Geothermal energy and heat storage · Geothermal-energy.doc 1. GENERALITIES 1.1 Introduction to...

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

Page 1/133 Date: 12/05/2002 Author: Daniel Pahud

Geothermal-energy.doc

Geothermal energy and heat storage

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




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




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




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.




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 heating with heat pumps; • 1000 – 3500 m heating without heat pumps; • 3500 – 6000 m hot dry rock systems, heat and power production.

Fig. 1.2 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.




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).




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.

Country Power (MWe) 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). 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




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 1995 1999* European Union 1’039 1’735 Europe, other 3’572 3’895 Europe total 4’611 5’630 North America 1’874 5’908 Central and South America 3 47 America total 1’877 5’955 Asia 2’233 5’151 Oceania 264 318 Africa 144 121 World total 9’129 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.




Electricity generation Direct use

Installed capacity

MWe

Total production GWh/year

Installed capacity MWth

Total production GWh/year

European Union 754 3’832 1’031 3’719 Europe, other 112 471 4’089 16’058 Europe total 866 4’303 5’120 19’777 North America 2’849 16’249 1’908 3’984 Central and South America 959 6’869 America total 3’808 23’118 1’908 3’984 Asia 2’937 13’045 3’075 12’225 Oceania 365 2’901 264 1’837 Africa 45 390 71 355 World total 8’021 43’756 10’438 38’178 Table 1.4 Electricity generation and direct use of geothermal energy in 1997 (source:

Fridleifsson, 2000). Top ten countries are shown in table 1.5 for the production of geothermal heat.

Country Thermal power (MWth) 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).




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. 2005 2010

Scenario 1

Electricity generation

12’850 MWe 79 TWh/year


Direct use

27’650 MWth 83 TWh/year


Scenario 2

Electricity generation



Direct use



Table 1.6 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.




Projection for Europe are shown in table 1.7 (Brunner and al., 2000). 1998 2010 2020

Heat deep and shallow resources

Number of homes 920’000 About 3 million About 12 million Installed capacity 5’200 MWth 15’000 MWth 48’000 MWth

Electric power incl. Hot Dry Rock as of about 2010

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)

(1) without additional public or private promotional measures (2) with suitable promotional measures, justified by the fact that the increased utilisation of geothermal energy helps to diminish environmental pollution 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.




• 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 618 Table 1.7 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 :




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 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.




• 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 principe

d’une installation avec un collecteur enterré horizontal (source: OFEN, 1998).

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.




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.




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,




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).




Sonde géothermique profonde « Thermal 1 » de Weggis Type de sonde : coaxial Energie thermique extraite de la sonde : 240'000 kWh/an Energie thermique produite après la pompe à chaleur : 270'000 kWh/an Puissance d’extraction de pointe de la sonde : 70 kW Approvisionnement : 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 (source: Erdwärme

Neustadt-Glewe GmbH, Schwerin, D). 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.




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 18.2 g/l

Consommateurs de chaleur 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.




Tunnel Type de tunnel Débit

d’eau (l/min)

Température de l’eau (°C)

Potentiel thermique** (kW)

Ascona (TI) routier 360 12 150 Furka (VS) * ferroviaire 5’400 16 3'758 Frutigen (BE) galerie de sondage 800 17 612 Gothard (y.c. avant-tunnel) (TI) * routier (N2) 7’200 15 4'510 Grenchenberg (portail sud) (SO) ferroviaire 24’000 13 11'693 Hauenstein, tunnel de base (SO) ferroviaire 2’500 19 2'262 Isla Bella (GR) routier 800 15 501 Lötschberg (VS) ferroviaire 731 12 305 Mappo-Morettina (TI) * routier 983 16 684 Mauvoisin (VS) galerie-pilote de

Riddes 600 20 584 Polmengo (TI) galerie de sondage 600 20 584 Rawyl (VS) galerie de sondage 1’200 24 1'503 Ricken (SG) * ferroviaire 1’200 12 501 Simplon (portail Brigue) (VS) ferroviaire 1’380 13 672 Verdina (GR) ferroviaire 2’100 17 1'608 Total (kW) 29'927 * 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.




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 Principe de fonctionnement d’un système Hot Dry Rock (source: Häring

Geoproject, Steinmaur).




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 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.




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) 1 J 1 W s (Watt seconde) 1 kJ (k : kilo) 103 J 1/3.6 Wh 0.2778 Wh (Watt heure) 1 MJ (M : méga) 106 J 1/3.6 kWh 0.2778 kWh 1 GJ (G : giga) 109 J 1/3.6 MWh 0.2778 MWh 1 HJ (H : hexa) 1012 J 1/3.6 GWh 0.2778 GWh 1 PJ (P : péta) 1015 J 1/3.6 HWh 0.2778 HWh 1 cal (calorie) 4.186 J 3.968 10-3 Btu (British thermal unit) 1 tep (tonne équivalent pétrole) 1 toe (tonne oil equivalent) 1 tonne de pétrole brut 7.3 barils 1'160 litres (1 baril 159 litres) 1 tep 42.244 GJ 10.093 Gcal 40.047 106 Btu Table 2.1 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.




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 :

( )finfoutFluid T - T cp m Q &= (2.1)

• Q : puissance thermique échangée (W) ; • m& : débit massique du fluide caloporteur (kg/s) ; • 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.




xT T grad A / Qddλλ == (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 tT 2∇=

∂∂ a (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).

C

ρλ

=a (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).




Type de roche – rock type Conductibilité thermique – Thermal conductivity λ (W/mK) min valeur typique max

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

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




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).




( ) ) /z )t(t cos( /z exp dT T t)T(z, ooo δωδ --- ⋅⋅+= (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) ; • T/ / 2 πωδ aa == : 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

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

1 heure 0.03 m 0.08 m 1 jour 0.17 m 0.38 m 1 semaine 0.44 m 1.01 m 1 mois 0.91 m 2.10 m 1 année 3.17 m 7.29 m 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.




0

5

10

15

200 5 10 15 20

Température [°C]

Prof

onde

ur [

m]

janvier

avril

juillet

octobre

diffusivité thermique du terrain: 10-6 m2/s

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).




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.

- +

- +

0.1 m

ground

pipes spacer

+ upward fluid channel - downward fluid channel

borehole wall

filling material

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




(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.




H

q = 0 (W/m)

To

To(z)

2a: before

qgeo (W/m2)

H

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

To

T(r,z,t)

2b: after

qgeo (W/m2)

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

Figure 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).




H

q = q1 , t>0

To

T(r,z,t) =

qgeo (W/m2)

To

To(z) +

qgeo (W/m2)

H

q = q1 , t > 0

T = 0 °C

Tq(r,z,t)

Tq(r,z,t=0)= 0 °C To(r,z,t=0)= To(z)

Figure 3.3 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):

ds t 4

rerfc

r1 -

t 4r

erfc r1

4q

- t)z,(r,THD

D

1q1 ∫

+−

−

+

+

=

aaλπ (3.1)

2222 s)(z r r s)-(z r r ++=+= −+ (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).

∫∞

=x

- de 2 erfc(x)2

µπ

µ (3.3)

When the time t is increasing to large values (infinity), the solution for the temperature field Tq1 tends toward a stationary solution (see equation 3.4).




ds r1 -

r1

4q

- z)(r,THD

D

1sq1 ∫

+

−+

=

λπ (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):

+

= t 4HDierfc -

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

a (3.5)

( ) ( )xerfc x - e 1 xierfc2x-

π= (3.6)

Let us define a typical example with the following characteristics:

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

more or less to the average ground temperature at half of the borehole length (depth of 60 m))

• Qsource = 4.5 kW (Heat extraction power from the borehole during system operation; it fixes the design heat extraction rate q to 4500W/120m = 37.5 W/m)

• toperation = 1800 h/y (Annual operating time of the borehole heat exchanger / heat pump) These numbers fix the ground thermal diffusivity a to 1.1 . 10-6 m2/s and the average heat extraction rate q1 to 7.7 W/m. The formulas given above allow us to calculate the fraction of the extracted heat that originate from the boundary heat source (η = Qs(t)/(H q1)) and the borehole wall temperature Tb, calculated as the average ground temperature along the borehole at the borehole radius (see table 3.1).




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

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

Tb / °C 8.98 8.82 8.62 8.48 8.23 8.17 8.11 8.11 Table 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 - /H)r g(Es, 2

qb

1

λπ (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.




a9H t

2

s = (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).

=>

bb r 2

Hln /H)r 1, g(Es (rb << H) (3.9)

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

2b t t r 5

<<a

), Eskilson established

a radial solution with the help of an infinite line source. The lower limit, which is typically a few hours, is due to the line source approximation (see equation 3.10).

ln(Es) 21

r 2Hln /H)r 1, Es

tr 5

g( b

bs

2b +

=<<

a (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.




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).

=

b

1b1 r

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




*bfb R q T T ⋅=- (3.12)

)T (T 21 T foutfinf += (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).




0

10

20

30

40

Time (one year)

Hea

t ext

ract

ion

rate

[W

/m]

q1

qp

qm

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.

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

)T (T cp m H q finfoutFluid −⋅⋅=⋅ & (3.15)

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

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

In order to be able to calculate an estimate of the minimum fluid temperature, each term of equation 3.14 are explained below (see equation 3.7 for Tm).




The long-term influence Rg-func(tdim) The long term influence is calculated with the g-function, and takes into account the borehole configuration and geometric parameters. From equation 3.7 the expression is:

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

1 tR bdimdimfunc-g λπ= (3.16)

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:

( )

=∞=

bsingle-func-g r 2

Hln 2

1 tR λπ

(rb << H) (3.17)

Data from example in section 3.1 gives: Rg-func-single = 0.458 K/(W/m) q1 Rg-func-single = 3.53 K The seasonal influence Rperiodic-max The thermal problem of a periodic heat extraction from a single borehole heat exchanger has been solved by Claesson and Eskilson (1987b). The influence radius of this periodic solution is only a few meters from the borehole for an annual variation. The solution can be applied to multiple heat extraction boreholes if the smallest distance between the borehole Bmin satisfy criterion (3.18).

T 0.7 Bmin a> (3.18) The period T is one year. The maximum influence of the periodic component is calculated with relation 3.19.

( ) 16/)r/2ln( 2

1 R 22'pbmax-periodic πγ

λπ+−= ( 0.1 r '

pb < ) (3.19a)

/2 r r b

'pb δ= and T/ πδ a= (3.19b)

• γ is the Euler number, γ = 0.5772; • δ is the penetration depth (see also relation 2.5).




Data from example in section 3.1 gives: r '

pb = 0.025 m Rperiodic-max = 0.257 K/(W/m)

qp Rperiodic-max = 5.13 K The short-term influence Rpulse(tm) The short term pulse corresponds to a constant heat extraction rate at the nominal power of the heat pump. This pulse lasts typically a few days. It will decrease the fluid temperature to its minimal value. The short duration of this pulse allows us to use the line source solution (3.10) for a single borehole.

( )

−

=

+

= γ

λπλπ

r t 4ln

41 )/tln(t

21

r 2Hln

21 tR 2

b

msm

bmpulse

a (3.20)

• tm is the duration of the pulse (s); Data from example in section 3.1 gives: Rpulse(1 day) = 0.136 K/(W/m) qm Rpulse(1 day) = 1.33 K

Rpulse(10 day) = 0.212 K/(W/m) qm Rpulse(10 day) = 2.08 K The borehole influence Rb* When the lowest fluid temperature is reached, the design heat rate (q1 + qp + qm) is extracted from the borehole heat exchanger. The temperature loss is calculated with the last term of equation 3.14. Data from example in section 3.1 gives: q1 + qp + qm = 37.5 W/m Borehole thermal resistance of 0.1 K/(W/m) (q1 + qp + qm) Rb* = 3.75 K The maximum temperature decrease is calculated to about 14 K. It is interesting to notice that more than a quarter of the total temperature loss occurs in the borehole. The total temperature loss is calculated relative to the undisturbed mean ground temperature, fixed to 11.5 °C in the example. As a consequence, the minimum fluid temperature is about -3 °C. However the average ground temperature on the borehole wall is 3 to 4 K warmer than the fluid and should not freeze.




Dimensioning the total borehole length H Dimensioning using formula (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.




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




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 Specific heat extraction for 1800 h/y for 2400 h/y General guideline values Poor underground (dry sediment) (λ<1.5 W/mK)

25 W/m 20 W/m

Normal rocky underground and water saturated sediment (λ<1.5 – 3 W/mK) 60 W/m 50 W/m

Consolidated rock with high thermal conductivity (λ>3.0 W/mK)

84 W/m 70 W/m

Individual rocks Gravel, sand, dry <25 W/m <20 W/m Gravel, sand, water saturated 65 – 80 W/m 55 – 65 W/m For strong groundwater flow in gravel and sand, for individual systems 80 – 100 W/m 80 – 100 W/m

Clay, loam, damp 35 – 50 W/m 30 – 40 W/m Limestone (massif) 55 – 70 W/m 45 – 60 W/m Sandstone 65 – 80 W/m 55 – 65 W/m Siliceous magmatite (e.g. granite) 65 – 85 W/m 55 – 70 W/m Basic magmatite (e.g. basalt) 40 – 65 W/m 35 – 55 W/m Gneiss 70 – 85 W/m 60 – 70 W/m 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.




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.




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 g-functions. 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 g-functions 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 Average borehole temperature Tb after 50 years*

Reduction of the ground source temperature

Infinite spacing (1 borehole) 6.4 8.23 °C 0 K Spacing of 36 m (B/H=0.3) 6.8 8.03 °C 0.2 K Spacing of 12 m (B/H=0.1) 7.6 7.62 °C 0.6 K Spacing of 6 m (B/H=0.05) 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.




Borehole configurationTwo boreholes

B

Length of each borehole 100 m

Ground thermal conductivity 2.0 W/mK

Calculation parametersH borehole 100 mλ borehole 2.0 W/mKC ground 2.4 MJ/m3K Time scale: 42 yearsa ground 0.8 10-6 m2/s (ts = H2/9a )qo 10 W/m

-5.0

-4.5

-4.0

-3.5

-3.0

-2.5

-2.0

-1.5

-1.0

-0.5

0.0

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100Borehole spacing B / m

Add

ition

nal t

empe

ratu

re d

rop

/ K

-0.5

-0.4

-0.3

-0.2

-0.1

0.0

CO

P dr

op /

-

after 5 yearsafter 10 yearsafter 25 yearsafter 50 yearsafter 100 yearsafter 200 years

Long term influence of the two 100m boreholes relative to a single one of 100m

Figure 4.1 Graphical representation example of long term influence of a two-borehole

configuration (source: Pahud et al., 2002).




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

Temperature reduction from figure 4.1

Correction for q1 x q1/qo = 0.77

Correction for λ x 2.0/2.4 = 0.83

Long term influence from table 4.2

36 m 0.3 K 0.23 0.19 0.20 K 12 m 0.9 K 0.69 0.58 0.61 K 6 1.5 K 1.16 0.96 0.92 K Table 4.3 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).




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.




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.




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)).

≥<

=0for t q0for t 0

)q(tc

(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).

=⋅+

⋅ R q -

r

t 4ln

4q

= T - (t)T *bc2

b

cmf γ

λπa

⋅⋅⋅ γ

λπλπ -

r

4ln

41 + R q + ln(t)

4q

= 2b

*bc

c a (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)).

Equation 4.2 is valid for time t greater than a

2b5r , so that the borehole thermal capacity can be

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).




φπλ

4q = c

(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.

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.

Flow rate

Temp.

Borehole

Boiler

Pump Datalogger

C

C E

T fin

T fout




Double U-pipe borehole heat exchanger

Rb* measured

Rb* calculated

Calculation parameters

K/(W/m) K/(W/m) d (cm) λr (W/mK) Bore 1, Peseux, diameter: 13cm, bentonite without spacers 0.143 0.240 5.0 0.7

Bore 2, Peseux, diameter: 13cm, bentonite with spacers 0.141 0.142 8.6 0.7

Bore 3, Peseux, diameter: 13cm, 50% sand + bentonite with spacers 0.121 0.124 8.6 1.0

Bore 4, Peseux, diameter: 13cm, quartz sand with spacers 0.096 0.100 8.6 2.0

Bore east, Kloten, diameter: 12cm, bentonite without spacers 0.148 0.150 7.6 0.7

Bore west, Kloten, diameter: 12cm, bentonite without spacers 0.169 0.223 5.0 0.7 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.




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; upper freshwater molasse • conglomerates and sandstones; upper marine molasse (St Galler formation) • silt- and sandstones; upper marine molasse (St Galler formation) • fine to medium sandstones; 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).




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 U-pipe 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 810 litre/h Table 4.5 Characteristics of the two boreholes.




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.

Initial mean ground temperature, measured with the fluid circulating in the north borehole without heating

12.3

12.4

12.5

12.6

12.7

12.8

12.9

13

mar 06 12:00 mar 06 18:00 mer 07 0:00 mer 07 6:00 mer 07 12:00

July 1999

Tem

pera

ture

°C

Forward fluid into the borehole

Return fluid from the borehole

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.




North borehole

0

1

2

3

4

5

6

7

mar 06 12:00 mer 07 12:00 jeu 08 12:00 ven 09 12:00 sam 10 12:00 dim 11 12:00 lun 12 12:00

July 1999

Pow

er k

W

0

1

2

3

4

5

6

7

Measured electric powerMeasured thermal powerAverage power (38.8 W/m)

Period of analysis

Figure 4.7 Evolution of the injected thermal power in the north borehole.

North borehole

10

15

20

25

30

35

mar 06 12:00 mer 07 12:00 jeu 08 12:00 ven 09 12:00 sam 10 12:00 dim 11 12:00 lun 12 12:00

July 1999

Tem

pera

ture

°C

9

10

11

12

13

14

Flow

rate

litre

/min

Flow rate

Forward fluid into the boreholeReturn fluid from the borehole

Inside air

Heating

Outside air

Figure 4.8 Evolution of the measured temperatures and flow rate in the north borehole.




Response test, north borehole

151617181920

2122232425

9.5 10 10.5 11 11.5 12 12.5 13Tau

Flui

d te

mpe

ratu

re °C

Slope: 0.973 +/- 0.005 KHeat rate: 38.4 W/mEstimated thermal conductivity: 3.1 W/mK

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

0.000

0.010

0.0200.030

0.040

0.050

0.060

0.0700.080

0.090

0.100

7/7/99 8/7/99 9/7/99 10/7/99 11/7/99

Date

Bor

ehol

e th

erm

al

resi

stan

ce K

/(W/m

)

Estimated borehole thermal esistance: 0.092 +/- 0.002 K/(W/m)Initial ground temperature: 12.4 °C

Figure 4.10 Estimation of the effective borehole thermal resistance of the north borehole

(without the last data that occur during the week end).




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. North borehole South borehole Test duration (without weekend data) 3 days 5 days Ground thermal conductivity λ 3.1 W/mK 3.5 W/mK Effective borehole resistance Rb* 0.092 K/(W/m) 0.112 K/(W/m) Initial ground temperature: 12.4°C Ground volumetric heat capacity: 2.1 MJ/m3K Thermal power during the test: ~ 40W/m Test flow rate: 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.




0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.0 0.5 1.0 1.5 2.0Flow rate per borehole [m3/h]

Effe

ctiv

e bo

reho

le th

erm

al

resi

stan

ce [K

/(W/m

)]CalculatedMeasured in south boreholeMeasured in north borehole

Borehole length: 160 m

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.




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.




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.




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).




• 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).




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).

ap

sf

A 0.065 t = (5.1)

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

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

Typical values for a ground heat storage are a = 10-6 m2/s and B = 3 m. The steady flux time tsf is about one week. The heat transfer capacity UA (equation 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

quadratic or an hexagonal region. The condition for the validity of formula 5.2 ( 51 r

A

b

p≥

π) is

normally satisfied with ground heat storage.




*b

b

psf R 0.75 -

r

Aln

21 R +

=

ππλ if 51

r

A

b

p≥

π (5.2)

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

sfRHn UA = (5.3)

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

An estimation of the heat transfer rate under steady flux condition is calculated with relation 5.4 for a given temperature loss.

( )stkf T - T UA P = (5.4)

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

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

Specific storage capacity The specific storage capacity Csp is equivalent to the amount of thermal energy necessary to change the storage mean temperature of 1K. It is estimated with the ground volumetric thermal capacity and the storage volume (equation 5.5).

H An C V C C psp ρρ == (5.5)

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




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

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

C/Q EC ext= (5.7)

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

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

injext Q /Q =η (5.8)

• η seasonal storage efficiency (-); • Qinj annual thermal energy injected in the store (J).

Assuming that the storage temperature returns to the same value after 1 cycle (1 year), the storage efficiency can also be calculated with relation 5.9.




injlossinjlossinjlossextext Q /Q 1 Q /)Q (Q )Q (Q /Q −=−=+=η (5.9)

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

The storage efficiency depends on the annual storage heat losses Qloss and on its mode of utilisation Qext. As for the storage capacity, the storage efficiency depends on the integration of the storage in the system, the system type and operation. For low temperature seasonal storage application, storage efficiencies of 60 – 90 % can be reached. For medium and “high” temperature storage, the storage efficiency strongly depends on the relative importance of heat losses to the energy stored (which is in fact the ratio Qloss/Qinj). The magnitude of the ratio is decreasing with increasing storage size, as heat losses are increasing with the storage envelope surface (proportional to the square of a length) and stored energy is increasing with the storage volume (proportional to the cube of a length). For “small” seasonal storage (volume in the range 10’000 – 20’000 m3), storage efficiencies of 30 to 60% can be realised. With larger volume (> 20’000 m3), storage efficiencies of 50 – 80% can be expected. Storage heat losses depend mainly on the mean annual storage temperature Tstk-moy, the mean ambient temperature To, an equivalent heat loss factor U and the area of the store border A. The average heat loss factor is essentially conditioned by the store design (insulation of upper parts of storage border, geometry, etc.), the ground properties and is time-dependent. A transient thermal process usually lasts a few years until a steady-state thermal process is established. Forced and free convection in the ground results in increased heat losses. In the case of a dominant conductive thermal process, storage heat losses can be expressed with relation 5.10 for steady state conditions.

yearomoy-stkloss t)T (TA U Q −= (5.10)

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

Heat losses can be reduced with:

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

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




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




• 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.




Stockage de chaleur volume de stockage: 330’000 m3 49 sondes de 160 m capacité de transfert de chaleur: 30 kW/K espacement de 6.5 m capacité spécifique du stockage: 200 MWh/K Bilan stockage Extraite Injectée Ratio injecté/extrait Energie 910 MWh/an 1’270 MWh/an 1.39 116 kWh/m/an 162 kWh/m/an Efficacité stockage Puissance maximum 300 kW - 72% 38 W/m - Température moyenne annuelle stockage 18 °C

Demande d’énergie satisfaite chauffage refroidissement 1’370 MWh/an (91 %) 730 MWh/an (100 %) Table 5.1 Caractéristiques et performances thermiques du stockage après 10 ans de

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

Serso Le projet Serso est né de l’idée de vouloir dégivrer un pont avec de l’énergie solaire. Il en résulte un concept qui met en œuvre un stockage saisonnier de chaleur dans le terrain. L’énergie solaire est captée par le pont en été, stockée dans le terrain par l’intermédiaire d’un ensemble de sondes géothermiques, puis restituée en hiver pour le dégivrage du pont. Le pont est équipé de serpentins qui permettent de collecter les gains solaires estivaux et de chauffer la chaussée en hiver pour empêcher la formation de glace ou de givre. A l’exception de l’énergie électrique nécessaire au fonctionnement des pompes, le système est conçu pour fonctionner sans énergie auxiliaire. En raison du niveau de température extrêmement bas pour le dégivrage du pont, ce système est une exception aux catégories présentées au début du chapitre. C’est un système sans pompe à chaleur, mais le stockage de chaleur diffusif fonctionne malgré tout à basse température (entre 5 et 15 °C). Cette installation a été mise en route en 1994 et a fait l’objet d’une campagne de mesure détaillée (Hopkirk et al., 1995). Les caractéristiques du stockage sont données dans la table 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.




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

3 /2) 7.8 m2/sonde

Volume de stockage (B2 x 3 /2 x N x H) 46'100 m3 Diamètre des sondes (forage) 11.5 cm Type de sonde Double-U Diamètre intérieur des tubes formant les U 26 mm Matériau de remplissage Bentonite et ciment Résistance thermique d’une sonde Rb (1) 0.12 K/(W/m) Résistance thermique interne d’une sonde Ra (1) 0.44 K/(W/m)

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

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

Table 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.




8

9

10

11

12

13

14

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

Tem

péra

ture

sto

ckag

e / °

C01.01.98

31.12.99

Figure 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.




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.




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.

Collector array Pump

Bufferstore

Boiler

Duct store

Distributionnetworkvalve

Three-way

exchangerLoad heat

Two-wayvalve

exchangerSolar heatPressure

relief valve

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.




200250300350400450500

0 3600 7200 10800 14400 18000Annual heat demand / GJ

Sola

r cos

t / C

HF

per M

Wh

(3.6

GJ)

0 1000 2000 3000 4000 5000Annual heat demand / MWh

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

sh: space heatinghw: hot water

Figure 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).




System thermal behaviour In figure 5.6, a system monthly heat balance is shown.

-100-80-60-40-20

020406080

100120

Janu

ary

Februa

ryMarc

hApri

lMay

June Ju

ly

Augus

t

Septem

ber

Octobe

r

Novem

ber

Decem

ber

Mon

thly

ene

rgy

MW

h

0102030405060708090100

Tem

pera

ture

leve

l C

12th year

Collected heatStored in ductRecover from ductSolar heatHeat load

CollectorsGR HX +Mean ductGR HX -

Figure 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.




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.

20

30

40

50

60

70

80

90

0 30 61 91 122 152 183 213 243 274 304 335 365Day of the year for the 12th operation year

Ave

rage

tem

pera

ture

/ °C Water Buffer Store

Ground Duct Store

Summer mode-ter mode Win-

Figure 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




(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.




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

60 - 180 cm

10 - 50 m

Pieu foré

Fig. 6.1 Heat exchanger pile examples ; a) hammered precast pile, b) cast-in-place pile.




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 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 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.




Fig. 6.5 Illustration of horizontal connections between the piles and a heat pump.

Pompe à chaleur

Pieux échangeurs

Couche n° 1

Couche n° 2

Couche n° 3

Bâtiment

Sol

Fig. 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




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.

Heat exchanger piles

Heat pump

Heat exchanger

Cooling

Heating

Fig. 6.7 Schematic view of a heat exchanger pile system concept with direct cooling.





Heat pump / cooling machine

Cooling

Heating

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.




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 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).




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

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

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

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

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

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

Geschätzte Durchschnittswerte

Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10° C

Wärmeleitfähigkeit λ: ca. 2.2 W/mK

Vol. Wärmekapazität cv : ca. 2.3 MJ/m³K




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




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:


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

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

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

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

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

Neigung des Grundwasserspiegels i: 2.5 - 3 % Richtung ENE


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


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




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




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:


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

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

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

Neigung des Grundwasserspiegels i: sehr gering


Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10 ° C

Wärmeleitfähigkeit λ: 1.8 - 2.0 W/mK





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




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:


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

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

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

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

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


Durchschnittliche Jahrestemperatur im Boden T0 : 10° C






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




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 Conductibilité thermique Capacité thermique volumique k λ Cv [m/s] [W/m·K] [MJ/m³·K] sec saturé sec saturé

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

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

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

Gravier 10-1 - 10-3 0.3 - 0.4 1.8 - 3.3 1.2 - 1.6 2.2 - 2.4 Table 6.2 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




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).




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

Résistance thermique (K/(W/m):

Ecartement ente 2 tubes opposés réduit à 8 cm 0.23 (+0.08 ou +50%) Conduct. du mat. de rempl. réduite à 0.7 W/mK 0.19 (+0.04 ou +25%) Régime d’écoulement du fluide non laminaire 0.12 (-0.03 ou - 20%) Table 6.3 Caractéristiques et résistance thermique d’un pieu creux préfabriqué de 45 cm de

diamètre.




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.

00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1

0.110.120.130.140.150.16

0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5

Diamètre du pieu m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)

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

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

Fig. 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,




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):

i

o

anneau

rrln

21 = R

λπ (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.




0.00

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

0.12

0.14

0.16

0.18

0.20

0.22

0.24

0.26

0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5

Diamètre du pieu m

Rés

ista

nce

ther

miq

ue e

ntre

le fl

uide

et l

e te

rrai

n à

70 c

m d

u ce

ntre

du

pieu

K/(W

/m)

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

Position des tubes: 5 cm du bord

Position des tubes: 10 cm du bord

Fig. 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.




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

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7

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

Rés

ista

nce

ther

miq

ue K

/(W/m

)

4 tubes en U

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




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):

ap

fsA 0.065 = t (6.2)

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

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

( )

−

− 2

b2

1

2b

b

1

2

2b

21

21g

rr2r -

43 -

rrln

rrr

21 = R

λπ (6.3)




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

r1 = B / π ; et B est l’espacement moyen entre les pieux (m); La capacité de transfert thermique UA d’un ensemble de pieux échangeurs, définie par la puissance que l’on peut transférer par degré d’écart entre la température du fluide caloporteur et la température moyenne de terrain, est connue via la résistance thermique en flux stationnaire (cf. relation (6.4)):

g b RRHn =UA

+

⋅ (6.4)

UA : capacité de transfert thermique (W/K); n : nombre de pieux échangeurs (-); H : longueur active d’un pieu échangeur (m); Rg : résistance thermique du terrain en flux stationnaire (K/(W/m)); Rb : résistance thermique des pieux échangeurs (K/(W/m)). La capacité de transfert thermique d’un ensemble de pieux est donc connue si l’on connaît la résistance thermique des pieux, leurs dimensions (diamètre, longueur active et nombre), l’espacement moyen entre les pieux et la 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):

)T - (T UA = P mf (6.5) P : puissance thermique injectée ou extraite par les pieux échangeurs (W); UA : capacité de transfert thermique (W/K); Tf : température moyenne du fluide (°C);

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

(°C). La figure 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




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.

0.060.070.080.090.100.110.120.130.140.150.160.170.180.190.200.21

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

Diamètre des pieux cm

Rési

stan

ce th

erm

ique

du

terr

ain

Rg K

/(W/m

)

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

Espacement entre les pieux

Conductibilité thermique du terrain: 1.8 W/mK

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




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):

S H C = C vsp (6.6) Csp : capacité de stockage spécifique (J/K); Cv : capacité thermique volumétrique moyenne du terrain (J/m3K); H : longueur active moyenne des pieux échangeurs (m); S : surface horizontale de terrain touchée par les pieux échangeurs (K/(W/m). La surface S est estimée comme la surface délimitée par un périmètre dessiné autour de tous les pieux échangeurs, passant à environ un demi - espacement moyen des pieux extérieurs. Cette surface, multipliée par la longueur active moyenne des pieux échangeurs, défini le volume de terrain touché par ces derniers. Si les pieux sont suffisamment bien uniformément placés, cette estimation est satisfaisante. Il faut être plus prudent avec des espacements entre les pieux très variables. Dans ce cas, le volume de terrain ainsi défini est trop optimiste, car les espacements les plus grands laisseront apparaître des portions du volume de terrain plus inertes que d’autres. L’installation PAGO est un bon exemple qui montre que le volume de terrain effectivement touché par les pieux est presque trois fois plus petit que le volume de terrain dans lequel les pieux sont insérés, estimé par la méthode ci-dessus (Fromentin et al., 1997).




Sans tenir compte des apports ou des pertes de chaleur dans le volume touché par les pieux échangeurs, l’énergie thermique que l’on aimerait extraire du terrain crée un abaissement de température ∆Tm de la température moyenne du terrain dans la zone des pieux (6.7):

msp T C = Q ∆ (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.




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.




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.

Distribution

de chaleur

Pompe

à chaleur

Recharge thermique

estivale du terrain

Pieux échangeurs

Stockage

tampon

Pompe




Ecoulement de l'eau souterraine ?* Vitesse Darcy >

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

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

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

système à ré-évaluer

Recharge thermique: 70 - 90% énergie extraite

Recharge thermique: > 90% énergie extraite

Refroidissement direct sur les pieux devient problématique

à long terme car réchauffement progressif du terrain

Non

Oui

Oui

Non

0.5 - 1 m/jour ?

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

Conductivité thermique



Conductivité thermique du terrain: 1.3 W/mK

du terrain: 2.3 W/mK



(sable saturé, gravier saturé, etc. )

(sable saturé, gravier saturé, etc. )

(argile, limon, etc.)

(argile, limon, etc.)

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

> 100 kWh/m an

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

50 - 65 kWh/m an


65 - 80 kWh/m an


50 - 65 kWh/m an


65 - 80 kWh/m an

Injection de chaleur dans pieux (refroidiss.):

> 30 W/m > 80 kWh/m an

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

Injection de chaleur dans les pieux (refroidissement):

** 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.

* 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.

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.




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

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

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

équipé avec au moins 4 tubes en U (un quadruple – U). • le problème de l’isolation ou non de la base du bâtiment doit être posé,

particulièrement si les zones chauffées du bâtiment sont en contact direct avec le terrain.

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

pas. Elle peut être réalisée de façon avantageuse avec une production de froid en été. • 1 m de pieu échangeur permet de chauffer environ 2 m2 de surface de plancher. • la température du fluide circulant dans les pieux ne doit pas descendre en dessous de

0°C. Dans la pratique, elle n’excède pas 40 °C. Dans tous les cas, les variations de température du fluide doivent être compatibles avec le dimensionnement statique des pieux.

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

circulant dans les pieux varie dans tout l’intervalle de température permis. • les performances thermiques d’un système de pieux échangeurs sont pénalisées si les

pieux ne sont pas régulièrement espacés. La pénalité devient significative si les espacements entre les pieux peuvent différer d’un facteur supérieur à environ 5.

Pour terminer, il apparaît souvent des problèmes de compatibilité lors du fonctionnement des différents composants d’un système de chauffage ou de refroidissement. Une compréhension du système dans sa globalité est nécessaire pour une intégration et une gestion optimum des différentes parties impliquées, et en particulier des pieux échangeurs dans le concept énergétique du bâtiment, compte tenu des besoins de l’utilisateur. Enfin, il est difficile de généraliser les règles énoncées ci-dessus. Un outil de simulation dynamique d’un système avec pieux échangeurs restera très précieux pour répondre aux questions que l’on peut se poser lors du concept d’une telle installation.




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.

Frontière du système

Couche de terrain 1

Couche de terrain 2

Couche de terrain 3

Pieux échangeurs

Cave

PAC

Machine frigo.

Chauffageauxiliaire

Refroidis- sement auxiliaire

Distribution de “froid”

Distribution de “chaud”

Bâtiment chauffé / refroidi

Figure 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.




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)

(PAC)

Pompe à chaleur

Pieux échangeurs

Energie auxiliaire de chauffage

Demande de chauffage totale

Chauffage avec PAC

Energie auxiliaire de refroidissement Refroidissement

pour chauffage Refroidis. direct

Electricité (machine frigorifique)

Refroidis. avec pieux

Demande de refroidis. totale

Machine frigorifique

QelPAC

COP QHextGrnd

QHinjGrnd

QHeatAux

QHeatCov

QHeat

QHextCold

QFreeCool

QCoolMach

QelCoolM EffCoolM

QColdAux

QColdCov

QCold

Figure 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 e-mail : [email protected].




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.




Cold storage

TtopTank

TbotTank

P1

V1

P2

P3

V2

V3

P4

V4a

V4b

21 °C

14 °C



From cooling network

Toward cooling network

Heating network / cooling towers

SHX

WHX

WHX: Winter heat exchanger SHX: Summer heat exchanger

piles close to building center

piles near the building border

Outlet cooling / inlet heating

Intlet cooling / outlet heating

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.




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.

Cold storage

TtopTank

TbotTank

P1

V1

P2

P3

V2

V3

P4

V4a

V4b

21 °C

14 °C


Heat exchanger




SHX

WHX






Pile cooling mode

piles

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.




Cold storage

TtopTank

TbotTank

P1

V1

P2

P3

V2

V3

P4

V4a

V4b

21 °C

14 °C


Heat exchanger




SHX

WHX






Pile resting mode

piles

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.




Cold storage

TtopTank

TbotTank

P1

V1

P2

P3

V2

V3

P4

V4a

V4b

21 °C

14 °C


Heat exchanger




SHX

WHX






Pile heating mode

piles

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.




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: 0.9 m Number of piles for type 1: 60 - Average active length of piles type 1: 26.2 m Thermal resistance of pile type 1: 0.06 K/(W/m) Diameter of pile type 2: 1.2 m Number of piles for type 2: 18 - Average active length of piles type 2: 27.2 m Thermal resistance of pile type 2: 0.06 K/(W/m) Diameter of pile type 3: 1.3 m Number of piles for type 3: 49 - Average active length of piles type 3: 25.8 m Thermal resistance of pile type 3: 0.06 K/(W/m) Diameter of pile type 4: 1.5 m Number of piles for type 4: 179 - Average active length of piles type 4: 27.2 m Thermal resistance of pile type 4: 0.06 K/(W/m) An average spacing between the piles of 9 m is estimated. Average pile properties are calculated with PILESIM. They are shown in table 6.5.




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.




GLOBAL SYSTEM HEAT BALANCE

Electricity (PAC) (PAC)

Heat pump


District heating energy

Total heat

demand

Heating with PAC

Cooling by heating

Direct cooling

Electricity (cooling machine)

Cooling with piles

Total cold demand

Cooling machine

510 COP:4.5

1'110

400

420

2'300

2'720

680

400

45

Eff: 3.5

1'080

1'240

160

205 Cooling tower

Energies in MWh/year

Fig. 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 135 kWh/m year Cooling: 49 W/m 48 kWh/m year




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

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

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

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

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

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

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

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

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




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

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

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

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

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

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

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

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

borehole wall. T [°C] three-dimensional ground temperature field. T(z,t) [°C] ground temperature at the depth z and time t. Tstk [°C] storage mean temperature. Tstk-moy [°C] mean annual storage temperature (°C). Tstk-max [°C] maximum storage mean temperature (°C). Tstk-min [°C] minimum storage mean temperature (°C). ∆Tm [K] decrease of mean ground temperature in pile region. dTo [K] amplitude of the sinusoidal temperature variation at the ground

surface. Time t [s] time counted from the beginning of heat injection/extraction. ts [s] time scale associated to a single borehole to obtain a steady state. tsf [s] required time until a steady flux regime is obtained. tdim [s] time horizon for dimensioning purposes. toperation [s] annual operating time of the borehole heat exchanger / heat pump. tyear [s] duration of one year (s). tm [s] duration of the pulse heat extraction rate qm. Es [-] Eskilson number defined by the ratio t/ts.




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

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

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

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

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

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

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

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




8. REFERENCES B+B ENERGIETECHNIK, P. BERCHTOLD, MENGIS + LORENZ AG & ERNST BASLER +

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