the
ground source
temperature
0K
Spacing of 36 m (B/H=0.3)
6.8
8.03 °C
0.2 K
7.6
7.62 °C
0.6 K
8.2
7.31 °C
0.9 K
*temperature that would be obtained if the heat extraction rate was constant during the year
Table 4.2
Influence after 50 years of two neighbouring single borehole heat exchanger
systems, data according to example of section 3.1.
The g-function families can also be processed to produce a set of graphics for a quick
estimation (Pahud et al., 2002). Figure 4.1 gives an example.
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Borehole configuration
Two boreholes
B
Length of each borehole
100 m
Ground thermal conductivity
2.0 W/mK
Calculation parameters
H borehole
100 m
2.0 W/mK
λ borehole
C ground
2.4 MJ/m3K
a ground
0.8 10-6 m2/s
qo
10 W/m
Time scale:
(ts = H2/9a )
42 years
Long term influence of the two 100m boreholes
relative to a single one of 100m
0.0
0.0
-1.0
-0.1
-1.5
-2.0
-0.2
-2.5
after 5 years
after 10 years
after 25 years
after 50 years
after 100 years
after 200 years
-3.0
-3.5
-4.0
-0.3
COP drop / -
Additionnal temperature drop / K
-0.5
-0.4
-4.5
-5.0
0
10
20
30
40
50
60
70
Borehole spacing B / m
80
90
-0.5
100
Figure 4.1 Graphical representation example of long term influence of a two-borehole
configuration (source: Pahud et al., 2002).
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Compared to the example, the long term influence shown in figure 4.1 are larger due to the
larger mean annual heat extraction rate (10 W/m instead of 7.7 W/m) and the lower ground
thermal conductivity (2.0 W/mK instead of 2.4 W/mK). However corrections for these two
parameters can be applied. As the long term influence is proportional to the average heat
extraction rate (see relation 3.7), the values read from the graphic have to be corrected by
the factor q1/qo = 7.7/10 = 0.77. Assuming that the dependence of the g-function with the
ground thermal conductivity is weak, the long term influence is inversely proportional to the
ground thermal conductivity. The correction factor is (2.4/2.0)-1 = 2.0/2.4 = 0.83. In table 4.3,
the long term influences calculated for the example are estimated with figure 4.1.
Borehole
spacing
36 m
Temperature
reduction from
figure 4.1
0.3 K
12 m
0.9 K
6
Table 4.3
Correction for q1
Correction for λ
x q1/qo = 0.77
x 2.0/2.4 = 0.83
Long term influence
from table 4.2
0.23
0.19
0.20 K
0.69
0.58
0.61 K
1.5 K
1.16
0.96
0.92 K
Influence after 50 years of two borehole heat exchangers estimated with graph of
figure 4.1; data according to example of section 3.1.
As previously said, the long term influence of neighbouring borehole heat exchangers is
directly proportional to the net yearly average heat extraction rate q1. A summer thermal
recharge of the ground (with waste heat, cooling, unused solar gains or else) decreases q1
and thus the magnitude of the long term thermal influence. Another possibility to decrease q1
is to increase the total borehole length.
Example of a residential area with ground coupled heat pump systems
A relatively new trend in the Netherlands and Germany is the use of ground coupled heat
pump systems in residential building projects. Large numbers of houses (50 or more) are built
in a limited area and equipped with ground coupled heat pumps for heating purposes only.
Figure 4.2 shows an example of residential area development in Werne, Germany (Sanner,
2000).
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Figure 4.2 Proposition of borehole heat exchanger arrangement for the Werner residential
area project. A single borehole heat exchanger of 120 – 145 m is foreseen per
house. About 130 family houses are planed (source: Sanner, 2000).
The key of the design process is not to over-exploit the ground thermal heat and to maintain
suitable temperature levels to keep the heat source for a longer period. Depending on the
heat load of the houses and the distance between houses, the length of the borehole heat
exchanger should be increased to reach a larger ground volume. In figure 4.3, a calculated
example is shown, based on 60 houses. Each house has a supposed head load of 7 kW, an
operating time of 1800 hours per year and two borehole heat exchangers. A distance of 15 m
between the heat exchangers means a total area for the house, garden, street, etc. of 450
m2, which is not uncommon in dense building areas.
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Figure 4.3 Calculated influence of the borehole spacing on the borehole length for a
residential area with 60 houses. Each house is heated with a ground coupled
system involving two borehole heat exchangers (source: Sanner, 1999).
The borehole length increase with a 15 m spacing is 60 – 70% relative to a single and
isolated ground coupled heat pump after 30 years. The increase drops to 30 – 40% with a 20
m spacing. The calculation did not take into account a thermal recharge of the ground with
waste heat nor a possible ground water flow. The effect of a ground water flow would be
positive for the houses upstream and possibly negative for those in the flow direction.
4.5 The geothermal response test
The local geological and hydrogeological ground properties are determinant for the design
and the thermal performance of a ground coupled system. For larger systems, in an unclear
geological-hydrogeological situation, a pilot borehole should be carried out. This drilling
should be geophysically logged if necessary. It can usually be used later as a borehole heat
exchanger.
When many borehole heat exchangers are planned (typically more than 10), a so-called
“geothermal response test” is recommended. The results of a response test are the in situ
determination of the average ground thermal conductivity and the effective thermal resistance
of the tested borehole heat exchanger. The initial mean ground temperature along the
borehole is also measured. These in situ measurements have the advantage to be done in
“real conditions” (natural degree of humidity in the ground, average properties along the
borehole length, etc.). A geothermal response test allows the planer to secure the design
process and, in certain cases, save money if fewer boreholes are required.
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The response test is performed by injecting a constant thermal power into the ground (cf.
relation 4.1) and by measuring the fluid temperature response over time t (Tfin(t), Tfout(t)).
0 for t < 0
q(t ) = 
q c for t ≥ 0
•
(4.1)
qc : constant heat injection rate used for the response test [W/m].
During the test, the heat transfers in the vicinity of the borehole are essentially radial and
relatively constant along the borehole. The solution for a thermal line source allows us to
write an equation for the evolution of the mean fluid temperature Tf(t) (Eskilson et al., 1987).
Tf (t) - Tm =
=
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
 4at
⋅ ln 2
4 π λ   rb
qc
 
 - γ  + q c ⋅ R b* =

 
 *
 4a
1
⋅ ln(t) + q c ⋅ R b +
⋅  ln 2
4π λ
4 π λ   rb

qc
 
 - γ 
 
 
(4.2)
Tf : mean fluid temperature, defined by arithmetic mean of inlet Tfin and outlet Tfout (°C).
Tm : undisturbed ground temperature, before heat injection (°C).
qc : constant heat injection rate (W/m).
t : time counted from the beginning of the heat injection qc, t > 0 (s).
λ : ground thermal conductivity (W/mK).
ρC : ground volumetric heat capacity (J/m3K).
a = λ/ρC : ground thermal diffusivity (m2/s).
rb : borehole radius (m).
γ : Euler constant = 0.5772.
Rb* : effective borehole thermal resistance (K/(W/m)).
2
5rb
, so that the borehole thermal capacity can be
a
disregarded in the line source approximation. The evolution of the fluid temperature Tf(t) is
linear in relation to ln(t). The slope of the line, φ, allows us to evaluate the ground thermal
conductivity λ (cf. relation 4.3).
Equation 4.2 is valid for time t greater than
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λ =
qc
4π φ
(4.3)
The effective borehole thermal resistance is then assessed on the basis of equation (4.2),
once the ground thermal conductivity is known. This requires knowledge of the ground
volumetric heat capacity, which can normally be deduced with adequate precision from the
geological data of the site. The undisturbed ground temperature must also be known. It is
obtained before beginning the test from the measurement of the fluid temperature when the
fluid is circulated through the borehole without heating.
A geothermal response test lasts at the minimum 2 to 3 days. A week duration is
recommended. Time is required until the ground “response” to the heat wave from the
borehole fully develops. In figure 4.4, a test device and layout is shown as example.
Datalogger
Pump
Tfin
Temp.
Tfout
C
Flow
rate
Boiler
CE
Borehole
Figure 4.4 Example of geothermal response test device (source: Pahud and Matthey, 2001).
In situ measurements offer an unique chance to compare the thermal performances of
different types of borehole heat exchangers. Measured borehole thermal resistances of
double U-pipe heat exchangers are shown in table 4.4. It is also useful to compare them with
calculated values. The calculations were made with the Earth Energy Designer programme
(Hellström and Sanner, 2000), based on the geometric and thermal characteristics of each
borehole heat exchanger.
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Double U-pipe borehole heat
exchanger
Bore 1, Peseux, diameter: 13cm,
bentonite without spacers
bentonite with spacers
Bore 3, Peseux, diameter: 13cm, 50%
sand + bentonite with spacers
quartz sand with spacers
Bore east, Kloten, diameter: 12cm,
Bore west, Kloten, diameter: 12cm,
Rb*
measured
K/(W/m)
Rb*
calculated
K/(W/m)
0.143
0.240
5.0
0.7
0.141
0.142
8.6
0.7
0.121
0.124
8.6
1.0
0.096
0.100
8.6
2.0
0.148
0.150
7.6
0.7
0.169
0.223
5.0
0.7
Calculation
parameters
d (cm)
λr (W/mK)
The d and λr parameters are respectively the distance between the axes of two opposed pipes and the thermal
conductivity of the filling material used for the calculation of the thermal resistance
Table 4.4
Measured (response test) and calculated (EED programme) borehole thermal
resistances (source: Pahud and Matthey, 2001).
The borehole thermal resistance values from table 4.4 show the importance of a good
thermal conductivity of the filling material. Quartz sand has a good value. However it can not
be pumped like bentonite and requires more work to be put in place. Quartz sand is also
water permeable and, in certain cases, would not prevent ground water from flowing vertically
along the borehole. Today special types of filling materials are as impermeable as bentonite,
can be pumped and are as conductive as quartz sand (for example ThermoCem®,
Stüwatherm®, etc.).
Another important parameter is the pipe spacing inside the borehole. The position of the
pipes should be as close as possible to the borehole wall and ideally regularly spaced.
Spacer can be used to control the pipe position. In the case of the Peseux tests, bore 1 and
bore 2 measured thermal resistances did not show a significant difference, suggesting that
even without spacers, the pipe position is rather close to the borehole wall.
4.6 Example of the D4 centre
In the framework of the construction of the new SUVA buildings of the D4 centre at Gisikon,
near Luzern, a diffusive ground heat storage will be integrated in the energy concept of the
buildings. The task is to size the storage as part of a complete heating and cooling system.
This requires knowledge of the time-evolution of the heating and cooling demand for a typical
year, as well as the thermal properties of the ground and the borehole heat exchangers that
will form the ground heat exchanger of the heat storage. About 50 borehole heat exchangers
of 160 m are foreseen. The annual heating and cooling energy requirements were estimated
to 1’510 MWh/year and 730 MWh/year respectively.
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Local geology
A pilot borehole has been drilled in the site to extract ground samples along the depth of the
future storage. Measurements were conducted to determines geological and petrophysical
properties. Physical quantities such as the ground volumetric capacity, ground thermal
conductivity and ground permeability were determined. Mengis + Lorenz AG (Keller, 2000)
made a model of the local geology (see figure 4.5). The ground layer at the surface is made
of unconsolidated (quaternary) rocks. The boreholes will then cross 3 to 4 tilted ground
layers. They are, from top to bottom, made of:
•
•
•
•
fine to medium sandstones;
conglomerates and sandstones;
silt- and sandstones;
fine to medium sandstones;
upper freshwater molasse
upper marine molasse (St Galler formation)
Figure 4.5 Geological model of the ground at the site of the boreholes of the future ground
heat storage (source: Keller, 2000).
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Geothermal response test
The tilted geological layers motivated the realisation of two geothermal response tests to
determine in situ the main thermal parameters of the ground and borehole heat exchangers
(Pahud, 2001a). They used two boreholes of 152 mm diameter equipped with a double Upipe installation 160m deep. The two boreholes, placed approximately 30 m apart, will be
reused in the actual storage.
Response test device
The response test device was developed in the LASEN / EPFL in the framework of a project
related to the thermal solicitations of a heat exchanger pile (Laloui et al., 1998). The electric
power can be set to 3, 6 or 9 kW. The pipes and the electric heater are carefully insulated.
The forward and return fluid temperature, the inside and outside air temperature, the fluid
flow rate and the electric consumption (heater and pump) are measured and recorded every
minute by a data logger to produce 10-minutes averages. The forward and return fluid
temperatures are measured precisely in order to recalculate the thermal power injected into
the borehole. A temperature difference accuracy of less than 0.05 K is expected with
calibrated temperature sensors and accurate electronic readings.
Characteristics of the two boreholes
The drilled boreholes were “dry”, in the sense that no ground water was coming out of the
holes. The two U-pipes were fitted with spacers, and quartz sand was used instead of a
mixture with bentonit for the filling material. The volume of sand injected in the borehole was
measured and corresponded to the volume to fill. The characteristics of the two boreholes are
summarised in table 4.5. The flow rate during the test is rather low, mainly due to the large
pressure drop of the flow meter and the relatively small pump (electric consumption of about
60 W).
North borehole
South borehole
Depth
160 m
162 m
Diameter
0.152 m
0.152 m
Pipe material
polyethylene
polyethylene
Outside pipe diameter
40 mm
40 mm
Pipe wall thickness
3.7 mm
3.7 mm
Nominal pressure
16 bar
16 bar
Spacers (shank spacing)
7.8 cm
7.8 cm
Filling material
quartz sand
quartz sand
Heat carrier fluid
water
water
Test flow rate
810 litre/h
Table 4.5 Characteristics of the two boreholes.
810 litre/h
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Initial mean ground temperature
The initial ground temperature is measured in the north borehole. The temperature evolution
of the inlet and outlet fluid temperature is shown in figure 4.6, before the heating is switched
on.
13
Initial mean ground temperature, measured with the fluid circulating in
the north borehole without heating
Temperature °C
12.9
12.8
Forward fluid into the borehole
12.7
12.6
12.5
12.4
Return fluid from the borehole
12.3
mar 06 12:00
mar 06 18:00
mer 07 0:00
mer 07 6:00
mer 07 12:00
July 1999
Figure 4.6 Evolution of the fluid temperature in the north borehole before heating.
As the fluid in the response test device does not have the same temperature as the ground,
time must elapse until the temperature stabilises. The 7th of July, measurements between 3
am and 7 am appear to be stable, mainly due to the outside air temperature which is also
stable and close to the ground temperature (about 14 °C). During this period of time, the
measured fluid temperature should be fairly close to the average ground temperature along
the borehole. The influence of the pump heating effect should be lower than 55 W. With an
expected borehole thermal resistance of 0.1 K/(W/m), it would result in a fluid temperature
0.03 K higher than the ground temperature. The initial average ground temperature is
estimated to 12.4 °C.
The north borehole response test
In figures 4.7 to 4.10, measurements from the north borehole are shown, together with the
estimation of the ground thermal conductivity and the estimation of the effective borehole
thermal resistance. In figure 4.7, the “constant” power of the electric heater exhibits variations
which amount to about 5% of its average values. These variations are attributed to the grid
voltage which varies during the day. They introduce a “noise” in the estimations of the ground
thermal conductivity and the effective borehole resistance.
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North borehole
7
7
6
6
Power kW
5
5
Period of analysis
4
4
Measured electric power
3
3
Measured thermal power
Average power (38.8 W/m)
2
2
1
1
0
mar 06 12:00 mer 07 12:00
jeu 08 12:00
ven 09 12:00 sam 10 12:00 dim 11 12:00
0
lun 12 12:00
July 1999
Figure 4.7 Evolution of the injected thermal power in the north borehole.
North borehole
Flow rate
30
Temperature °C
14
Heating
13
Forward fluid into the borehole
Return fluid from the borehole
25
12
20
11
15
10
Inside air
10
mar 06 12:00 mer 07 12:00
jeu 08 12:00
Outside air
ven 09 12:00 sam 10 12:00 dim 11 12:00
9
lun 12 12:00
July 1999
Figure 4.8 Evolution of the measured temperatures and flow rate in the north borehole.
Flow rate litre/min
35
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Response test, north borehole
25
Slope: 0.973 +/- 0.005 K
Heat rate: 38.4 W/m
Estimated thermal conductivity: 3.1 W/mK
Fluid temperature °C
24
23
22
21
20
19
18
17
16
15
9.5
10
10.5
11
11.5
12
12.5
13
Tau
Figure 4.9 Estimation of the thermal conductivity for the north borehole (without the last data
that occur during the week end).
Response test, north borehole
0.100
Borehole thermal
resistance K/(W/m)
0.090
0.080
0.070
0.060
0.050
0.040
Estimated borehole thermal esistance: 0.092 +/- 0.002 K/(W/m)
Initial ground temperature: 12.4 °C
0.030
0.020
0.010
0.000
7/7/99
8/7/99
9/7/99
10/7/99
11/7/99
Date
Figure 4.10 Estimation of the effective borehole thermal resistance of the north borehole
(without the last data that occur during the week end).
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Results of the two response tests
Similar graphs are obtained with the south borehole. The results are summarised in table 4.6.
A closer analysis showed that the last measurement day, occurring during the weekend for
the two tests, is characterised by a heating power which is a few percents greater than the
other days, due to the fact that the grid voltage, and thus the heating power, seem to be
linked to industrial activity. The influence is not negligible as the estimations are about 5%
higher when the last day of the test is not taken into account.
Test duration (without weekend data)
North borehole
South borehole
3 days
5 days
Ground thermal conductivity
λ
3.1 W/mK
3.5 W/mK
Effective borehole resistance
R b*
0.092 K/(W/m)
0.112 K/(W/m)
Initial ground temperature:
Ground volumetric heat capacity:
Thermal power during the test:
Test flow rate:
12.4°C
2.1 MJ/m3K
~ 40W/m
0.8 m3/h
Table 4.6
Results of the two response tests.
The 10% difference between the results of the two boreholes is not explained with an error
analysis (Pahud, 2001b). It is recommended to dispose of additional information in order to
be able to cross-check the response test results.
Additional information
The EED programme (Hellström and Sanner, 2000) can be used to recalculate the effective
borehole thermal resistance. With the flow conditions of the test, it is calculated to 0.109
K/(W/m), and better match the estimated value of the south borehole measurements. It is
also interesting to observe the dependence of the effective borehole thermal resistance to the
flow rate, as this influence increases with longer borehole. The flow dependence was
calculated with the BOR programme (Pahud, 1996a) and the results are shown in figure 4.11.
An optimal flow rate per borehole lies between 1.0 and 1.5 m3/h.
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Effective borehole thermal
resistance [K/(W/m)]
0.30
Calculated
0.25
Measured in south borehole
Measured in north borehole
0.20
0.15
0.10
0.05
Borehole length: 160 m
0.00
0.0
0.5
1.0
1.5
Flow rate per borehole [m3/h]
2.0
Figure 4.11 Dependence of the effective borehole thermal resistance on the flow rate for the
160 m long borehole of the D4 centre.
Other available information is the laboratory measurements of the thermal conductivity made
on the ground samples taken from the pilot borehole drilled between the two borehole heat
exchangers. The measured values are shown in figure 4.12 in relation to the depth (Schärli
and Rybach, 1999). An average thermal conductivity of about 3.5 - 3.6 W/mK can be visually
estimated from the graph.
This additional information agrees with the results obtained with the south borehole, when the
analysis of the response test is limited to the time period with a stable heat injection rate
(without Sunday). With the north borehole, the lower thermal conductivity seems to be
compensated by a lower borehole thermal resistance. As the estimation of the borehole
thermal resistance requires the estimated thermal conductivity value, a lower thermal
resistance is obtained with a lower value of the thermal conductivity. In other terms, if the
estimation of the thermal conductivity is influenced by an external phenomena (power drift
due to heater or outside conditions), it also has an influence on the borehole thermal
resistance in a way that tends to compensate for the thermal conductivity error. A borehole
thermal resistance of 0.092 K/(W/m) is calculated with EED if the shank spacing and the
filling thermal conductivity are respectively set to 11 cm and 4 W/mK, which are extreme
values. However, this borehole thermal resistance value is estimated with the north response
test when the heat injection rate is stable. The thermal conductivity difference between the
north and south boreholes may also be caused by the average ground thermal conductivity,
which may differ locally due to the tilting of the ground layers.
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Figure 4.12 Laboratory measurements of the ground samples taken in a borehole drilled
between the north and south borehole heat exchangers (source: Schärli and
Rybach, 1999).
Concluding remarks
This response test experiment showed that the design of a response test device should be
performed in such a way that the influence of the outside conditions (heat losses/gains
to/from the environment of the test device equipment) is as small as possible. For each test,
the stability of the heat injection rate should be checked if not controlled when the line source
approximation is used. It is also recommended to collect other available information to
perform cross checks with the response test results.
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5. 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).
5.1 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.
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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.
5.2 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 5.1, 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 5.1 Seasonal heat storage in a system with heat pump (source : Hadorn, 1992).
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• 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 5.2, 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 5.2 Seasonal heat storage in a system without heat pump (source : Hadorn, 1992).
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5.3 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 5.1 (Hellström, 1991).
t sf = 0.065
• tsf
• Ap
• a
Ap
a
(5.1)
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 5.3) 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 5.2) is calculated
for a circular region around each borehole. It can also be used with good precision for a
Ap
quadratic or an hexagonal region. The condition for the validity of formula 5.2 (
≥ 15 ) is
π rb
normally satisfied with ground heat storage.
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R sf =
•
•
•
•
Rsf
λ
rb
Rb*
  Ap
ln
2πλ   π rb
 
1
if
Ap
π rb
≥ 15
(5.2)
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
(5.3)
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
5.4 for a given temperature loss.
P = UA (Tf - Tstk )
• P
• Tf
• Tstk
(5.4)
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 5.5).
C sp = ρC V = ρC n A p H
• Csp
• ρC
• V
specific storage capacity (J/K);
mean ground volumetric thermal capacity (J/m3K);
storage volume, defined by n Ap H (m3).
(5.5)
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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 )
(5.6)
• 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 5.7.
EC = Q ext / C
• EC
• Qext
(5.7)
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
• Qinj
(5.8)
seasonal storage efficiency (-);
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 5.9.
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η = Q ext / (Q ext + Q loss ) = (Q inj − Q loss ) / Q inj = 1 − Q loss / Q inj
• Qloss
(5.9)
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 5.10 for steady state conditions.
Q loss = U A (Tstk -moy − To ) t year
•
•
•
•
•
Qloss
U
Tstk-moy
To
tyear
(5.10)
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).
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);
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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.
5.4 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 (see chapter 4, section 4.6).
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:
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•
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 5.1.
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Stockage de chaleur
49 sondes de 160 m
espacement de 6.5 m
Bilan stockage
Energie
Puissance maximum
Température
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 5.1
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 5.2. 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.
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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 5.2
Caractéristiques du stockage saisonnier de l’installation de Serso.
La figure 5.3 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.
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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 5.3 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 5.3 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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5.5 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 5.4.
Solar heat
Pressure
relief valve exchanger
Collector array
Distribution
network
Buffer Three-way
store valve
Boiler
Pump
Duct store
Two-way
valve
Load heat
exchanger
Figure 5.4 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 5.5, solar cost for a solar fraction of 70% are
shown in relation to the annual heat demand and for different heat distribution temperature.
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Solar cost / CHF per MWh
(3.6 GJ)
0
Annual heat demand / MWh
1000 2000 3000 4000
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 5.5 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).
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Temperature level C
l
Au y
Se gu
s
pt
em t
b
O er
ct
N ob e
ov
r
em
b
D
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 5.6, a system monthly heat balance is shown.
12th year
Figure 5.6 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 5.6 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.
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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 5.7, 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 5.7 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
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(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.
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6. HEAT EXCHANGER PILE SYSTEMS
6.1 Heat exchanger piles
A heat exchanger pile is a pile foundation equipped with a channel system, where a heat
carrier fluid is circulated in order to exchange heat with the surrounding ground. Its two main
functions are therefore to transfer in depth the construction load and to exchange heat with
the surrounding ground. A set of foundation piles is used when surface soil does not have
sufficient resistance to support loads of a superstructure through the intermediary of
superficial foundations. Having an unit length that normally varies between a few meters to
several tens of meters, a part or the totality of the piles can be transformed into “heat
exchanger piles”. A set of heat exchanger piles, usually coupled to a heat pump and/or a
cooling machine, can be used for heating and/or cooling purposes.
In 1998, the SSG (Société Suisse pour la Géothermie) made an inquiry and counted in
Switzerland about 25 installations with heat exchanger piles. The annual heat extracted from
the ground totalises about 5 GWh, which is less than 1% of the geothermal energy
production. This technology is also used in Germany and Austria. In Austria, hundreds of
installations with heat exchanger piles have already been built.
6.2 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 6.1.
b
10 - 50 m
60 - 180 cm
Fig. 6.1
Pieu foré
Heat exchanger pile examples ; a) hammered precast pile, b) cast-in-place pile.
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In figure 6.2 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. 6.2
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 6.3, 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. 6.3
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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 6.4 the heat exchanger pipes are fixed in the
metallic reinforcement of a cast-in-place imbedded wall.
Fig. 6.4
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Metallic reinforcement of a cast-in-place wall imbedded in the ground. The pipes
for the heat transfer with the ground are fixed in the reinforcement (source: photo
Nägelebau, A-Röthis).
6.3 Connection and integration in a system
The heat exchanger piles (or wall imbedded in the ground, etc.) are normally coupled to a
heat pump for heat production. Horizontal pipes connect the piles (or walls) to a manifold at
the ground surface. These pipes are normally placed below the concrete plate of the building.
They may cross it at the place of the manifold. If the concrete plate is below the water table,
care has to be taken to make the crossing of the pipes watertight. Illustrations are given in
figure 6.5 and 6.6. 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.
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Fig. 6.5
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. 6.6
Illustration of a heat exchanger pile system for heating purposes.
As illustrated in figure 6.6, 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
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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 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 6.7 and 6.8, the
two basic concepts of heat exchanger pile systems are shown.
Heating
Cooling
Heat pump
Heat exchanger
Heat exchanger piles
Fig. 6.7
Schematic view of a heat exchanger pile system concept with direct cooling.
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Heating
Heat pump /
cooling machine
Cooling
Heat exchanger piles
Fig. 6.8
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.
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6.4 Effet sur la statique des pieux
Les sollicitations thermiques que les pieux subiront ne doivent en aucun cas conduire à une
détérioration inacceptable de leurs propriétés mécaniques. En d’autres termes, les pieux
doivent conserver leur capacité de supporter les charges du bâtiment en permanence. En
particulier, le gel des pieux doit être évité. Pour un système correctement dimensionné et
contrôlé, la température du fluide circulant dans les pieux ne tombera jamais sous 0 °C
pendant une période significative de temps.
Lorsque des charges thermiques sont injectées dans les pieux, la température de ces
derniers augmente, ce qui génère des déformations. Si le pieu n’est pas libre de se déplacer,
les déformations se transforment en contraintes. Une étude expérimentale de Laloui et al.
(1999) a montré que pour une augmentation de température du pieu de 15 K, la contrainte
supplémentaire engendrée dans le pieu n’est pas négligeable. Elle devrait être prise en
compte lors du dimensionnement statique du pieu. Toutefois une telle augmentation de la
température du pieu implique de pouvoir chauffer le fluide caloporteur circulant dans les
pieux à 40 – 50 °C, ce qui est déjà une situation extrême. Si du refroidissement direct est
réalisé (température du fluide de 16 – 20 °C), l’effet est beaucoup plus faible.
Le fluide circulant dans les pieux doit ainsi satisfaire des contraintes de température pour ne
pas affecter de manière inacceptable leurs propriétés mécaniques. Ces contraintes
influencent la taille de la pompe à chaleur / machine frigorifique, et ainsi le potentiel de
chauffage et de refroidissement offert par les pieux échangeurs. Si le mode refroidissement
direct est préféré à l’utilisation d’une machine frigorifique, le potentiel de refroidissement
dépend du niveau de température maximum possible pour satisfaire les besoins de
refroidissement.
6.5 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.
6.6 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 6.1 a summary of the main characteristics of the four pile system is given.
Table 6.1
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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).
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6.6.1 Anlage "FINKERNWEG", Kreuzlingen TG
Die von der Firma Logis Suisse SA realisierte Wohnüberbauung "Finkernweg" in Kreuzlingen
besteht aus 4 Gebäuden mit integrierten Tiefgaragen und Zivilschutzräumen. Neben dem
Erdgeschoss (EG) gelangten 1 Untergeschoss (UG), 3 Obergeschosse (OG) und 1
Dachgeschoss (DG) zur Ausführung. Die Autoeinstellhalle liegt flächendeckend unter den 3
Blöcken A - C. Die überbaute Fläche weist die Grundrissmasse ca. 70 x 120 m auf. Die
Gebäude werden als Wohn-, Büro- und Gewerberaum genutzt. Mit den nachfolgend
beschriebenen Messungen wird nur das Haus A erfasst, welches auf 87 Pfähle fundiert ist.
75 dieser Pfähle wurden als Energiepfähle (EPF) ausgerüstet, welche eine energetisch
nutzbare Gesamtlänge von ca. 800 m' aufweisen.
Untergrund
Die massgeblichen Kennziffern wurden als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen
angenommen:
Schicht Mächtigkeit
[m]
Porosität n
Durchlässigkeitsbeiwert k GW-Fliessgeschw.
[m³ Wasser/m³ Boden]
[m/s]
-4
[m/Tag]
-6
A
0.3 - 3.5
ca. 0.35
10 - 10
Niederschlagsabh.
B
0.0 - 2.5
ca. 0.30
10-1 - 10-4
sehr gering
C
12.0 - 19.0
0.50 - 0.60
10-4 - 10-6
sehr gering
D
unbekannt
0.30 - 0.40
10-3 - 10-6
Kein GW
Neigung des GW-Spiegels i:
ca. 0.02 m/m Richtung NNE
Geschätzte Durchschnittswerte
Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 :
10° C
Wärmeleitfähigkeit λ:
ca. 2.2 W/mK
Vol. Wärmekapazität cv :
ca. 2.3 MJ/m³K
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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
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6.6.2 Anlage "LIDWIL GEWERBE AG", Altendorf SZ
Das von der Firma Mächler AG realisierte Industriegebäude liegt in Altendorf SZ in
unmittelbarer Nähe des Zürichsees, zwischen der Kantonstrasse und der SBB-Trasse und
südlich des Talbaches. Die gesamte Baufläche mit einem Grundriss von ca. 40 x 50 m
verteilt sich auf 6 Geschosse und wird als Gewerbefläche genutzt.
Untergrund
Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte im folgenden Rahmen
anzunehmen:
[m]
Porosität n
[m/s]
[m/Tag]
A
0.0 - 1.5
0.30 - 0.40
10-4 - 10-6
kein GW
B
1.0 - 4.0
0.35 - 0.45
10-4 - 10-6
kein GW
C
0.0 - ?
0.35 - 0.55
10-1 - 10-6
kein GW
D
20.0 - 25.0
ca. 0.30
10-1 - 10-4
100 - 150
E
0.0 - 1.0
0.35 - 0.45
10-4 - 10-6
kein GW
Neigung des Grundwasserspiegels i:
2.5 - 3 % Richtung ENE
Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : (kann nur abgeschätzt werden!)
ca. 1.8 W/mK
ca. 2.4 - 2.5 MJ/m³K
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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
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6.6.3 Anlage "PAGO AG", Grabs SG
In den Jahren 1994 und 1995 errichtete die Firma Pago AG (Etiketten und Etikettiersysteme)
ihren Geschäftsneubau in Grabs SG, der sich in zwei Hauptteile gliedert: Produktion und
Verwaltung im sogenannten Hauptbau und Hochregallager. Der Neubau wurde gesamthaft
einfach unterkellert. Im Untergeschoss wurden die Lasten z.T. über Einzelstützen
(Tiefgarage) und über die Kellerwände, im Palettenlager jedoch flächenhaft über die
Bodenkonstruktion abgetragen.
Untergrund
Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen
anzunehmen:
[m]
Porosität n
[m/s]
[m/Tag]
A
ca. 0.5
0.50 - 0.60
10-2 - 10-4
kein GW
B
20 - 30
0.40 - 0.60
10-5 - 10-7
kein GW
C
?
0.30 - 0.40
10-1 - 10-4
sehr gering
Neigung des Grundwasserspiegels i:
sehr gering
10 ° C
1.8 - 2.0 W/mK
ca. 2.4 MJ/m³K
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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
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6.6.4 Anlage "PHOTOCOLOR", Kreuzlingen TG
Der im Jahre 1992 realisierte Neubau der Firma Photocolor Kreuzlingen AG bedingte
aufgrund der geologischen Verhältnisse eine Pfahlfundation. Das Gebäude mit 1 UG, EG + 1
OG in den Abmessungen ca. 28.5 x 52.0 m grenzt im Norden unmittelbar an eine damals
bereits bestehende Halle; in den ersten ~ 4 m entlang der Halle wurde auf eine
Unterkellerung verzichtet. Die Gebäudelasten werden im Untergeschoss grossenteils über
Einzelstützen mit relativ grossen Rasterabständen von 9.25 x 12.75 m abgetragen.
Untergrund
Die massgeblichen Kennziffern sind als geschätzte Richtwerte in folgendem Rahmen
anzunehmen:
[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
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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
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6.7 Caractérisation thermique d’un ensemble de pieux échangeurs
6.7.1 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 conductibilité 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 6.2.
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
0.2 - 0.3
1.2 - 2.5
0.6 - 1.0
2.1 - 2.4
Sable
10-3 - 10-4
0.3 - 0.4
1.7 - 3.2
1.0 - 1.3
2.2 - 2.4
Gravier
10-1 - 10-3
0.3 - 0.4
1.8 - 3.3
1.2 - 1.6
2.2 - 2.4
Table 6.2
Conductibilité thermique Capacité thermique volumique
Cv
λ
[W/m·K]
[MJ/m³·K]
sec
saturé
sec
saturé
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 6.2 que les valeurs des propriétés thermiques λ et Cv sont très nettement
plus élevées en présence d’eau dans le terrain. La capacité de stocker de l’énergie
thermique à long terme (saison) d’un ensemble de pieux échangeurs est également une
fonction directement dépendante de la vitesse d’écoulement de la nappe phréatique. Il suffit
d’une vitesse de Darcy de l’ordre de 0.5 à 1.0 m/jour dans une couche perméable traversée
par les pieux échangeurs pour disperser l’énergie transférée par ces derniers et empêcher le
stockage saisonnier de l’énergie thermique. Pour plus de détails sur les définitions, la
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législation, les propriétés thermiques du sous-sol, etc., il est recommandé de consulter la
littérature disponible (p. ex. SIA D0136, chapitre 2: “Das Erdreich als Wärmequelle”).
6.7.2 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 conductibilité 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 conductibilité 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 6.6 du chapitre 6).
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Pieu creux préfabriqué
Les valeurs de la résistance thermique du pieu creux préfabriqué sont calculées pour
différentes valeurs de la conductibilité 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 conductibilité 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 6.3.
Type de pieu
Diamètre extérieur du pieu
Diamètre de l’espace creux intérieur
Diamètre extérieur/intérieur des tubes en plastique
Conductibilité thermique du plastique
Régime d’écoulement du fluide dans les tubes
Ecartement ente 2 tubes opposés
Conductibilité thermique du matériau de remplissage
Conductibilité thermique du béton formant le pieu
Résistance thermique calculée du pieu:
pieu creux préfabriqué
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
0.15 K/(W/m)
Variation d’un paramètre relativement aux valeurs ci- Résistance thermique (K/(W/m):
dessus:
Ecartement ente 2 tubes opposés réduit à 8 cm
0.23 (+0.08 ou +50%)
Conduct. du mat. de rempl. réduite à 0.7 W/mK
0.19 (+0.04 ou +25%)
Régime d’écoulement du fluide non laminaire
0.12 (-0.03 ou - 20%)
Table 6.3 Caractéristiques et résistance thermique d’un pieu creux préfabriqué de 45 cm de
diamètre.
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Résistance thermique K/(W/m)
Pieu massif
Les pieux massifs de 34 et 45 cm de diamètre étudiés sont équipés avec des tubes en
plastique de diamètre extérieur / intérieur de 20 / 16 mm, fixés sur l’intérieur de l’armature
métallique du pieu, soit à 5 cm du bord. Les autres pieux, de diamètre 60, 100 et 140 cm,
sont équipés avec des tubes de diamètres 32 / 26 mm, fixés à 10 cm du bord du pieu. Les
résistances thermiques des pieux sont montrées dans la figure 6.9 pour une conductibilité
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. 6.9
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. (Conductibilité 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 conductibilité thermique du béton
plus faible (1.3 W/mK au lieu de 1.8 W/mK) conduit à une résistance thermique plus haute.
L’effet est d’environ 0.02 K/(W/m) pour un double - U, et devient également plus faible avec
un nombre de tube plus grand. L’amélioration de la résistance thermique d’un pieu diminue
chaque fois qu’un tube en U est rajouté. En passant de deux U à trois U, le gain est d’environ
0.030 K/(W/m), et de trois U à quatre U, il n’est plus que de 0.015 K/(W/m); en revanche,
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l’influence des deux paramètres étudiés (régime d’écoulement, conductibilité 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 6.9 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 (6.1):
Ranneau =
 ro 
ln 
2π λ
 ri 
1
(6.1)
Ranneau : résistance thermique de l’anneau de terrain compris entre ri et ro (K/(W/m);
λ:
conductibilité thermique du terrain (W/mK);
ro :
rayon extérieur (rayon commun) (m);
ri :
rayon intérieur (rayon du pieu) (m).
La figure 6.10 permet une comparaison des résistances thermiques des pieux en choisissant
pour le rayon de référence celui du plus gros pieu (70cm). La conductibilité 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.
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Résistance thermique entre le fluide et le
terrain à 70 cm du centre du pieu K/(W/m)
0.26
0.24
Pieu creux avec 2 tubes en U
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. 6.10
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 (6.1). (Terrain: conductibilité
thermique de 1.8 W/mK. Pieux: conductibilité 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 6.11, 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.
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Influence de la position des tubes dans un pieu de 140 cm de diamètre
Résistance thermique K/(W/m)
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. 6.11
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. (Conductibilité
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.
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6.7.3 Capacité de transfert thermique
La capacité de transfert thermique est un des paramètres fondamentaux qui permet de
caractériser un ensemble de pieux échangeurs du point de vue thermique. Un autre
paramètre important, abordé plus loin, est la capacité de stockage spécifique. La capacité de
transfert thermique, notée UA, équivaut à la puissance thermique que l’on peut transférer
dans le terrain, une fois un régime stationnaire établi, pour une différence de température de
1 K entre la température moyenne du fluide caloporteur et la température moyenne du
terrain.
La capacité de transfert thermique dépend de la résistance thermique entre la température
moyenne du fluide et la température moyenne du terrain, dont la résistance thermique d’un
pieu n’est qu’une composante. Une estimation de la contribution du terrain peut être
effectuée dans le cas où seul le mode de transfert de chaleur par conduction domine. Cette
estimation est valide une fois qu’un régime en flux stationnaire est établi, ou, en d’autres
termes, quand la différence entre la température moyenne du fluide et la température
moyenne du terrain devient constante dans le temps, suite à l’injection ou l’extraction d’une
puissance thermique constante. La durée de cette période transitoire est estimée par la
relation (6.2) (Hellström, 1991):
tfs = 0.065
tfs :
Ap :
a:
Ap
a
(6.2)
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 conductibilité thermique
du terrain (W/mK) et sa capacité thermique volumétrique (J/m3K).
Pour des valeurs typiques (a = 0.8.10-6 m2/s et B = 4 m), la période transitoire dure une
quinzaine de jours.
La résistance thermique du terrain Rg en flux stationnaire se calcule par la relation (6.3)
(Hellström, 1991):
 r 2  2  r  3

rb2
1
1


Rg =
ln



2 π λ  r12 − rb2   rb  4 2(r12 − rb2 )


1
(6.3)
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Rg :
λ:
rb :
r1 :
résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m));
conductibilité 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 (6.4)):
UA =
UA :
n:
H:
Rg :
Rb :
n ⋅H
R b + Rg
(6.4)
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 conductibilité 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 6.5):
P = UA (Tf - Tm)
P:
UA :
Tf :
Tm :
(6.5)
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).
La figure 6.12 permet d’obtenir graphiquement la résistance thermique du terrain Rg. Elle a
été calculée pour une conductibilité 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
conductibilité thermique, en les multipliant par le rapport 1.8/ λ, où λ est la conductibilité
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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 6.3.
Espacement entre les pieux
0.21
6.0 m
0.20
0.19
Résistance thermique
du terrain Rg K/(W/m)
Conductibilité thermique du terrain: 1.8 W/mK
5.5 m
5.0 m
0.18
0.17
4.5 m
0.16
4.0 m
0.15
0.14
3.5 m
3.0 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
Fig. 6.12
Résistance thermique du terrain Rg d’un ensemble de pieux échangeurs dans un
terrain de conductibilité 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 6.12, 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
conductibilité thermique de 1.8 W/mK. Quelle puissance thermique peut-on extraire sous une
différence de température de 5 K entre le fluide et le terrain?
Un pieu carré de 40 cm de côté est équivalent à un pieu circulaire de 45 cm de diamètre.
Avec un espacement de 4 m, la figure permet de déterminer la résistance thermique du
terrain Rg à 0.14 K/(W/m). L’inverse de (Rb + Rg) équivaut à la puissance thermique que l’on
peut transférer par degré d’écart en situation de flux stationnaire et par mètre linéaire de
pieu. Avec 5 degrés d’écart, on peut extraire 25 W par mètre de pieu. Si la température
moyenne du terrain est à 6 °C à la fin de l’hiver, l’extraction de 25 W/m conduira à une
température moyenne du fluide de +1 °C dans les pieux. En admettant que la puissance
thermique est extraite avec un écart de température de 4 K entre l’entrée et la sortie de
l’évaporateur de la PAC, le fluide caloporteur retournera dans les pieux avec une
température d’environ -1 °C.
Un flux d’extraction relativement faible (25 W/m) crée dans ce cas une différence de
température significative (5K). Ce flux d’extraction est obtenu après environ 2 semaines
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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.
6.7.4 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 (6.6):
C sp = Cv H S
Csp :
Cv :
H:
S:
(6.6)
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 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 cidessus (Fromentin et al., 1997).
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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 (6.7):
Q = C sp ∆Tm
(6.7)
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).
6.7.5 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.
6.8 Recommandations pour la réalisation d’installations avec pieux échangeurs
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.
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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
la section 6.6 (Fromentin et al., 1997).
Le diagramme de la figure 6.14 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 : conductibilité thermique de 1.8 W/mK ; capacité thermique volumique de 2.4
MJ/m3K ; température initiale du terrain de 10 °C ;
pas d’écoulement de l’eau souterraine.
Le schéma de principe du système de référence est montré dans la figure 6.13.
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Distribution Stockage
de chaleur tampon
Pompe
à chaleur
Pompe
Recharge thermique
estivale du terrain
Pieux échangeurs
Fig. 6.13
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 surdimensionnement 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 6.14, 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.
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Oui
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
Conductivité thermique
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**
* il suffit que l'eau souterraine s'écoule dans une couche traversée par les pieux échangeurs, 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 du 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 6.14 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.
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D’autres recommandations et des considérations d’ordre plus général sont résumées cidessous :
•
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.
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6.9 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 6.15 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 6.15 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.
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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 6.16). Les évolutions temporelles des températures d’entrée et de sortie du fluide
circulant dans les pieux peuvent être visualisées graphiquement de même que les
puissances thermiques transférées dans les pieux.
BILAN ENERGETIQUE GLOBAL
Electricité (PAC)
QelPAC
Energie auxiliaire
de chauffage
QHeatAux
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
Energie auxiliaire
de refroidissement Demande de
refroidis.
QColdAux
totale
Refroidis. avec pieux QCold
QColdCov
QCoolMach
Electricité (machine frigorifique)
QelCoolM
Figure 6.16 PILESIM permet d’établir un bilan énergétique global du système.
Une version de démonstration de PILESIM peut être demandée gratuitement à l’auteur par email : [email protected].
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6.10 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 section 6.8 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.
6.10.1 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.
6.10.2 The pile system layout
The pile system is bivalent. In figure 6.17, a schematic layout of the system is shown. Note
that in the real system, the position of the 3-way valves would be either at a different place or
replaced with two 2-way valves, depending on technical and practical reasons. However, the
system concept and operation remain unchanged.
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P1
Heating network /
cooling towers
Heat pump /
cooling machine
WHX: Winter heat exchanger
SHX: Summer heat exchanger
From cooling
network
21 °C
Cold
storage
V1
V4a
TtopTank
Heat exchanger
piles
TbotTank
Intlet cooling
piles close to
V2
V3
WHX
SHX
P2
P3
/ outlet heating
building center
Outlet cooling / inlet heating
piles near the building border
P4
V4b
14 °C
Toward cooling
network
Fig. 6.17
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.
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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 6.18, 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.
From cooling
network
21 °C
Pile cooling mode
P1
Heating network /
cooling towers
Heat pump /
cooling machine
Cold
storage
V1
V4a
TtopTank
Heat exchanger
piles
TbotTank
Intlet cooling
piles close to
V2
V3
WHX
SHX
P2
P3
/ outlet heating
building center
P4
V4b
14 °C
Toward cooling
network
Fig. 6.18
Pile cooling mode: the pile pump P4 is stopped and the fluid flows through the
piles thank to the three-way valves V4a and V4b. 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 6.19.
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From cooling
network
21 °C
Pile resting mode
P1
Heating network /
cooling towers
Heat pump /
cooling machine
Cold
storage
V1
V4a
TtopTank
Heat exchanger
piles
TbotTank
Intlet cooling
piles close to
V2
V3
WHX
SHX
P2
P3
/ outlet heating
building center
P4
V4b
14 °C
Toward cooling
network
Fig. 6.19
Pile resting mode: the pile pump P4 is stopped and the three-way valves V4a and
V4b prevent the fluid from flowing through the piles. 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 6.20.
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From cooling
network
21 °C
Pile heating mode
P1
Heating network /
cooling towers
Heat pump /
cooling machine
Cold
storage
V1
V4a
TtopTank
Heat exchanger
piles
TbotTank
Intlet cooling
piles close to
V2
V3
WHX
SHX
P2
P3
/ outlet heating
building center
P4
V4b
14 °C
Toward cooling
network
Fig. 6.20
Pile heating mode: the pile pump P4 is switched on and the three-way valve V4a
and V4b prevent the fluid from flowing between them.
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.
6.10.3 Main parameters for system simulation
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 6.4.
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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 6.4 Main parameters related to the ground.
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 6.5.
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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 6.5 Main parameters related to the heat exchanger piles.
System parameters
System parameters regard the heat pump / cooling machine, system design, building, etc.
Some important system characteristics are given in table 6.6.
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 6.6 Some characteristics related to the system.
6.10.4 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 6.21, the diagram shows the annual energy fluxes through the pile system.
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GLOBAL SYSTEM HEAT BALANCE
Energies in MWh/year
Electricity (PAC)
510
District heating
energy
420
Heat pump
(PAC)
Heating with PAC
Total heat
demand
2'720
2'300
COP:4.5
1'110
Heat exchanger
piles
Cooling by heating
680
400
Cooling with piles
Direct cooling
1'080
Total cold
demand
1'240
400
Cooling
machine
Eff: 3.5
160
Electricity (cooling machine)
45
205
Cooling tower
Fig. 6.21
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
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7. 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
[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.
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Thermal resistance
Rb*
[K/(W/m)] effective borehole thermal resistance of a borehole heat exchanger
or a pile heat exchanger (pile heat exchanger: Rb = Rb*).
Rg
[K/(W/m)] ground thermal resistance under steady flux condition.
Rg-func(tdim) [K/(W/m)] ground thermal resistance component from long term heat extraction
(g-function).
Rperiodic-max [K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from seasonal
variations of heat extraction.
[K/(W/m)] maximum ground thermal resistance component from a short-term
Rpulse(tm)
heat extraction pulse.
Rsf
[K/(W/m)] steady flux thermal resistance.
Ranneau
[K/(W/m)] thermal resistance of an annulus.
Temperature
Tfin
[°C]
Tfout
[°C]
Tf
[°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]
Time
t
ts
tsf
tdim
toperation
tyear
tm
Es
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[s]
[-]
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.
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.
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]
[-]
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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.
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Geothermal energy and heat storage

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