Installation de conditionnement d’air

Installation de conditionnement d’air

Etat de l’art

Substitution des réfrigérants et Climatisation. M.A. Alsaad, M.A. Hammad [1] ont effectué une étude expérimentale pour déterminer la performance d’un réfrigérateur quand un mélange de propane/butane est employé comme remplacement possible au réfrigérant traditionnel CFC 12. Les résultats de ces investigations montrent une réussite de ce mélange de propane/butane en tant que réfrigérant alternatif au CFC 12 dans des réfrigérateurs. Les conclusions suivantes sont faites:

Tableau 1: les valeurs de la COP en fonction de la température d’évaporation. Dans leurs travaux, Tashtoush, M. Tahat, M.A. Shudeifat [2] ont mené une étude expérimentale sur le remplacement de R12 dans des réfrigérateurs domestiques par de nouveaux mélanges réfrigérants d’hydrocarbure / hydrofluorocarbon. Les paramètres et les facteurs affectant les caractéristiques de performance de ces réfrigérants, basées sur des données expérimentales ont été comparés à ceux de R12. En conclusion, les résultats prouvent que les mélanges de butane/propane/R134a fournissent d’excellents paramètres de performance, tels que le coefficient de performance du réfrigérateur, la puissance de compression, le rendement de condenseur, la pression de décharge de compresseur et la température. Le mélange de butane/propane/R134a, ne nécessite pas le changement de l’huile de graissage du compresseur utilisée avec R12.

Dans ses travaux, Halton [4] montre, dans des études expérimentales que le meilleur COP est obtenu par l’utilisation des fluides de très grande masse moléculaire. Dans les travaux de Groll. D et les autres [5, 6, 7 et 8], les fluides halo-carboniques exemples (R142b, R114, R113, R141b) ont très utilisés, ils donnent des valeurs de COP supérieures par rapport aux autres fluides. Afin d’améliorer les performances du cycle de réfrigération à éjecteur, des mélanges des fluides frigorifiques sont utilisés, exemples (R22/RC118, R22/R142b, R22àR134a, R134a/R152a, RC318/R141b). Sun [9] réalise des travaux qui montrent que le plus faible COP est donné par l’eau, alors que le R22 donne une meilleur COP sauf que l’utilisation de R22 est interdite (CFC). Rogdakis et Alexis (2000) [10] montrent dans leurs études qu’une machine frigorifique fonctionnant avec l’ammoniac passe d’un COP qui varie entre 0.042 et 0.446.

Afin d’éliminer l’erreur analytique induite par la considération que la vapeur qui traverse l’éjecteur est un gaz parfait, Dinçer, Djebedjian et B. S [11, 12, 13] ont déterminés les propriétés thermodynamiques de la vapeur en tant que gaz. Cela a permis de se rapprocher du cas réel. Alors que dans leurs travaux, Abdel-Aal et al [14,15], montrent que les deux approches (gaz parfait – gaz réel) donnent les mêmes résultats. Chunnanond K. et Aphornratana S. et B.J. Huang S. [16,17,18] ont analysé l’influence de la température de l’évaporateur sur la performance du cycle de réfrigération à éjecteur. Quand la pression (ou la température) de l’évaporateur augmente, le COP du système et la pression critique de la condensation augmentent. Dans leurs travaux, C. Aprea, F. de Rossi, A. Greco [19] mesurent de façon expérimentale les coefficients de transfert de chaleur moyens de R22 et de R407C dans un évaporateur (avec un diamètre interne de 20 mm) coaxial avec écoulement à contre-courant d’une installation frigorifique, le flux thermique était dans un éventail de 1,9 a` 9,1 kW/m et le flux massique était dans un éventail de 30 a` 140 kg/m2 s. Les résultats montrent que le coefficient de transfert de chaleur de R22 est toujours plus élevé que celui de R407C. Zehnder [20] (2004), un algorithme d’optimisation multi -objectifs est utilisé pour l’évaluation des mélanges pour le fonctionnement à haute température des pompes à chaleur air/eau, leurs résultats montrent que tous les mélanges obtenus contiennent des fluides inflammables.

Diffuseur de porte-bagages.

Chu, Churchill [27] furent les premiers à étudier la convection naturelle au sein d’une cavité rectangulaire bidimensionnelle munie d’une source de chaleur discrète. Avec des parois horizontales thermiquement isolées, une paroi verticale froide isotherme et une source de chaleur installée sur l’autre paroi verticale, ils ont obtenu numériquement la position de la source qui optimise le transfert thermique, en fonction du nombre de Rayleigh. Cette position optimale se trouve près du centre de la paroi verticale, mais glisse légèrement vers le bas à mesure que le nombre de Rayleigh augmente. Turner, Flack [28] fait une étude expérimentale pour confirmer les prédictions des travaux [27] et en plus de les étendre à des nombres de Rayleigh plus élevés. Ainsi, la hauteur optimale du centre de la source par rapport à la hauteur de l’enceinte pour 105 < Ra < 6.106 a été trouvée égale à 0,4. Chadwick et Heaton [29] a apporté plus de précision sur la position optimale d’une source lorsqu’elle dégage un flux de chaleur uniforme. Après avoir examiné, expérimentalement et par simulation numérique, trois positions différentes, ils ont constaté que la position la plus basse (2/10 de la hauteur) conduisait au meilleur transfert de chaleur. Un autre travail expérimental M. Keyhani et al [30] porte sur une enceinte munie de 11 sources à flux de chaleur uniformes. Les résultats montrent qu’il est avantageux d’utiliser des sources discrètes plutôt qu’une paroi chauffée uniformément afin d’optimiser le transfert de chaleur.

Ho, Chang [31] ont examiné numériquement l’effet du rapport de forme (1< A<10) sur le transfert de chaleur dans une enceinte munie de 4 sources équidistantes à flux de chaleur uniformes. Leurs résultats montrent que l’augmentation du rapport de forme conduit à une diminution substantielle du transfert de chaleur, ce qui fait augmenter les températures des sources de chaleur. Cependant, ils ont remarqué que cet effet diminue lorsque le nombre de Rayleigh est augmenté. Les résultats expérimentaux de Shigeo, Bejan [32] ont effectivement démontré que l’effet du nombre de Prandtl est négligeable lorsque ce dernier est de l’ordre de l’unité ou plus. De cette synthèse, il apparaît clairement que pour un nombre de Rayleigh donné, le transfert de chaleur atteint un maximum pour un certain rapport de forme optimal. Pour Ra ~105, le maximum se trouve autour de A = 1 et il se déplace vers des valeurs plus faibles du rapport de forme lorsque le nombre de Rayleigh est augmenté. N. Ibrir [33] étudie une cavité qui est chauffée par le bas et refroidie par le haut et correspond à la configuration de la convection de Rayleigh Bénard qui traite de la stabilité et le mouvement d’un fluide confiné entre deux plaques horizontales qui sont maintenues à des températures uniformes et distinctes. Figure 6 : Schéma représentant les rouleaux de la convection de Rayleigh- Bénard. Au-delà d’une valeur critique de l’écart de température appliqué, des rouleaux contrarotatifs, d’axes horizontaux apparaissent au sein du fluide, il y a donc un seuil de convection au-delà duquel le transfert de chaleur se fait par convection. A la lumière de cette recherche bibliographique sur la substitution des CFC par les HCFC et autres, on constate que le CFC qui a eu le plus large champ d’application avec tous les types de compresseur (réfrigération domestique, commerciale et industrielle, conditionnement d’air, refroidissement de liquide, pompes a chaleur) a été remplacé par le HFC dont les propriétés en termes de pressions de fonctionnement et de performances sont très voisines.

Table des matières

Introduction
CHAPITRE I Installation de conditionnement d’air
I.1- Etat de l’art
I.2- Description de l’installation de conditionnement d’air
I.2.1- Principe
I.3- Description des principaux éléments
I.3.1- Gaine de reprise
I.3.2- Unité de conditionnement d’air
I.3.3- Groupe de condensation
I.3.4- Gaines de distribution et de diffusion
I.3.5- Régulation de température
I.3.6 – Sonde de contrôle d’air soufflé (SAS)
I.3.7 – Thermostat de préchauffage (THP)
I.3.8 – Thermostat d’air extérieur (THE
I.3.9 – Tableau de contrôle et de sécurité frigorifique
I.3.10 – Extracteurs
I.4 – Fonctionnement de l’installation de climatisation
I.4.1 – Le commutateur CO est place sur la position « ARRET »
I.4.2 – Le commutateur CO est place sur la position « VENTILATION »
I.4.3 – le commutateur CO est place sur la position « AUTOMATIQUE »
I.4.4 – défauts de fonctionnement en climatisation
I.4.4-1. Défaut de ventilation
I.4.4.2- Défaut de chauffage
I.4.4.3 – Défaut « froide »
CHAPITRE II Système de production du froid
II.1 La théorie de la production du froide
II.2 Le compresseur semi- hermétiques
II.2.1 Généralités
II.2.2 Capacité de transport du compresseur
II.2.3 Capacité frigorifique
II.2.4 Puissance motrice du compresseur
II.3 Bilan énergétique
II.3.1 Bilan énergétique sur le compresseur
II.4 Le condenseur
II.4.1 Processus dans le condenseur
II.4.2 Puissance du condenseur
II.4.3 Pression de condensation
II.4.4 La construction de condenseur
II.5 Bilan énergétique sur le condenseur
II.6 Collecteur
II.7 Le détendeur
II.7.1 Principe
II.7.2 Soupapes de détente thermo réglable
II.7.3 Bilan énergétique sur le détendeur
II.8 L’évaporateur
II.8.1 Processus à l’intérieur de l’évaporateur
II.8.2 Puissance de l’évaporateur
II.8.3 Evaporateur à alimentation à air
II.9 Bilan énergétique sur l’évaporateur
II.10 La régulation
II.10.1 L’emplacement du thermostat d’ambiance
II.10.2 Le choix de la température de consigne
II.10.3 La régulation du compresseur
II.10.4 La régulation du condenseur
CHAPITRE III Evaluation thermique et dynamique de l’enveloppe
III.1- But de l’isolation thermique
III.2- Caractéristiques générales des isolants
III.3- Formules de base pour calculer les déperditions
III.3-1 Flux de chaleur
III.3-1-1) Cas d’une paroi plane
III.3-1-2) Cas d’une paroi cylindrique
III.3-1-3) Cas de paroi composé
III.3-1-3-1) Cas de paroi plane
III.3-1-3-2) Cas de paroi cylindrique
III.3-2 Coefficient de conductivité
III.3-3 Coefficients d’échange superficiel
III.3-3-1) Coefficient d’échange superficiel interne hi
III.3-3-2) Coefficient d’échange superficiel externe he
III.3-4) Température de surface
III.4- Détermination de l’épaisseur de l’isolation
III.4-1) Épaisseurs en absence d’exigence particulière
III.4-2) Epaisseurs conditionnées par une exigence technique
III.5- Étude de l’isolation thermique dans les voitures
III.5-1 Les charges thermiques externes
III.5-1-1 Charge thermique par transmission à travers les parois (Qtr)
III.5-1-1-1 Charge thermique par transmission à travers le vitrage (Qvit)
III.5-1-2 Charge thermique par renouvellement d’air (Qre)
III.5-1-3 Charge thermique par ouverture des portes (Qop)
III.5-2 Les charges thermiques internes
III.5-2-1 Charge thermique due a l’éclairage (Qec)
III.5-2-2 Charge thermique due aux personnes (Qpe)
III.6 Simulation de la distribution de la vitesse est de la température dans la voiture
III.6.1. Description du problème
III.6.2. Discussion des résultats de simulation pendant l’été
III.6.2.1. Etude du champ dynamique dans la voiture de voyageurs
III.6.2.2. Etude du champ thermique dans la voiture de voyageurs
III.6.3. Discussion des résultats de simulation pendant l’hiver
III.6.3.1. Etude du champ dynamique dans la voiture de voyageurs
III.6.3.2. Etude du champ thermique dans la voiture de voyageurs
CHAPITRE IV Analyse des fluides frigorigènes
IV.1 Définition
IV.2 Exigences imposées à un fluide frigorigène idéal
IV.2.1 Propriétés physiques
IV.2.1.1 Pression d’évaporation
IV.2.1.2 Pression de condensation
IV.2.1.3 Différence de pression
IV.2.1.4 Taux de compression
IV.2.1.5 Température finale de compression
IV.2.1.6 Solubilité dans l’eau
IV.2.1.7 Enthalpie d’évaporation et densité d’aspiration
IV.2.1.8 Miscibilité/Solubilité des lubrifiants
IV.2.2 Propriétés chimiques
IV.2.3 Propriétés physiologiques
IV.2.4 Impact sur l’environnement
IV.2.4.1 Potentiel de dégradation de l’ozone (ODP)
IV.2.4.2 Potentiel d’effet de serre (GWP)
IV.2.4.3 TEWI
IV.3 Pourquoi le changement
IV.3.1 Réchauffement de la planète
IV.3.2 Le trou dans la couche d’ozone
IV.3.3 Décret d’interdiction de HCFC
IV.4 Fluide frigorigène R 134a comparé à R 12
IV.6 Huiles de machines frigorifiques
IV.6.1 Polyglycol (PAG)
IV.6.2 Huiles esters
IV.7. Remplacement d’un fluide frigorigène
IV.7.1 Méthode de reconversion
IV.8 Changement de frigorigène
IV.8.1 Données du système avant changement
IV.8.1.1 Calcul des performances
IV.8.1.2 Performances après changement de fluide
Conclusion
Annexe A
Annexe B

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