CH664799A5 - Ensemble moteur-pompe a chaleur stirling a piston libre. - Google Patents

Description

DESCRIPTION

La présente invention se rapporte à un ensemble moteur/pompe à chaleur Stirling à piston libre, ce moteur comprenant un piston de transfert monté dans un cylindre en délimitant deux compartiments à volumes variables de compression, respectivement d'expansion d'un fluide de travail gazeux enfermé dans ce moteur, le compartiment de compression communiquant avec le compartiment d'expansion par un conduit contenant un échangeur de chaleur destiné à être associé à une source chaude, un régénérateur et un échangeur de chaleur destiné à être associé à un puits de chaleur et un organe moteur oscillant synchronisé avec ledit piston de transfert pour transmettre l'énergie produite par le moteur à ladite pompe à chaleur.

W. Beale a proposé un tel ensemble dans lequel un moteur Stirling entraîne une pompe à chaleur Stirling, au début des années 70. Il s'agit d'une machine à piston libre à cylindre unique. Cette configuration basée sur un cycle unique nécessite le stockage de l'énergie sous la forme d'une masse mobile dont le rôle est d'absorber l'énergie produite pendant la période du cycle où le moteur absorbe du travail. Ces travaux ont fait l'objet d'une construction expérimentale de 100 W (voir W.T. Beale, C.F. Rankine, D. Gedeon, C. Kinzel-man: Duplex stirling heating-only gas-fired heat pump feasibility study — NTIS PB 81-181323/GRI 79/0047).

Cette pompe à chaleur comporte essentiellement trois éléments mobiles disposés dans un même cylindre. Un piston moteur central lourd divise le volume de travail en un compartiment moteur et un compartiment pompe à chaleur, chaque compartiment présentant un piston de transfert léger. Le mouvement du piston central moteur provoque la variation périodique de la pression de gaz dans le compartiment moteur et une variation semblable en opposition de phase dans le compartiment pompe à chaleur. Par les mouvements du piston de transfert, le gaz se déplace périodiquement selon un mouvement de va-et-vient entre la chambre d'expansion et la chambre de compression, à travers un échangeur chaud, un régénérateur chaud et un échangeur froid du moteur, respectivement à travers un échangeur associé à une source froide, un régénérateur froid et un échangeur destiné à céder la chaleur pompée de la source froide.

Les mouvements des deux pistons de transfert précèdent le mouvement du piston moteur central de sorte que l'expansion du gaz se produit lorsque la majeure partie du gaz est contenue dans la chambre d'expansion chaude du compartiment moteur, respectivement dans la chambre d'expansion froide de la pompe à chaleur. Réciproquement, la compression du gaz se produit dans chaque compartiment, lorsque la majeure partie du gaz est contenue à des températures proches de la température ambiante dans les chambres de compression.

Le mouvement périodique et synchrone des trois pistons peut être maintenu par la seule action élastique du gaz. Le piston moteur est suspendu par les coussins de gaz formés par le compartiment moteur d'un côté et le compartiment pompe à chaleur de l'autre côté et oscille dans des conditions de résonance. Les pistons de transfert sont maintenus en oscillation par l'action d'autres coussins de gaz fournis par les tiges des pistons ou ressorts de rappel qui agissent soit entre les pistons de transfert et le piston moteur d'une part, et les extrémités respectives du cylindre, d'autre part.

G. Benson a proposé un autre ensemble moteur Stirling/pompe à chaleur Stirling comprenant un piston de transfert du moteur, connecté au piston de transfert de la pompe à chaleur par une tige et deux pistons libres opposés, équilibrés dynamiquement, qui compriment et dilatent le gaz de travail commun en circuit fermé. Les cycles du moteur et de la pompe à chaleur sont des cycles Stirling sinusoïdaux classiques avec échange de chaleur à volume constant et chambres à volumes variables isothermes. En pratique cependant, on constate une déviation substantielle qui est d'autant plus importante que la différence de température est faible entre l'échangeur chaud et l'échangeur froid et que le rapport de pression du cycle est grand. Ces déviations sont donc de loin moins importantes pour un moteur Stirling avec un écart de température de 600° C entre les échangeurs chaud et froid que pour une pompe à chaleur avec une différence de température relativement faible entre source et puits de chaleur.

Les solutions de pompes à chaleur à entraînement thermique proposées par Beale et Benson présentent, à notre avis, un certain nombre d'inconvénients. Il est difficile en pratique de conserver le synchronisme de trois ou quatre pistons libres par la seule action de ressorts pneumatiques. Le nombre de joints est important. Il conduit à des pertes par fuites et par frottement, crée des problèmes d'usure nécessitant un entretien régulier. Dans la solution de Beale, l'équilibrage de masse parfait d'un piston moteur relativement lourd est difficile à réaliser. Dans le cas de cette solution également, la densité d'énergie relativement basse de la pompe à chaleur, comparée au moteur, conduit à un agencement du piston avec des diamètres différents. Dans le système Benson, le volume mort important réduit le rapport de pression du gaz de travail, nécessitant des échangeurs de chaleur compacts et chers.

On constate que dans le système Benson, le gaz est amené et retiré périodiquement de la partie de transfert du moteur et de la pompe à chaleur au moyen de pistons moteurs oscillants, agencés séparément. Ces pistons moteurs servent à accumuler périodiquement du gaz et à stocker de l'énergie mécanique, qui est ensuite ramenée aux volumes de transfert. Le processus est agencé de sorte que la pression diminue au volume d'expansion maximum à haute tempé5

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rature du moteur et au volume d'expansion maximum à basse température de la pompe à chaleur. Réciproquement, la pression augmente lorsque les deux volumes de compression sont importants.

Philips a repris un intéressant concept connu sous le non de cycle-VM (du nom de son inventeur Vuilleumier) qui ne nécessite aucun piston moteur. Cette solution ne comporte que deux pistons de transfert libres oscillant avec un déphasage entre les deux pistons. Leur mouvement soumet tout le volume de travail à une pression commune variant périodiquement. Le gaz dans la chambre d'expansion à haute température et dans la chambre d'expansion froide subit un cycle moteur fournissant un travail, tandis que le travail est absorbé dans la chambre de compression commune. Les seules différences de pressions importantes n'existent qu'aux joints des volumes relativement petits des coussins pneumatiques servant de ressorts de rappel.

Un inconvénient important du cycle VM est lié aux rapports de pression relativement bas qui sont obtenus par le fonctionnement périodique d'un tel système. Une analyse succincte montre que cela limite le coefficient de performance (COP) à des valeurs relativement faibles. Les volumes morts doivent être maintenus extrêmement petits, ce qui est particulièrement difficile à réaliser avec des pistons libres. Les conditions de stabilité des deux pistons libres de transfert oscillants sont également difficiles à réaliser.

Le but de la présente invention est de remédier au moins partiellement aux inconvénients des solutions susmentionnées.

A cet effet, cette invention a pour objet un ensemble moteur Stirling à piston libre/pompe à chaleur, selon la revendication 1.

L'intérêt essentiel de la solution proposée réside dans sa simplicité due au remplacement d'un piston moteur lourd par un tube de résonance. Cette conception permet de réduire le nombre et la dimension des joints soumis à de grandes différences de pression, diminuant les pertes par frottement qui constituent un des problèmes essentiels des moteurs Stirling. Cette diminution du nombre et de la dimension des joints réduit également les problèmes d'entretien, augmentant ainsi la fiabilité et la durée de fonctionnement.

La nécessité de deux pistons de transfert au maximum simplifie la commande de l'ensemble et permet une grande souplesse d'adaptation de la puissance de la pompe à chaleur à la demande.

L'onde de pression oscillante dans le tube de résonance permet d'atteindre des variations de pression Pmax/Pmin de 1,5 à 2,0, même avec des volumes morts relativement grands dans les compartiments moteur et pompe à chaleur. Cela permet d'augmenter dans une certaine mesure la section des passages d'écoulement à travers les échangeurs de chaleur, réduisant ainsi les pertes dues aux résistances à l'écoulement. Les volumes morts dans les chambres des pistons de transfert peuvent aussi être augmentés, ce qui favorise la fiabilité du fonctionnement des mécanismes à pistons libres.

On pourra constater dans la suite de la description que l'un des avantages prévisibles de l'invention réside dans l'effet de pompage de chaleur qui peut se produire dans le tube de résonance lui-même. En raison du mécanisme d'onde, la partie centrale du tube de résonance sera refroidie au-dessous de la température ambiante, de sorte qu'elle peut constituer la source froide de la pompe à chaleur, dont la chaleur absorbée sera récupérée dans une autre portion de ce tube. Cette particularité permet de plus de réduire la dimension du compartiment de la pompe à chaleur par rapport aux systèmes de pompe à chaleur à double Stirling munis d'un piston moteur.

Le dessin annexé illustre très schématiquement et à titre d'exemple différentes variantes de l'ensemble objet de la présente invention.

La fig. 1 illustre un schéma relatif à une forme d'exécution dudit ensemble.

La fig. 2 est un schéma de principe destiné à expliquer le principe du tube de résonance.

La fig. 3 est un'diagramme illustrant la relation vectorielle pour l'oscillation harmonique forcée du piston libre.

La fig. 4 est un diagramme illustrant l'amplitude et l'angle de phase pour un oscillateur harmonique forcé.

Les fig. 5 à 7 représentent trois schémas de trois variantes de la forme d'exécution de la fig. 1.

La fig. 8 est un diagramme explicatif du fonctionnement de la variante de la fig. 6.

Les fig. 9 et 10 sont des diagrammes pression/déplacement, respectivement pression/temps mesurés au cours des tests.

L'ensemble illustré par la fig. 1 comporte un compartiment moteur 1 formé par un cylindre qui renferme un piston de transfert 2 qui délimite dans ce cyclindre un volume d'expansion VE et un volume de compression Va. Ces deux volumes communiquent l'un avec l'autre par un échangeur de chaleur 3 associé à une source chaude (non représentée), un régénérateur 4 et un échangeur de chaleur 5 associé à un circuit de chauffage (non représenté). Cet ensemble comporte encore un second compartiment 6 formé par un cylindre coaxial à celui du compartiment moteur 1 et qui constitue une pompe à chaleur. Le second compartiment 6 renferme un piston de transfert 7 lié au piston de transfert 2 par une tige 8 de section SV associée à un joint d'étanchéité 9. Ce piston 7 délimite dans le compartiment 6 un volume de compression VC2 et un volume d'expansion VK. Ces deux volumes communiquent l'un avec l'autre par un échangeur de chaleur 10 associé à une source de chaleur à basse température, un régénérateur 11 et un échangeur de chaleur 12 destiné à céder de la chaleur au même circuit de chauffage. Ce piston de transfert 7 est encore muni d'une tige 13 montée coulissante dans une chambre 14 de section SW fermée hermétiquement par un joint 15. Cette chambre 14 constitue un ressort de rappel pneumatique.

Les deux compartiments 1 et 6 qui sont séparés hermétiquement par la tige 8 associée au joint 9 sont reliés par un tube de résonance 16 dont les deux extrémités aboutissent dans les deux volumes de compression VCi, respectivement VC2- Ce tube de résonance dont on analysera les conditions de fonctionnement joue le rôle de piston moteur, transmettant le travail du compartiment moteur 1 à celui de la pompe à chaleur 6.

Si l'on considère tout d'abord le cycle de fonctionnement du compartiment moteur 1, le volume d'expansion VE est à tepérature élevée, tandis que le volume de compression VC1 est à basse température, ici proche de la température ambiante. Ces deux volumes varient cycliquement consécutivement au déplacement alternatif du piston de transfert 2. Etant donné que la colonne de gaz du tube de résonance 16 est soumise à une onde de pression qui la fait osciller à la fréquence du piston de transfert 2, ce tube de résonance joue le rôle de piston moteur qui, périodiquement, comprime et dilate le gaz contenu dans le compartiment moteur 1 et, en opposition de phase, dans le compartiment de pompe à chaleur 6.

Le diagramme de la fig. 2 illustre les variations de volume et de pression dans chacun des deux compartiments. Le bas du diagramme se rapporte au compartiment de pompe à chaleur 6 et le haut à celui du compartiment moteur 1.

On remarque que, dans le compartiment moteur 1, le piston de transfert (ligne continue) précède l'onde de pression (traits interrompus) de sorte que le gaz dans le compartiment moteur se dilatera toujours lorsque le volume d'expansion chaud est grand et inversement, la compression se produit lorsque le volume de compression est important.

Dans le compartiment de pompe à chaleur 6, l'élévation de pression se produit également à un grand volume de compression et l'expansion à un grand volume d'expansion.

La pression de gaz la plus élevée dans le compartiment moteur se produit pendant le mouvement desdendant du piston provoquant l'écoulement du gaz du volume de compression VCI au volume d'expansion VE. Ce gaz capte la chaleur du régénérateur, provoquant sa dilatation qui augmente l'onde de pression. Une partie de l'énergie transférée à l'onde de pression, transmise par le tube de résonance, sera ensuite absorbée par le processus inverse se produisant dans le compartiment de pompe à chaleur 6.

Comme le gaz dans les compartiments de compression Va,VC2, est maintenu à un niveau de température essentiellement constant, l'effet du-mouvement des pistons de transfert sur la colonne de gaz

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du tube de résonance 16 est semblable à celui d'un piston actionné par une force mécanique externe périodique.

Dans ce concept, le changement de pression cyclique dans le compartiment moteur est produit par un changement périodique de la masse do m qu'il renferme, au lieu de l'être consécutivement au déplacement d'un piston. On admet, pour éviter un flux de chaleur trop important produit par le compartiment moteur, que l'écoulement massique entre et sort du volume de compression du moteur sous des conditions à peu près isothermes.

Des simulations mathématiques ont été réalisées sur la base du modèle développé par R. Tew et al. au NASA-Lewis Research Center et publié en 1978. Pour adapter ce modèle, il est suffisant de spécifier, comme donnée additionnelle, le taux d'écoulement massique du gaz qui fait l'objet d'un échange avec l'extérieur, en fonction du temps et de la température du gaz entrant dans le système. Comme la pression diffère seulement en raison des pertes de frottement entre les chambres d'expansion et de compression, le travail transmis au piston de transfert est proportionnel à la surface différentielle SV pour le moteur (fig. 1) (SV-SW), pour la pompe à chaleur, respectivement. Un exemple de dimensionnement de ces surfaces sera donné par la suite. La fraction d'énergie transmise aux pistons de transfert est donc petite comparée à l'énergie totale produite dans un cycle. La partie essentielle du travail est transmise à la colonne de gaz du tube de résonance 16 et sert ainsi à entraîner l'onde de pression dans ce tube.

Nous allons maintenant examiner les questions relatives au dimensionnement du tube de résonance 16. Il y a lieu tout d'abord de déterminer la longueur de ce tube, pour réunir les conditions de résonances requises pour mettre la colonne de gaz qu'il renferme en oscillation résonante, afin de relier l'un à l'autre les compartiments moteur et pompe à chaleur.

Cette longueur du tube de résonance dépend de la configuration de l'ensemble, de la fréquence d'oscillation f, ainsi que de la vitesse du son a du gaz utilisé qui, dans cet exemple, est de l'hélium. En première approximation, et dans le cas de la configuration illustrée par la fig. 1 où les compartiments moteur 1 et pompe à chaleur 6, respectivement, sont situés aux deux extrémités du tube de résonance 16, la longueur L de ce tube correspond à la moitié de la longueur d'onde acoustique qui se propage dans le milieu de travail:

L = X./2 = a/(2.f)

avec He à T~300eK: a~ 1000 m/s f = 50 Hz

L = 1000 m/(2 • 50) = 10 m

La propagation d'ondes dans un tube de section constante se heurte au problème de la formation et de la propagation d'ondes de chocs. Pour éviter ce phénomène, il est nécessaire de faire varier la section du tube. Lorsque cette section est convergente par rapport au sens de propagation des ondes, celles-ci sont progressivement réfléchies. C'est la raison pour laquelle le tube de résonance 16 reliant les compartiments 1 et 6 de la fig. 1 aura de préférence deux sections coniques 16a et 16b respectivement, convergeant chacune vers les compartiments 1 et 6 auxquels leurs extrémités sont reliées, ces sections coniques étant reliées l'une à l'autre par un tronçon cylindrique.

Pour dimensionner le tube de résonance à section non constante, il faut tenir compte de la détermination de l'écoulement périodique du gaz dans ce tube. Ce calcul est basé sur la méthode des caractéristiques dans un champ d'écoulement x,t (longueur-temps) décrite par Ascher H. Shapiro dans «The Dynamics and Thermodynamics of Compressible fluid flow», the Ronald Press Company, New York 1953. Selon cette méthode, les équations différentielles constitutives du mouvement des gaz (conservation de la masse, de la quantité de mouvement et de l'énergie) sont transformées en un jeu d'équations différentielles totales, qui sont valables le long des lignes caractéristiques. Elles permettent, à partir de conditions initiales déterminées, d'établir les conditions d'état et d'écoulement du gaz qui régnent après chaque incrément de temps At sur toute la période du cycle d'oscillation et sur plusieurs cycles consécutifs, jusqu'à ce que des conditions d'écoulement périodiques s'établissent.

Cette méthode permet de tenir compte du frottement du gaz sur lespflrois,dfilMaji§êàéliâlè ur a travers celles-ci ainsi que des changements de section du tube de résonance.

Pour établir les conditions limites liées au tube de résonance, on établit les conditions du gaz dans la partie moteur et/ou pompe à chaleur Stirling de l'ensemble également par une succession d'incréments de temps en fonction du déplacement des pistons et de l'échange de gaz avec le tube de résonance.

Pour les conditions limites des compartiments Stirling de l'ensemble, le déplacement des pistons est fixé tout d'abord selon une cinématique déterminée. Une fois que le résultat de calcul s'approche des conditions périodiques désirées, il est possible de déterminer le mouvement des pistons libres en fonction de l'ensemble des forces qui agissent sur eux. En cas de stabilité de l'ensemble, la périodicité est maintenue aussi bien pour les déplacements des pistons de transfert que pour le mouvement du gaz.

La détermination de la forme du tube, ainsi que sa longueur pour une fréquence f d'oscillation donnée, est un résultat implicite du calcul. Cette méthode permet de choisir les formes et les dimensions de tubes dans lesquelles des ondes de pression harmoniques s'établissent. Des conditions de résonance sont établies lorsque des variations de pression maximales sont atteintes. Parmi les solutions envisageables, celles présentant un facteur de performance élevé pour l'ensemble du système sont sélectionnées.

Compte tenu des pertes par frottement du gaz (hélium ou hydrogène), les calculs ont montré que sa vitesse d'écoulement dans le tube de résonance doit rester inférieure à environ 80 m/s. Il ressort également de ces calculs que la puissance de frottement dissipée dans le tube de résonance doit rester inférieure à environ 25% de la puissance mécanique générée dans la partie moteur du système Stirling, ce qui représente environ 10% de la puissance thermique fournie à haute température au système.

Les meilleurs résultats calculés ont été obtenus avec des rapports de section de la partie conique des tubes comprises entre 5 et 10, de préférence entre 7 et 8.

La dimension de la section la plus réduite, qui est adjacente à la partie moteur et/ou pompe à chaleur, doit être fixée en fonction du débit volumique de gaz à déplacer et dépend en premier lieu du rapport de pression d'oscillation à établir et du volume mort de la partie Stirling à considérer. Ce dernier point est d'un intérêt capital pour l'ensemble du système, car en choisissant un tube de résonance de section appropriée, il est possible de considérer des systèmes Stirling présentant des volumes morts relativement élevés. Ces systèmes à tubes de résonance sont donc moins sensibles au volume mort de la partie Stirling que dans d'autres systèmes à piston libre. De ce fait, les surfaces d'échange de chaleur peuvent être dimensionnées plus confortablement que dans d'autres systèmes connus, ce qui permet d'augmenter les facteurs de performance globaux.

On analysera maintenant le mouvement des pistons de transfert 2 et 7 soumis à une onde de pression harmonique établie dans le tube de résonance 16. Pour des raisons de simplicité, on suppose que la pression PE à une extrémité du tube est exactement opposée à la pression PHP à l'autre extrémité. La grandeur de l'onde est considérée comme étant indépendante du mouvement des pistons de transfert eux-mêmes.

Pour déterminer les dimensions des pistons 2 et 7, l'onde de pression est supposée les entraîner en une oscillation harmonique forcée.

L'équation différentielle du mouvement d'un tel système à un degré de liberté peut s'exprimer comme suit:

mx + ex + kx = F0 sin cot où m = masse des pistons c = coefficient d'amortissement k = constante du ressort

F0 = —pE-Sv + Php'(Sv —Sw)

|F0| = pE (2 Sv — Sw) force d'entraînement

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La solution particulière de cette équation est une oscillation sta-tionnaire de la même fréquence co que celle de l'excitation de forme:

x = X • sin (cot — 0)

où X est l'amplitude d'oscillation et 0 est la phase de déplacement par rapport à la force d'excitation. Par substitution dans l'équation différentielle, on obtient:

F

X = = 0 =

(k—meo2)2 + (cm)2

Les forces individuelles composant l'équation différentielle sont représentées graphiquement par la fig. 3 (vitesse et accélération sont en avant du déplacement de 90° et 180° respectivement).

En utilisant les termes:

co„ = -Jk/m = fréquence naturelle d'oscillation non amortie Cc = 2 mran = amortissement critique,

il est possible de représenter les équations ci-dessus sous une forme sans dimension dont les résultats sont représentés sur le diagramme de la fig. 4 tiré de la 2e édition de «Theory of vibrations with applications de William T. Thomson, Prentice-Hall Inc. Englewood Cliffs New Jersey». L'amplitude sans dimension Xk/F0 et l'angle de phase 0 sont seulement fonction du rapport de fréquences co/cû„ et du facteur d'amortissement \ = C/Cc. Les courbes montrent que le facteur d'amortissement présente une grande influence sur l'amplitude et l'angle de phase, en particulier dans la zone de fréquence proche de la résonance.

A titre d'exemple, on va examiner maintenant à l'aide d'un exemple numérique le dimensionnement du double piston libre de transfert 2, 7 de la fig. 1 et en particulier des sections SV et SW. Les conditions de travail sont les suivantes:

Gaz de travail hélium

Vol. max. de la chambre d'expansion: VEM = 120 cm3 (diamètre D1 = 7 cm, course = 3 cm, volume de la course Vs = 115 cm3)

(diamètre D2 = 7 cm)

Fréquence FREQ = 50 s_1(co = 314 s-1)

Pression moyenne du cycle PAVG — 30 • 105 Pa Rapport de pression rc = pmax/pmin = 40/20 = 2

Les dimensions de la partie moteur de l'ensemble correspondent à celles du moteur utilisé par W.R. Martini, directeur de Martini Engineering 2303 Harris, Richland, Washington 99352, dans «A simple method of calculating Stirling engines for engine design opti-mization». Les différentes données relatives à ce moteur, échange thermique, rendement, etc., sont connues.

On admet comme température des tubes de la partie chaude Tmh = 980°K et de la partie froide TMC = 330°K et que l'énergie transférée par la partie moteur au résonateur a approximativement Nw ~ 2670 W. Un compartiment moteur Stirling optimisé de dimensions semblables fonctionnant sans processus d'échange par des ondes permettrait de produire une énergie mécanique de:

N s 0,15 pfVs S 2600 W

En admettant que les pertes maximums d'énergie de frottement Nf du piston s'élèvent à moins de 20% de l'énergie nette du moteur, il est possible d'évaluer un facteur d'amortissement visqueux équivalent Ccq, résultant d'une perte d'énergie semblable:

Nf = 0,2N s 0,03 pVS'f = Sîco2x2

Dans le cas de l'exemple numérique donné ci-dessus, on obtient: Ceq = 12 kg-s_I

ou avec Cc = 2m©„ ~ 2-1,5 kg-314 s '= 940kg-s 1

\ = ceq/cc = 0,02

Des diagrammes de la fig. 4, on constate que le mouvement des pistons de transfert 2 et 7 sera très sensible aux modifications de la constante du ressort ou du rapport d'amortissement, qui est très comparable au comportement des pistons de transfert dans les systèmes à piston libre de Beale ou de Benson. La variation de ces paramètres permettra d'agir très étroitement sur le comportement de l'ensemble.

Le diagramme de la fig. 4 montre que, pour un aussi faible amortissement, un angle de phase 0 supérieur à 45e existera seulement lorsque la fréquence naturelle d'oscillation non amortie co„ est très proche de la fréquence co de la force d'excitation:

<an = N/k/m~co k = m2-m = (314 s-1)2• 1,5 kg s 105 kg s-2

Un ressort pneumatique fonctionnant avec la même pression oscille lorsque le gaz de travail présente une raideur élastique:

k _. P ' Sw. rc — 1 X Tt+1

Ce qui permet de déduire la section Sw du ressort pneumatique de la fig. 1 :

Sw = —-ï-i-î. ~15 cm2 p k — 1

La force d'entraînement minimum F0 du piston libre peut être déterminée à partir des pertes d'énergie par frottement estimées:

Nr< co-XF0

D'autre part, la force d'entraînement F0 est une relation des différences de surface des pistons :

F0~ Pe (2 Sv — Sw)

d'où on peut déduire:

Sv> Vt (Nf(/coXpE) + Sw)

en l'exprimant numériquement à partir de l'exemple chiffré: Sv>8,0 cm2 (Dv>3,2 cm)

Les évaluations ci-dessus des sections Sv et Sw dépendent essentiellement de la masse admise m des pistons de transfert 2 et 7 et des forces de frottement agissant sur ces pistons. Celles-ci dépendant essentiellement de la longueur des joints 9 et 15 (fig. 1) soumis à des pressions élevées et donc au diamètre des sections Sv et Sw. Ces forces de frottement dépendant évidemment aussi de la nature des joints utilisés. Toutefois, il faut remarquer que l'ensemble décrit ne fonctionne qu'avec deux joints travaillant avec des cylindres de diamètres relativement petits. La suppression d'un cylindre moteur de grand diamètre constitue de ce point de vue une amélioration importante sur le plan technologique tout en permettant de réduire les pertes par frottement.

L'ensemble composé d'un double piston libre et seulement d'un volume de ressort pneumatique semble particulièrement bien approprié pour adapter une régulation d'énergie. Une possibilité consiste à utiliser un alternateur linéaire pour commander l'angle de phase 0 du mouvement du piston libre par rapport à l'onde de pression. Cet angle de phase peut également être réglé par une légère variation du volume de l'espace mort du ressort pneumatique. Une autre possibilité consisterait à varier la pression moyenne du gaz de travail qui, combinée avec l'une des deux autres solutions, permettait de commander l'énergie produite dans une large gamme de conditions de fonctionnement.

Les figures 5 à 7 illustrent trois variantes de l'ensemble objet de la présente invention. La fig. 5 montre une configuration qui ne se distingue de celle de la fig. 1 que par le fait que les deux pistons de transfert 2' et 7' sont indépendants l'un de l'autre, chacun présentant

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de ce fait une tige Sv, Sw travaillant avec un volume de gaz 14a, 14b jouant le rôle de ressort pneumatique.

La variante de la fig. 6 ne comporte plus qu'un compartiment moteur 1 " et un piston de transfert 2". Dans ce cas, le tube de résonance 16" aboutit à un volume mort 17 et c'est ce tube lui-même qui joue le rôle de pompe à chaleur, comme expliqué par le diagramme de la fig. 8. Une extrémité de ce tube est reliée au volume de compression Vc, du compartiment moteur 1", lui-même associé à un échangeur de chaleur 5" destiné à le refroidir. Sur le diagramme de la figure 8, on a représenté en abscisse une échelle de longueur L et en ordonnée une échelle de température T. La ligne en traits mixtes représente la température de la paroi du tube de résonance. Les lignes en trait plein montrent l'écoulement du gaz, celui-ci étant à basse pression lorsqu'il s'écoule vers le compartiment moteur (flèche Ft) et à haute pression lorsqu'il s'écoule vers le volume mort 17 (flèche F2). La ligne Tc représente la température de l'eau de refroidissement du volume de compression et la ligne TK la température de la source froide de la pompe à chaleur. On constate qu'une partie du tube éloignée du volume de compression qui est à gauche de l'ordonnée du diagramme a une température inférieure à celle TK de la source froide et absorbe donc de la chaleur alors que la partie du tube qui aboutit au volume de compression Vq du compartiment moteur a une température supérieure à celle de l'eau de refroidissement qui absorbe de la chaleur et peut servir de fluide de chauffage.

Enfin, la fig. 7 illustre une variante qui comporte une combinaison d'un ensemble moteur/pompe à chaleur à deux pistons de transfert 2* et 7* libres et indépendants, associés chacun à un joint d'étanchéité 18* respectivement 19* et suspendus élastiquement par deux ressorts 14a* respectivement 14b*, comprenant un tube de résonance 16* connecté aux volumes de compression VCI, VC2 des deux compartiments moteurs 1 *, respectivement pompe à chaleur 6*. Comme dans le cas de la forme d'exécution illustrée par la fig. 1, le compartiment à volume d'expansion VE du compartiment moteur 1 * est relié au compartiment Vc, par un échangeur de chaleur 3* associé à une source chaude (non représentée), un régénérateur 4* et un échangeur de chaleur 5* associé à une source froide. Quant au compartiment pompe à chaleur 6*, ses volumes de compression VC2 et d'expansion VK sont reliés par un échangeur de chaleur 10*

associé à une source de chaleur à basse température, un régénérateur 11* et un échangeur de chaleur 12* destiné à céder de la chaleur. Pour que les pistons de transfert 2* et 7* se mettent en mouvement sinusoïdal sous l'effet des variations de pression, il est nécessaire que les surfaces actives soient différentes des deux côtés de ces pistons. La présence des ressorts 14a*, 14b* réduit la surface active du piston du côté des compartiments à volume de compression Vcl, respectivement VC2.

L'inconvénient majeur du système VM connu réside principalement dans des rapports de pression qui demeurent trop faibles, de sorte que le rendement de pompage d'énergie est bas.

Dans la solution préconisée ici, dans laquelle les deux parties moteur et pompe à chaleur sont reliées par un tube de résonance, la pression varie périodiquement en raison du déplacement d'une onde dans ce tube de résonance. Le système doit simplement être conçu de façon qu'une faible quantité d'énergie soit fournie périodiquement au tube de résonance, pour maintenir l'onde de pression en oscillation. Cette combinaison, basée sur le principe du cycle VM susmentionné, permet essentiellement d'accroître le rapport de pression du gaz de travail, augmentant ainsi la densité d'énergie et le rendement global de l'ensemble, par rapport au système VM connu.

Cette condition permet de concevoir le compartiment pompe à chaleur avec un volume de déplacement au moins deux fois supérieur à celui du compartiment moteur. On obtient ainsi un grand déplacement de masse dans cette partie du cycle, ce qui contribue à assurer un pompage d'énergie important.

Dans la solution proposée, la variation de pression n'est pas di-recement liée aux rapports des volumes de déplacement et des volumes morts de la partie Stirling, mais dépend essentiellement de la qualité du résonateur. De ce fait, on a la possibilité de dimensionner plus confortablement les échangeurs de chaleur, d'augmenter les surfaces d'échange et de diminuer les pertes thermiques dues aux échanges imparfaits. On peut aussi accepter des volumes morts en fin de course des pistons libres, ce qui facilite la réalisation. C'est pour la même raison que la présence de ressorts 14a*, 14b* à boudins ou à soufflets, qui engendrent des volumes morts relativement importants, peut être envisagée sans inconvénient alors qu'une telle solution pénaliserait tout autre système de pompe à chaleur de type Stirling de façon inacceptable.

Grâce à ce mode de suspension mécanique des pistons de transfert 2* et 7*, chaque piston est maintenu dans une position d'équilibre fixe et oscille autour de cette position. Aucun système de centrage n'est de ce fait nécessaire pour compenser une éventuelle dérive du piston. La fréquence d'oscillation des pistons de même que celle du tube de résonance deviennent indépendantes de la pression du gaz. De ce fait, il est possible de varier la puissance de chauffage en variant la pression moyenne du système. La performance globale ou le facteur de gain de l'ensemble de la pompe à chaleur restera donc sensiblement indépendant de la charge ou des variations saisonnières de la demande de chauffage.

Cette solution entraîne la disparition des joints dynamiques à grande différence de pression entre deux compartiments à isoler. Les deux seuls joints qui subsistent sur les pistons libres sont soumis à des pressions différentielles très faibles. Les forces de frottement et les débits de fuites internes au système sont donc fortement réduits, ce qui contribue à son bon rendement global. Un tel ensemble ne comporte pratiquement plus aucune pièce susceptible de s'user, ce qui réduit les problèmes de maintenance.

Différents essais ont été effectués pour tester le comportement du tube de résonance, afin de vérifier expérimentalement la possibilité de maintenir une onde de pression de forme sinusoïdal en mouvement permanent, avec un apport d'énergie minimal.

A cet effet, on a utilisé deux configurations de tubes de résonance. La première de ces configurations comporte un tube dont la section varie selon une loi parabolique (correspondant sensiblement à un cône) de 1,8 m de longueur dont la plus petite section a 2,5 cm2 et la plus grande 15,2 cm2. La petite section est raccordée à un cylindre dans lequel est monté un piston actionné selon un mouvement sinusoïdal par un mécanisme de bielle. Le volume mort du cylindre peut varier de 150 à 300 cm3 et le volume de déplacement du piston peut varier de 19 à 38 cm3. La grande section du tube conique est raccordée à un tube cylindrique dont la section correspond à la grande section du tube conique et dont la longueur est de 1,2 m et se termine par un volume mort d'environ 5 1.

La seconde configuration diffère de la première uniquement par le fait que le volume mort de 5 1 est remplacé par un second tube conique de 1,2 m de longueur dont la plus grande section correspond à celle du tube cylindrique, soit 15,2 cm2, et dont la plus petite section est de 5 cm2.

Au cours des essais, le gaz utilisé était de l'azote à une pression moyenne comprise entre 1 • 105 à 2 • 105 Pa. La variation de la fréquence du piston entraîné par un moteur synchrone permet de déterminer les conditions de résonance de la colonne de gaz. Le volume mort du cylindre simule en première approximation celui du système Stirling. Ces essais ont montré qu'avec une fréquence comprise entre 45 et 50 Hz, suivant la configuration du tube et un apport d'énergie de moins de E< 1 J par cycle, il est possible de maintenir la colonne de gaz en oscillation avec des rapports de pression dans le cyclindre t = Pmax/Pmm compris entre 1,7 et 2,0 comme le montre le diagramme de la fig. 9 issu d'un enregistrement effectué sur oscilloscope.

Le diagramme de la fig. 10, également enregistré au cours des essais, montre, d'une part, une courbe A correspondant au déplacement du piston dans le cylindre et, d'autre part, une courbe B correspondant à la variation de pression correspondante dans le tube de résonance. Cet enregistrement montre que cette variation de pression en fonction du temps est effectivement proche d'une variation sinusoïdale telle que désirée dans une pompe à chaleur de type VM à pistons libres.

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Ces résultats confirment ceux obtenus à l'aide du programme de calcul basé sur la méthode des caractéristiques. Or, ces calculs permettent de prévoir qu'il est possible de concevoir un système VM avec tube de résonance, fonctionnant avec de l'hélium comme gaz de travail, à des pressions moyennes comprises entre 2 • 106 à 5 ■ IO6 Pa 5 et à des fréquences d'oscillation de l'ordre de 50 Hz.

Le rapport de pression durant les oscillations sera compris entre n = pmM/pmi„ = 1,3-1,5 suivant les dimensions de l'ensemble moteur/pompe à chaleur, et le coefficient de performance CÖP sera, lui, compris entre: 1,40<COP< 1,80. Le COP correspond au rapport entre la puissance de chauffage utile et la puissance de chauffage fournie à la source chaude du compartiment moteur de l'ensemble moteur/pompe à chaleur.

Si l'on compare cette fourchette avec le rendement d'une chaudière conventionnelle, le gain d'énergie réalisable se situe entre 30 et 45%.

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3 feuilles dessins

Claims (5)

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1. Ensemble moteur/pompe à chaleur Stirling à piston libre, ce moteur comprenant un piston de transfert monté dans un cylindre en délimitant deux compartiments à volumes variables de compression et d'expansion, respectivement, d'un fluide de travail gazeux enfermé dans ce moteur, le compartiment de compression communiquant avec le compartiment d'expansion par un conduit contenant un échangeur de chaleur destiné à être associé à une source chaude, un régénérateur et un échangeur de chaleur destiné à être associé à un puits de chaleur, et un organe moteur oscillant, synchronisé avec ledit piston de transfert pour transmettre l'énergie produite par le moteur à ladite pompe à chaleur, caractérisé par le fait que ledit organe oscillant est constitué par un tube de résonance accordé sur la fréquence dudit piston et que l'extrémité de ce dernier délimitant ledit compartiment de compression est associée à un moyen de rappel élastique.

2. Ensemble moteur/pompe à chaleur selon la revendication 1, caractérisé par le fait que ledit tube de résonance comporte deux segments à sections variables augmentant progressivement en s'éloi-gnant respectivement dudit moteur et de ladite pompe à chaleur, un troisième segment cylindrique reliant les grandes sections respectives de ces deux dits segments coniques.

2

REVENDICATIONS

3. Ensemble moteur/pompe à chaleur selon la revendication 1, caractérisé par le fait que les moyens de rappel élastiques sont constitués par un cylindre fermé à une extrémité et dont l'autre extrémité reçoit de façon étanche une tige solidaire du piston de transfert.

4. Ensemble moteur/pompe à chaleur selon la revendication 1, caractérisé par le fait qu'il comporte deux pistons de transfert libres, l'un associé à la partie moteur, l'autre associé à la partie pompe à chaleur, chacun d'eux coopérant avec un ressort de rappel, les compartiments à volumes de compression associés à chacun de ces pistons libres étant reliés par ledit tube de résonance, chacun de ces pistons étant associé à un ressort de rappel.

5. Ensemble moteur/pompe à chaleur selon la revendication 1, caractérisé par le fait qu'il comporte deux pistons de transfert libres, l'un associé à la partie moteur, l'autre associé à la partie pompe à chaleur, chacun d'eux coopérant avec un ressort de rappel, les compartiments à volume de compression associés à chacun de ces pistons libres étant reliés à une même extrémité dudit tube de résonance, chacun de ces pistons étant associé à un ressort de rappel.