HYBRIDATION SOLAIRE/BIOMASSE POUR LA CONCEPTION DE ...

Présenté et soutenu publiquement le juin par

Jury d’évaluation :

CHOMBOU KAPI Patrick Florian

Travaux codirigés par : Dr. Yao AZOUMAH

Dr. Mariam PABYAM

Enseignants chercheurs

UTER GEI, Laboratoire LESEE

Président : Pr. Yézouma COULIBALY

Membres et correcteurs : Yao AZOUMAH

Mariam PABYAM

Joël BLIN

Promotion 2008/2009

HYBRIDATION SOLAIRE/BIOMASSE POUR LA

CONCEPTION DE CENTRALES EFFICACES DE

GRANDE CAPACITE DE PRODUCTION

D’ELECTRICITE

Mémoire de fin d’étude en vu de l’obtention du diplôme de Master d’Ingénierie option Energie 2iE

Hybridation Solaire/Biomasse pour la conception de centrales efficaces de grande capacité de production d’électricité. Master d’Ingénierie option Energie 2iE. Page i Rédigé par CHOMBOU KAPI Patrick Florian

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REMERCIEMENTS

Hélas, il m’est impossible de pouvoir remercier ici tous ceux qui de près ou de

loin ont contribué à mon édification jusqu’à l’accession au grade d’ingénieur à

travers ce mémoire. Je leur exprime toute ma gratitude.

Parmi ceux-là qui m’ont soutenu, je nommerai en premier :

Mes encadreurs, des encadreurs exceptionnels et surtout volontaristes, qui n’ont

cessé de ménager des efforts pour le succès de ce travail ; ce malgré toutes

leurs occupations et activités liées à leur charge d’enseignants-chercheurs : Dr

Yao AZOUMAH et Dr Mariam PABYAM.

Je ne saurais oublier le professeur Yézoumah COULIBALY qui a posé en nous le

socle de la thermodynamique.

Je pense également à Mr Frédéric TRAORE qui a toujours fait preuve d’un

volontarisme exceptionnel dans le suivi de notre formation ici au 2iE, je profite

pour remercier tout le corps enseignant du 2iE, je suis le fruit des efforts de

chacun d’entre eux.

Je ne pourrais manquer d’associer à ce succès :

Mr BASSAGAL, mon professeur de Mathématique au lycée, qui m’a forgé dans

l’art du raisonnement, mes enseignants de la faculté, Pr WOAFFO Paul, Pr

KOFANE Timoléon, Pr TCHAWOUA, qui ont joué d’un rôle capital dans mon

« baptême de feu » aux sciences physiques.

Je n’oublierai pas Mr KIBONG mon professeur de sciences physiques au lycée qui

a été d’un très grand rôle dans mon orientation scolaire.

Que l’éternel Dieu tout puissant vous le rende au millier !

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DEDICACE

A vous tous mes bienaimés, vous qui m’êtes si chers, je ne saurais jamais vous

remercier assez : en premier lieu à notre rédempteur Dieu et Seigneur, Jésus-

Christ, lui qui a porté sur la croix toute la souillure de l’humanité, mon sauveur, je

t’implore d’intercéder toujours pour nous auprès de notre divin père,

à mon défunt père géniteur KAGHEWA Pierre, à qui je pense très fort, j’aurais

souhaité que tu sois là physiquement pour contempler ce chef d’ouvre,

à ma génitrice Mme KAGHEWA née NGOUEMKOUM, qui depuis les premiers

instant de mon existence n’a cessé à s’atteler à mon éducation au prix de

nombreux sacrifices, à mon feu oncle NOUDJAKGOM Jean qui m’a témoigné

beaucoup d’affection,

à mon cousin TCHINDA Gabriel, lui qui toujours su m’écouter et m’encourager, je

ne saurais oublier Mr PANDJA Arsène qui m’a beaucoup soutenu pendant ces

deux années particulièrement difficiles,

à ma tendre sœur chérie CHENDJOU KAPI Léana Oriane, qui certainement à

beaucoup souffert de mon absence.

Recevez ici toute l’expression de ma reconnaissance et bien d’autres…

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LISTE DE FIGURES Figure 1 : irradiation solaire moyenne ....................................................................................... 5 Figure 2 : Principales technologies de concentration solaire ..................................................... 6 Figure 3 : Schéma simplifie d’une centrale à capteurs cylindro-paraboliques et caloporteur huile (inspiré des projets Andasol, stockage excepté) ................................................................ 8 Figure 4 : Schéma simplifié d’une centrale à capteurs cylindro-paraboliques (PT) DSG ......... 9

Figure 5: Le mode « cycle ouvert » .......................................................................................... 10 Figure 6: Le mode « recirculation » ......................................................................................... 10 Figure 7: Le mode « injection .................................................................................................. 10 II.2.2 SYSTEMES A CAPTEURS LINEAIRES DE FRESNEL (CLFR) ........................... 10

Figure 8 : Principe de fonctionnement des miroirs de Fresnel ................................................. 11 Figure 9 : Prototype de 2500m2 à Liège (facteur de concentration C=40-80) ........................ 11

Figure 10: Solar II central receiver plant in Barstow, California ............................................. 12 Figure 11 : Schéma d'un cycle combiné alimenté par un récepteur volumétrique central pressurisé. ................................................................................................................................. 13

II.4 CENTRALES A CAPTEURS PARABOLIQUES .................................................... 14

Figure 12: Capteur parabolique avec moteur Stirling .............................................................. 14 II.5. DISPONIBILITE DE LA PUISSANCE ET HYBRIDATION .................................. 15

Figure 13 : Concept de centrales hybrides (type SEGS) .......................................................... 16 Figure 14 : concept d’une centrale solaire combinée intégrée-ISCCS (une des variantes du projet PAESI) ........................................................................................................................... 17

Figure 15 : concept d’une centrale à tour à cycle combinée hybride-HSTCC ......................... 18

Figure 16: Courbe de charge idéale d’une centrale solaire hybride (source [2]). .................... 19

Figure 17 : Diagramme horaire de l’hybridation à apports thermiques relatifs [2]. ................ 21

Figure 18: Centrale hybride solaire, système de génération de puissance, chaleur et froid [13]. .................................................................................................................................................. 24

Figure 19: Cycle thermodynamique en diagramme T-s [13]. ................................................. 25 Figure 20: Schéma de la centrale fonctionnant uniquement avec la chaudière (Source [13], avec modification) .................................................................................................................... 27

Figure 21: Montage en série de groupements mixtes de capteurs CP ...................................... 29

Figure 22 : Evolution du rendement exergétique en fonction de la puissance cédée par le brûleur au fluide caloporteur du CP. ........................................................................................ 30 Figure 23 : Hybridation Tour solaire-Brûleur .......................................................................... 31 Figure 24 : Evolution du rendement exergétique en fonction de la puissance cédée par le brûleur au fluide caloporteur de la tour solaire. ....................................................................... 34 Figure 25 : Rendement minimum des nouvelles chaudières imposé par l’AR du 8 mars 97 (exemple pour les chaudières de plus de 400 kW) Source : [17] ............................................. 35 Figure 26 : Evolution prédite du rendement du brûleur en fonction de la charge. ................... 36

Figure 27 : Consommation du brûleur suivant les charges pour la biomasse, et l’HVJ pour l’hybridation capteurs CP-brûleur. ........................................................................................... 38

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Figure 28 : Consommation du brûleur suivant les charges pour la biomasse, et l’HVJ pour l’hybridation Tour-brûleur. ...................................................................................................... 39 Figure 29 : Evolution du coût de la consommation en fonction du type de carburants (hybridation capteurs CP-brûleur) ............................................................................................ 41 Figure 30 : Evolution du coût de la consommation en fonction du type de carburants (hybridation Tour-brûleur) ....................................................................................................... 42 Figure 31 : Rendu simultanné du rendement exergétique et du coût des biocarburants consommés (hybridation capteurs CP-brûleur) ........................................................................ 43 Figure 32 : Rendu simultanné du rendement exergétique et du coût des biocarburants consommés (hybridation Tour-brûleur) ................................................................................... 43 Figure 33 : Evolution d’émissions de CO2 évitées en fonction du type de carburants (hybridation capteurs CP-brûleur) ............................................................................................ 44 Figure 34 : Evolution des émissions de CO2 évitées en fonction du type de carburants (hybridation Tour-brûleur) ....................................................................................................... 45 Figure 35 : Cycle de Stirling idéal ........................................................................................... 47 Figure 36 : Système de capteur parabolique avec un cycle de Brayton ................................... 48

Figure 37: Schéma T-s d’un cycle supercritique ...................................................................... 53 Figure 38: Chaudière de cycle supercritique (Elsam) : Source : VGB 93/11 .......................... 54

Figure 39: Résistance au fluage à haute température des aciers ferritiques utilisés pour les composants à paroi épaisse de centrales au charbon pulvérisé. ............................................... 55 Figure 40: Schéma d’une centrale supercritique (source : ELSAM) ....................................... 56

Figure 41: Comparaison du titre entre une simple et une double resurchauffe (Elsam) .......... 57

Figure 42: projet THERMIE .................................................................................................... 60 Figure 43: Schéma du procédé CFB charbon/biomasse ........................................................... 61

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LISTE DES TABLEAUX

Tableau 1: Caractéristiques de l’huile Therminol VP-1 ............................................................. 8 Tableau 2 : Paramètres thermodynamique de la centrale fonctionnant uniquement au brûleur. .................................................................................................................................................. 26

Tableau 3 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à un groupement mixte de capteurs. .................................................................................................................................... 27

Tableau 4: Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à deux groupement de capteurs montés en série. .......................................................................................................... 28

Tableau 5 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à trois groupement de capteurs montés en série. .......................................................................................................... 28

Tableau 6 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à quatre groupement de capteurs montés en série. .......................................................................................................... 29

Tableau 7 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à cinq groupement de capteurs montés en série. .......................................................................................................... 29

Tableau 8 : Etat du rendement exergétique suivant les puissances. ......................................... 30 Tableau 9 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride en fonctionnement « tour seule ». ...................................................................................................................................... 32

Tableau 10 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride Tour-Brûleur. ................. 32

Tableau 11 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride Tour-Brûleur à 220°C. ... 32




Tableau 15 : Etat du rendement exergétique suivant les puissances. ....................................... 34 Tableau 16: Quelques caractéristiques physiques des carburants à utiliser. ............................ 37

Tableau 17: Consommation du brûleur dans le cas de l’hybridation CP-brûleur. ................... 37

Tableau 18 : Consommation du brûleur dans le cas de l’hybridation Tour-brûleur. ............... 38

Tableau 19: Coût estimatif des carburants à utiliser ................................................................ 41 Tableau 20: Récapitulatif des principales techniques de systèmes à concentration solaire ..... 49

Tableau 21: Avantages et inconvénients liés à la technologie ................................................. 50 Tableau 22: classification des cycles eau/vapeur supercritiques.............................................. 55 Tableau 23: Matériaux utilisés dans les parties à haute température ....................................... 56 Tableau 24: Application de la double resurchauffe.................................................................. 58

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LISTE DES ABREVIATIONS

CLFR: Système à capteurs linéaires de Fresnel

CP: Cylindro-parabolique

CSH: Centrale Solaire Hybride

CSPP: Conventional Solar Power Plants

DSG: Dish Steam Generating

HRSG: Heat Recovery Steam Generator

HSPP: Hybrid Solar Fossil Power Plant

HSPS: Hybrid Solar Power System

HSTCC: Hybrid Solar Tower Combined Cycle

HSTS: Hybrid Solar Tower System

HSSG: Heat Solar Steam Generator

HVJ: Huile Végétale de Jatropha

IGCC: Integrated Gas Combined Cycle

IRR: Internal Rate of Return

ISCCS: Integrated Solar Combined Cycle System

LEC: Levelized Electricity Cost

PBT: Pay Back Time

SEGS: Solar Electric Generating System

STGT: Solar Tower Gas Turbine

STRC: Solar Tower Rankine Cycle

VAN: Valeur Actuelle Nette

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GLOSSAIRE

Capteur ou « collecteur » : c’est le composant de base du champ solaire ;il composé d’un réflecteur parabolique (miroir) d’une structure métallique, d’un tube récepteur et du système de poursuite solaire.

Champ solaire : c’est la partie réceptrice de l’installation, la radiation solaire y est transformée en énergie thermique.

Exergie : de façon informelle, l’exergie représente la quantité maximale de l’énergie d’un système qui, dans des conditions thermodynamiques idéales, peut être convertie en travail. De façon plus formelle, l’exergie associée à un transfert ou à un stock d’énergie est définie comme le potentiel travail maximal qu’il serait idéalement possible de tirer de chaque unité énergétique transférée ou stockée.

Hybridation solaire/bomasse : il s’agit du couplage de la technologie solaire (centrale cylindro-parabolique, centrale à tour) à une chaudière ou un brûleur à biomasse et/ou biocarburant, pour la conversion de l’énergie thermique en électricité.

Le système « once-through » ou « cycle ouvert » : il s’agit du cas basique des systèmes à ébullition directe où l’eau d’alimentation est préchauffée, évaporée et convertie en vapeur surchauffée alors qu’elle circule entre l’entrée et la sortie de la rangée de collecteurs.

Le système à injection : de l’eau liquide est injectée en plusieurs pionts le long de la rangée de collecteurs.

Le système à recirculation : un séparateur eau-vapeur est installé en sortie de l’évaporateur ; la quantité d’eau fournie à l’évaporateur est supérieure à la quantité qui peut être évaporée. La vapeur est séparée de l’eau et envoyée dans la section de surchauffe.

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SOMMAIRE

I.NTRODUCTION GENERALE .................................................................................................................... 2

I.1. CONTEXTE ..................................................................................................................................... 2

I.2. OBJECTIFS ET INTERETS DE L’ETUDE .............................................................................. 3

I.3. CADRE D’ACCUEIL ET DE TRAVAIL: BREVE PRESENTATION DU LESEE............................ 4

II. SYNTHESE BIBLIOGRAPHIQUE .................................................................................................... 5

II.1. APERÇU DE LA TECHNOLOGIE ................................................................................................ 5

II.2. LES CENTRALES A CAPTEURS LINEAIRES ............................................................................ 7

II.2.1. SYSTEME CYLINDRO-PARABOLIQUE ............................................................................... 7

II.2.2 SYSTEMES A CAPTEURS LINEAIRES DE FRESNEL (CLFR) ........................................... 10

II.3. LES CENTRALES A TOUR ........................................................................................................ 12

II.3.1. CYCLES COMBINES ......................................................................................................... 13

II.4 CENTRALES A CAPTEURS PARABOLIQUES......................................................................... 14

II.5. DISPONIBILITE DE LA PUISSANCE ET HYBRIDATION ..................................................... 15

II.6. LES CONCEPTS AVANCES DE CENTRALES HYBRIDES ................................................... 16

II.6.1. LES CENTRALES COMBINEES SOLAIRES INTEGREES (ISCCS) ................................ 17

II.6.2. LES CENTRALES A TOUR A CYCLES COMBINES HYBRIDES (HSTCC) ................... 18

II.7. CONDITIONS D’HYBRIDATION ............................................................................................... 19

II.7.1. DIAGRAMME HORAIRE DE L’HYBRIDATION ................................................................... 19

II.7.2. EQUATION CONDITIONNANT L’HYBRIDATION .......................................................... 23

III.MODELISATION DU SYSTEME DE PRODUCTION DE LA CENTRALE SOLAIRE HYBRIDE ...... 24

III.1. MODELISATION DU SYSTEME THERMODYNAMIQUE ........................................................ 24

III.2 CARACTERISATION DU BRULEUR (OU LA CHAUDIERE) ADEQUAT ................................ 34

IV. ASPECTS ECONOMIQUE ET ENVIRONNEMENTAL .......................................................................40

IV.1. ANALYSE ECONOMIQUE ET FINANCIERE ...............................................................................40

IV.2. ASPECT ENVIRONNEMENTAL ................................................................................................... 44

V. CONCLUSIONS ET PERSPECTIVES ..................................................................................................... 46

ANNEXES ..................................................................................................................................................... 47

BIBLIOGRAPHIE ........................................................................................................................................ 66

RÉSUMÉ ....................................................................................................................................................... 69

ABSTRACT ................................................................................................................................................... 69


I.NTRODUCTION GENERALE

I.1. CONTEXTE

Le monde connaît depuis plus d'un siècle un important développement économique. Ce développement économique se traduit par le développement industriel, l'augmentation du parc automobile, la multiplication des équipements domestiques… qui ont provoqué une croissance importante de la demande énergétique. Cette croissance sans cesse de la demande énergétique n’est pas sans conséquences. Ainsi, on a entre autres conséquences, la hausse effrénée du prix des énergies fossiles, l’inquiétude croissante sur les conséquences de l’augmentation du taux de CO2 dans l’atmosphère traduite par les accords de Kyoto (1997), incitant la communauté scientifique à chercher de nouvelles sources d’énergies. De plus certains facteurs comme le caractère limité de nos réserves fossiles et l'indépendance énergétique nationale n'ont pas été pris en compte dans le développement économique mondial. Comme alternative à ces préoccupations, le développement et l'implémentation des énergies renouvelables est incontournable. Des ressources énergétiques illimitées et abondamment disponibles existent et doivent être exploitées. A ce titre, l’Afrique dispose d’atouts naturels importants (environ 1440tWh/an en potentiel hydroélectrique, 20% des ressources éoliennes mondiales, 74% du continent reçoit un ensoleillement moyen annuel supérieur à 1900 kWh/m2/an). Ainsi pour jouir de son indépendance énergétique et amorcer son développement économique, elle doit pouvoir valoriser ce patrimoine. L’Afrique fait partie des régions les plus ensoleillées au monde. Ces régions situées au cœur de la ceinture solaire (régions du monde où l’ensoleillement normal direct excède les 2000 kWh/m2/an), sont donc très favorables à l’implantation de centrales solaires (thermodynamiques en particulier) pour la production de l’énergie thermique et/ou électrique. Aussi, au niveau de l’équateur, les forêts tropicales occupent une part importante et les terres sont très fertiles et disponibles pour la production de la biomasse. Entre ces différentes zones bien prononcées solaire/biomasse, se localisent des régions disposant de ces deux types de ressources tel est le cas du Burkina Faso où le nord est très ensoleillé et le sud très riche en «biomasse». Par ailleurs, la génération d’électricité par voie solaire thermodynamique concentrée est fortement contrainte par les intermittences de la ressource. En conséquence, pour assurer une production continue et lisse d’électricité, l’une des options dont disposent les centrales solaires thermodynamiques est l’hybridation, qui fera dans le cadre de ce mémoire, la toile de notre travail. Pour arriver à un modèle hybride de ce type de centrale, nous allons d’abord faire un état des lieux actuel sur les types de centrales solaires thermodynamiques existants, ensuite recenser les brûleurs à biomasse adéquats et enfin nous allons concevoir et optimiser un modèle de centrale hybride solaire/biomasse en accord avec la dualité efficacité et coût raisonnable de production d’électricité.


I.2. OBJECTIFS ET INTERETS DE L’ETUDE

Il est question pour nous d’analyser la problématique d’exploitation optimale des centrales solaires pour mieux valoriser les ressources solaire et biomasse locales. A priori, il faudrait partir d’un modèle où la température du fluide caloporteur au sortir des capteurs solaires (cylindro-paraboliques, centrales à tour…) subit une forte croissance par le biais d’une chaudière, et ainsi apprécier la qualité de l’énergie produite par la centrale solaire ; faire une comparaison avec le fonctionnement sans brûleur. Tout de même, il est nécessaire de rappeler que le choix et l’implantation d’un tel type de centrale, nécessite une validation de connaissances et phénomènes empiriques qui interviennent dans les divers procédés et processus de transformation de l’énergie. Donc ce présent travail vise à mettre sur pieds un modèle de centrale qui puisse en plus de ses performances, jouir de manière intégrale de son autonomie. Il s’agit à ce titre d’optimiser le facteur de capacité pour faire face aux intermittences de la source, et cela passe par : Une optimisation des ajustements des composants thermodynamiques qu’abrite la centrale. Une optimisation de l’exergie de notre système, en utilisant le logiciel MATHEMATICA®. Une optimisation du scénario économique qui minimise le coût de la centrale envisagée.


I.3. CADRE D’ACCUEIL ET DE TRAVAIL : BREVE PRESENTATION DU LESEE

Le Laboratoire d’Energie Solaire et d’Economie d’Energie (LESEE) est créé en 2008 au sein de l’Unité Thématique d’Enseignement et de Recherche Génie Energétique et Industriel (UTER GEI) par l’Institut International de l’Eau et de l’Environnement (2iE) dont certains partenaires scientifiques sont : le laboratoire PROMES-CNRS (France), l’entreprise MICROSOW (Burkina), KNUST (Ghana), DUKE University (USA)…

Avec le Laboratoire de Biomasse Energie et Biocarburant (LBEB) qui est une autre composante de l’UTER GEI, le LESEE s’inscrit dans la perspective globale de conversion des énergies renouvelables et l’optimisation des procédés de conversion de ces énergies.

L’objectif général du Laboratoire d’Energie Solaire et Economie d’Energie du 2iE est de contribuer au développement durable en Afrique par le développement de technologies novatrices pour la production d’énergies décentralisées grâce à la mise en valeur du potentiel solaire de la sous région et également des biomasses locales qui comme dans le cadre de ce travail peuvent servir comme appoint d’énergie.

Actuellement l’équipe de recherche de l’UTER GEI se compose de :

Cinq (5) enseignants-chercheurs : Pr. Yézouma COULIBALY, Dr. Yao AZOUMAH, Dr. Mariam PABYAM, Dr. Joël BLIN, M. Ahmed BAGRE.

Quatre (4) doctorants : M. Innocent COMPAORE, M. Pascal BIEUPOUDE, M. Sayon SIDIBE, M. François-Xavier COLLARD.

Deux (2) ingénieurs de laboratoire : M. Henry KOTTIN, M. Julius FON.

Dix stagiaires de Master : M. Gérard ABOÏNA, M. Patrick Florian CHOMBOU KAPI, M. Michel Marot KOH, M. Kaboré MADI, M. Gueye MBAYE, M. Mommath NDIAYE, M. Abel NYALEU, M.Gildas TABSOBA, M. Jérôme TOGO, M. Daniel YAMEGUEU.


II. SYNTHESE BIBLIOGRAPHIQUE

II.1. APERÇU DE LA TECHNOLOGIE

Les centrales solaires sont une technologie relativement récente, possédant un important potentiel de développement. Elles offrent une opportunité aux pays ensoleillés comparable à celle des fermes éoliennes pour les pays côtiers. Les endroits les plus prometteurs pour l'implantation de ces technologies sont ceux du sud-ouest des États Unis, l'Amérique du Sud, les pays méditerranéens et du Moyen-Orient, les plaines désertiques d'Inde et du Pakistan, la Chine, l'Australie, surtout en grande partie l'Afrique.

Figure 1: irradiation solaire moyenne

La production d'électricité à partir du rayonnement solaire est un processus direct. L'énergie solaire étant peu dense, il est nécessaire de la concentrer pour obtenir des températures exploitables pour la production d'électricité. Le rayonnement est concentré en un point (ce sont les systèmes à récepteur central ou centrales à tour) ou en une ligne (ce sont les systèmes à capteurs linéaires), où l'énergie thermique est transmise au fluide caloporteur. L'intensité de la concentration est définie par le facteur de concentration. Plus celui-ci est élevé, plus la température atteinte sera importante.


La figure 2 montre les 4 principaux systèmes de concentration. Les systèmes à concentration en ligne ont généralement un facteur de concentration inférieur à ceux des concentrateurs ponctuels.

Figure 2: Principales technologies de concentration solaire

Les systèmes de génération d'électricité sont divers, nous distinguons : turbine à gaz, cycle de Rankine, Moteur Stirling, Cycle de Rankine organique qui sont les options généralement choisies. Un des volets les plus importants dans les centrales solaires est le stockage. Il permet d’améliorer la constance de la production d'électricité (c’est-à-dire le facteur de capacité), ceci de manière indépendante de la disponibilité du rayonnement solaire. La majorité des systèmes utilise des miroirs de verre pour réfléchir la radiation solaire. Des recherches sont actuellement en cours avec comme objectif d'améliorer les propriétés physiques des matériaux réflecteurs, (réflectivité, résistance aux chocs, etc.) Un aspect très important des systèmes à concentration est que, seule la radiation directe peut être mise à profit, la radiation diffuse ne pouvant pas être focalisé par le concentrateur. La centrale solaire ne peut donc fonctionner que si le ciel est dégagé et que la radiation directe n'est pas diffusée par la couverture nuageuse.


II.2. LES CENTRALES A CAPTEURS LINEAIRES Les champs de capteurs sont généralement constitués de miroirs cylindro-paraboliques orientés nord-sud pour les pays situés au nord de l’équateur et dans le sens contraire pour ceux se situant à l’hémisphère sud ;ces miroirs réfléchissent le rayonnement solaire vers un tube récepteur sous vide parcouru par le fluide caloporteur qui peut être de l’huile synthétique, de l’eau et/ou de la vapeur d’eau, chauffé à moyenne température pouvant aller jusqu’à 300-400°C [1]. La chaleur est ensuite transférée à la boucle de production électrique puis convertie en électricité au moyen d’un cycle de Rankine. Cette configuration permet un suivi du soleil très simple car effectué sur un seul axe. Cette filière n’est installée que sur des terrains plats (pente inférieure à 3%) [1], alors que les centrales à tour sont plus flexibles. Elle s’est jusqu’à présent déclinée en trois principales technologies, en fonction du fluide caloporteur (eau ou huile) ou du type de concentrateurs (cylindro-paraboliques ou Fresnel), dont nous allons ci-dessous exposer les principes et rappeler quelques installations exemplaires. II.2.1. SYSTEME CYLINDRO-PARABOLIQUE En terme de technique de concentration de l’énergie solaire, nous pouvons dire qu’elle est la plus éprouvée (de nombreuses centrales ont déjà été testées et commercialisées, dont certaines dans les années 80, tels que les centrales SEGS installées dans le désert de Mojave en Californie). L'installation typique est constituée de trois éléments principaux : le champ solaire, le système de transfert de la chaleur et le système de génération électrique. Suivant la nature du fluide caloporteur, on distingue :

- Les centrales cylindro-parabolique à caloporteur à huile. - Les centrales cylindro-parabolique à caloporteur à eau.

II.2.1.1. SYSTEME CYLINDRO-PARABOLIQUE A CALOPORTEUR HUILE Cette technologie découple la captation d’énergie solaire de la production de vapeur (voir figure 3). Sachant que l’emploi d’un fluide caloporteur monophasique permet de capter la chaleur sans changement de phase et de la stocker avec un fluide unique ; si la température du fluide caloporteur n’est pas suffisante, alors la production de la vapeur surchauffée pourra s’effectuer dans une chaudière quasiment conventionnelle nécessitant des conditions de vapeur stables. Le principal inconvénient de cette technologie est le coût élevé de l’étage d’échangeurs eau – huile intermédiaire. Les limites de cette technologie sont aujourd’hui fixées par l’huile thermique synthétique qui est chère, nocive pour l’environnement en cas de fuites, et dont l’emploi est limité en température aux environs de 400 °C. On a pu vérifier en effet une décomposition du produit à des températures supérieures. Le tableau 1 présente les caractéristiques de l’huile Therminol VP-1 utilisée comme fluide caloporteur dans les centrales SEGS VI et Andasol.


Tableau 1: Caractéristiques de l’huile Therminol VP-1

Figure 3: Schéma simplifie d’une centrale à capteurs cylindro-paraboliques et caloporteur huile (inspiré des projets Andasol, stockage excepté)

Les neuf (09) centrales CP (cylindro-paraboliques) conçues par l’entreprise Luz (appelées SEGS), d’une capacité cumulée de 354 MWel, ont produit plus de 10 milliards de kilowattheures électriques avec un rendement de 10,6% et ce depuis 1985 [3]. L’expérience acquise sur les centrales nous montre que, cette technologie est la plus mature actuellement. Après 15 années sans nouveaux projets, de nombreuses centrales CP vont être construites prochainement, notamment aux Etats-Unis et en Espagne. Les projets ANDASOL 1 et 2 de 50 MWel chacun en Andalousie présentent la particularité de disposer d’un stockage thermique par deux réservoirs de sels fondus. Selon ECOSTAR, avec 3h de stockage, une telle installation exclusivement solaire est capable de produire de l’électricité avec un facteur de capacité de 29%, pour un LEC de 17,2 c€/kWh [2]. Quant aux capteurs, ils représentent toujours la plus grande fraction du coût de l’installation et on considère que leurs coûts et leurs performances peuvent encore être améliorés grâce à de nouveaux matériaux pour la structure et les miroirs. Toute fois, il est important de mentionner que les options de stockage


avancé sont calibrées sur les courbes de charge du système, ce qui contribue de façon significative sur la réduction des coûts. Ici les innovations sur les capteurs portent essentiellement sur les améliorations du revêtement sélectif des joints des tubes absorbeurs pour augmenter la température et la pression du procédé, en réduisant les pertes de pression. Ceci nécessite des innovations sur le cycle comme l’ajout d’étages de resurchauffe ou l’utilisation de turbines de Rankine organiques (où le fluide de travail reste à l’état gazeux tout au long de la détente). Avec des températures de fluide caloporteur augmentées jusqu’à 450/480°C, on améliorerait le rendement du cycle jusqu’à 39/40% avec une température à la sortie du stockage de l’ordre de 430 à 460°C. Dans cet élan, il faut encore mettre au point des fluides caloporteurs, ainsi que des revêtements sélectifs pour les tubes, résistant à de telles températures. On peut aussi envisager de nouveaux capteurs permettant de réduire la consommation parasite du champ de miroirs. II.2.1.2. SYSTEME CYLINDRO-PARABOLIQUE A CALOPORTEUR EAU Il s’agit ici de systèmes à génération directe de vapeur (DSG), qui peuvent être considéré comme une évolution de la catégorie des centrales CP. Dans ce type de centrale le fluide caloporteur est de l’eau (qui est une ressource abondante et pas chère en général, sauf particulièrement dans les zones arides telles que le sahel,…), ce qui diminue les risques environnementaux (en particulier les incendies,…), et réduit également les pertes thermiques et la puissance nécessaire pour le pompage ; cela repousse la limite en température. Les coûts d’investissement, de maintenance, d’exploitation d’un tel type de centrale commerciale seraient fortement réduits, vu qu’on a plus besoin d’échangeurs, le fluide caloporteur est également fluide de travail (voir figure 4).

Figure 4: Schéma simplifié d’une centrale à capteurs cylindro-paraboliques (PT) DSG

Cependant, il est tout de même important de mentionner que suivant la circulation du fluide caloporteur d’une centrale CP, on distingue trois modes d’exploitation, à savoir :


Figure 5: Le mode « cycle ouvert »

Figure 6: Le mode « recirculation »

Figure 7: Le mode « injection

II.2.2 SYSTEMES A CAPTEURS LINEAIRES DE FRESNEL (CLFR)

Un facteur de coût important dans la technologie des collecteurs cylindro-paraboliques est la mise à forme du verre pour obtenir la forme parabolique requise. Afin de diminuer ce coût, plusieurs groupes de recherche travaillent sur des prototypes de collecteurs de Fresnel à focalisation linéaire. L'idée est d'approximer la forme parabolique du collecteur par une succession de miroirs plans, comme indiqué sur la figure 8 suivante.


Figure 8: Principe de fonctionnement des miroirs de Fresnel

Un premier étage de réflecteur est installé sur le sol. Le rayonnement est réfléchi au foyer de la parabole approximée par le jeu de miroirs. Un deuxième étage de réflecteurs redirige le rayonnement vers le tube récepteur. Ce second étage de réflecteurs, en plus de réfléchir le rayonnement, joue aussi le rôle d'isolant pour le tube récepteur. Il est en effet recouvert d'une importante couche d'isolation en sa partie supérieure. La partie inférieure est quant à elle isolée par une vitre. Les principaux avantages de cette technologie par rapport aux concentrateurs traditionnels sont :

• Faible coût des miroirs • Pas de vide à l'intérieur du tube récepteur, ce qui facilite sa conception et sa durabilité. • Les contraintes mécaniques dus à la poussée du vent sont réduites par la disposition

plane des miroirs. Un tout premier prototype de 2500 m² utilisant la technologie des miroirs de Fresnel a été réalisé à Liège en 2001 par la société belge Solarmundo.

Figure 9: Prototype de 2500m2 à Liège (facteur de concentration C=40-80)


Selon Solarmundo [1], cette technologie pourrait mener à une réduction des coûts de production de 50% par rapport aux réflecteurs traditionnels. Une étude a été réalisée en 2002 par plusieurs instituts de recherche allemands sur les avantages d'un tel type d'installation : Le projet étudié était l'implémentation d'un système à miroir de Fresnel sur le site d'Hurguada en Egypte. L'étude conclut que les performances thermiques des collecteurs de Fresnel sont inférieures de 30% aux systèmes classiques, mais qu'un coût de production au Kwh inférieur est obtenu : 0,075 €/kWh contre 0,0845 €/kWh pour les collecteurs classiques [4]. Cette technologie, très récente, souffre encore d’un manque de maturité qui pourrait se combler rapidement avec l’exploitation de projets industriels en Australie [5] et expérimentaux à la PSA (Fresdemo). II.3. LES CENTRALES A TOUR Ce type de centrales est constitué de nombreux miroirs concentrant les rayons solaires vers une chaudière située au sommet d'une tour, appelée « récepteur ». L'avantage de la tour solaire par rapport aux capteurs cylindro-paraboliques est que : les pertes à l'ambiance sont nettement inférieures, car la surface exposée est limitée. Les miroirs uniformément répartis sont appelés héliostats. Chaque héliostat traque le soleil individuellement et le réfléchit en direction d'un récepteur au sommet de la tour solaire. Ces capteurs sont destinés à être utilisés pour des applications à moyenne et à grande taille (1 à 50 MWe). Le facteur de concentration varie de 200 à 700 [6], ce qui permet d'atteindre des températures importantes, de l’ordre de 800 °C à 1000°C.

Figure 10: Solar II central receiver plant in Barstow, California


Ce qui donne également la possibilité de les utiliser soit avec des turbines à vapeur (STRC : Solar Tower Rankine Cycle), soit avec des turbines à gaz (STGT : Solar Tower Gas Turbine). Le premier concept de centrale à tour de l’ordre de 10MWe (appelé « Solar-One ») a été construit et utilisé à partir de 1980 à Barstow en Californie [7]. Ce concept utilisait un récepteur à évaporation directe pour entraîner des turbines dans un cycle conventionnel de Rankine. II.3.1. CYCLES COMBINES Les hautes températures atteintes dans les tours solaires peuvent être utilisées pour alimenter non seulement un cycle de Rankine, mais aussi une turbine à gaz et un cycle combiné. De tels systèmes pourraient atteindre un rendement peak de 35 % et un rendement annuel solaire-électrique de 25%. Les développements effectués dans les récepteurs volumétriques à air permettent de réchauffer directement l'air dans la tour solaire, à des températures dépassant 800 °C. Ce concept est actuellement développé dans le cadre du projet SOLGATE et semble être une très bonne solution d'avenir pour les centrales solaires.

Figure 11: Schéma d'un cycle combiné alimenté par un récepteur volumétrique central

pressurisé.


II.4 CENTRALES A CAPTEURS PARABOLIQUES

Les capteurs paraboliques sont constitués de miroirs en calotte parabolique qui suivent le soleil sur deux axes de manière à focaliser le rayonnement solaire direct sur un récepteur placé au point focal de la parabole réfléchissante. Ce sont des capteurs à très haut rendement solaire-électrique de l’ordre de 29,4%, et peuvent être utilisés sur une grande plage de température au delà de 750°C [8] avec un très haut facteur de concentration de l’ordre de 1000 à 2500 [6]. Une des principales applications de ce type de centrales est l’électrification rurale avec des unités modulaires de 10 à 25 kWe utilisant chacune un moteur à cycle Stirling directement accouplé au récepteur. Un de leurs principaux avantages est la modularité : ils peuvent en effet être installés dans des endroits isolés, non raccordés au réseau électrique. Ils possèdent donc également un important potentiel de développement, particulièrement dans des régions peu peuplées de certains pays d’Europe du sud. Un certain nombre de concepts avancés ont été démontrés et commencent à apparaître sur le marché. Cependant la durée de vie des récepteurs reste encore à vérifier et les coûts des capteurs sont encore très élevés (de l’ordre 3000$/m2).

Figure 12: Capteur parabolique avec moteur Stirling


II.5. DISPONIBILITE DE LA PUISSANCE ET HYBRIDATION

Le concept de centrale solaire hybride comprend une centrale solaire thermique, convertissant en électricité la chaleur provenant de concentrateurs solaires, et un appoint à carburant fossile (ou à biocarburant). En comparaison avec les systèmes thermiques conventionnels (fossile, nucléaire), les centrales solaires sont confrontées à un problème de fiabilité de la disponibilité de l’énergie solaire lié au nombre d’heures d’ensoleillement insuffisant et à l’intermittence de la source (fluctuation du gisement solaire). Actuellement, on a tendance à les utiliser comme centrale de pointe. Cependant, construire une centrale solaire qui ne fonctionne que le jour, quand le rayonnement est disponible, ne se justifie qu’en présence d’autres unités de production pouvant permettre de satisfaire les besoins nocturnes. Pour éviter une sous-utilisation des investissements solaires (équipements onéreux en faible production), des mesures spéciales doivent être prises dès le dimensionnement, en tenant compte du fait que la courbe de demande n’est toujours pas en phase avec le profil d’ensoleillement et que la demande ne doit pas dépasser la capacité propre de la centrale. Une méthode régulièrement employée pour les centrales solaires thermiques est le stockage thermique où l’on satisfait les demandes nocturnes par production thermique anticipée. A ce moment, on parle de centrales solaires thermiques conventionnelles (CSPP – Conventional Solar Power Plants). Dans cette situation, le système de stockage thermique peut être chargé en même temps que l’unité de puissance fonctionne, même à pleine charge. Une conséquence dramatique d’un point de vu économique est l’augmentation de la dimension du champ de capteurs d’un facteur double ou triple par rapport à la valeur requise pour la puissance nominale des turbines. Hormis cet inconvénient, l’utilisation d’un système de stockage dans les centrales solaires engendre des problèmes techniques liés à l’inertie thermique : augmentation du temps de démarrage, problèmes de réglage (difficultés à un ajustement rapide et à un changement de conditions d’entrée). Compte tenu du fait que l’efficacité des capteurs cylindro-paraboliques est moins bonne que celle des autres technologies de capteurs à héliostats, ces phénomènes d’inertie sont beaucoup plus problématiques au niveau des centrales de type SEGS qui présentent un réseau de tuyauteries important qu’il faut chauffer au démarrage jusqu’à atteindre la température de fonctionnement des turbines. D’où une surcapacité du champ solaire (avec un multiple solaire de l’ordre de 2 à 3), qui impose des surfaces de captage importantes, donc un coût d’investissent très élevé. Ainsi pour diminuer les coûts de production des centrales solaires thermiques et également envisager une compétitivité à court et moyen terme par rapport aux centrales fossiles conventionnelles, la technique de l’hybridation est utilisée. Elle consiste à utiliser un système d’appoint basé sur des combustibles fossiles (éventuellement de biomasses) qui permet d’assurer la disponibilité de puissance en période de rayonnement solaire insuffisant. On parle alors de Centrales Solaires Thermiques Hybrides (HSPP : Hybrid Solar Fossil Power Plant). L’idée clef étant que les combustibles fossiles sont de loin plus économiques que le stockage thermique ou électrique. Cette technique est déjà utilisée dans plusieurs unités de centrales SEGS avec un apport au gaz naturel qui est cependant limité à 25% de la production annuelle totale. L’objectif pour ce cas de centrales SEGS est avant tout l’élargissement de la durée d’utilisation des équipements et non le fonctionnement nocturne. Ceci compte tenu du fait que le profil d’ensoleillement est en phase avec les besoins électriques de climatisation [8]. La figure suivante montre le concept simplifié d’une centrale SEGS hybride.


Figure 13: Concept de centrales hybrides (type SEGS)

Une telle intégration présente l’avantage d’une part de pouvoir égaliser les fluctuations solaires en jouant de manière automatique sur la souplesse de l’unité à combustible (dans le cadre de notre travail nous voulons que de la biomasse pour des raisons écologiques) et d’autre part d’accélérer les procédures de démarrage avec une montée rapide en température du fluide caloporteur solaire.

II.6. LES CONCEPTS AVANCES DE CENTRALES HYBRIDES

Les cycles avancés de centrales hybrides sont basés sur le fait que l’énergie fossile, doit autant que possible être utilisée au plus haut niveau de conversion possible (au plus haut niveau d’exergie) dans la gamme de puissance considérée. Pour les centrales à grandes puissances qui font particulièrement objet de notre attention, l’intégration est donc réalisée avec un cycle combiné. Dans ce cadre, on peut notamment distinguer les concepts de centrales dits ISCCS : « Integrated Solar Combined Cycle System », tel que le projet PAESI ([9] et [10]) ou encore ISCCS-Nevada, USA [8] et les concepts hybrides de centrales à tour à hautes performances dits HSTS : « Hybrid Solar Tower System » ([11] et [12]).

Brûleur à

biomasse


II.6.1. LES CENTRALES COMBINEES SOLAIRES INTEGREES (ISCCS)

Le concept de centrales hybrides ISCCS consiste à intégrer un champ de capteurs cylindro-paraboliques à cycle combiné, tout en optimisant autant que possible l’efficacité de la centrale en mode fossile simple, tout en réduisant les coûts de production. La figure 12 ci-dessous nous donne un exemple d’un tel concept ISCCS pour la centrale PAESI.

Figure 14: concept d’une centrale solaire combinée intégrée-ISCCS (une des variantes du projet PAESI)

Cette centrale comprends deux turbines à gaz à cycle ouvert de type Brayton, dont l’énergie thermique des gaz en sortie de la turbine est récupérée dans un générateur de vapeur (nommé HRSG : « Heat Recovery Steam Generator ») un réseau d’huile thermique chauffée dans le champ de capteurs cylindro-paraboliques, est associé à un autre générateur de chaleur, de type HSSG (« Heat Solar Steam Generator ») ;et enfin on a un cycle à vapeur comprenant un groupe de turbines à vapeur, alimenté en vapeur à plusieurs niveaux de pression. Cette intégration offre une grande souplesse de gestion et de contrôle, qui reste difficile à réaliser dans les centrales solaires classiques.


II.6.2. LES CENTRALES A TOUR A CYCLES COMBINES HYBRIDES (HSTCC)

Le concept de centrale à tour à cycle combiné hybride (HSTCC) utilise des capteurs héliostats à haut rendement de conversion qui permettent l’intégration du solaire à un niveau d’exergie plus élevé pour le préchauffage, voire le chauffage complet en pointe de l’air de combustion des turbines à gaz. La figure 12 qui suit, nous montre un tel exemple d’intégration. La centrale en question comprend une turbine à gaz à cycle ouvert de type Brayton dont l’énergie thermique des gaz est récupérée dans un HRSG permettant de générer la vapeur utilisée dans un cycle conventionnel de Rankine.

Figure 15: concept d’une centrale à tour à cycle combinée hybride-HSTCC

Ce type d’intégration présente des avantages énergétiques et économiques vis-à-vis des systèmes ISCCS ([11] et [12]). La contribution du solaire peut être choisie de manière flexible en fonction du niveau de température de l’air désiré pour la combustion. Compte tenu également de l’efficacité de conversion solaire-électrique très élevé, les surfaces de captage sont moins importantes, avec une diminution des coûts de production électrique. Un inconvénient majeur est que les turbines à gaz concernées requièrent généralement de chambres de combustion externes au design spécifique, différent de celui des turbines à gaz


conventionnelles, et permettant un fonctionnement à un plus haut niveau de température d’air d’entrée dans la chambre de combustion. Toutefois, d’autres concepts de centrales utilisant un cycle combiné conventionnel en conjonction avec un reformage du gaz naturel et sans modification de la chambre de combustion ont été proposés par Worner et al.

II.7. CONDITIONS D’HYBRIDATION

II.7.1. DIAGRAMME HORAIRE DE L’HYBRIDA TION

Une centrale solaire-hybride intégrée est généralement perçue comme une unité de production permettant de répondre à la fois aux pics de charges électriques quand ceux-ci sont en phase avec le profil d’ensoleillement et aussi de satisfaire les besoins de base à l’aide d’un système d’appoint thermique à combustible d’origine fossile ou biomasse. L’efficacité de production électrique est fortement liée au mode d’hybridation (intégration des brûleurs à biomasse et des unités solaire).

Figure 16: Courbe de charge idéale d’une centrale solaire hybride (source [2]).

Dans le contexte actuel d’optimisation, un des volets très intéressant lié à l’hybridation, consiste à déterminer dans le maillon de la chaîne industrielle de la centrale


solaire la position optimale des brûleurs qui permettrait de minimiser les variations brusques de température du fluide caloporteur dues à l’intermittence du gisement solaire. Il convient à cet effet de trouver un compromis entre le pourcentage d’apport d’énergie solaire et celle de la biomasse au travers des brûleurs, en fonction de la courbe de charge de l’utilisateur et des objectifs économiques et/ou environnementaux recherchés.

Idéalement, une telle courbe de charge peut se représenter par la courbe (C) de la figure 16 où l’on peut distinguer trois régimes de fonctionnement différents :

• Un régime de marche nocturne à puissance de base rubEɺ ( 1St t≤ ou 2St t≥ ). Il est

caractérisé par un fonctionnement partiel des turbines et un fonctionnement en charge nominale du brûleur.

• Un régime de marche diurne à production électrique maximale rubEɺ ( [ ]1 2,P Pt t t∈ ).

L’apport solaire dans ce cas est suffisant pour assurer un fonctionnement plus adapté des turbines. En revanche, la contribution du brûleur à biomasse est réduite jusqu’à une limite inférieure de charge autorisée (on parle alors de « pénalisation du brûleur à biomasse ou de l’unité fossile » quand le carburant est d’origine fossile).

• Et enfin un régime de fonctionnement matinal ([ ]1 1,S Pt t t∈ ou de fin de journée

[ ]2 2,P St t t∈ ) où la puissance solaire s’avère insuffisante pour un régime nominal des

turbines nécessitant le maintien du brûleur à plein régime pour une efficacité énergétique acceptable. Le début de pénalisation du brûleur est en fait retardé par rapport à l’ensoleillement, respectivement la fin de pénalisation est avancée par rapport à la fin d’ensoleillement. La valeur seuil du rayonnement solaire dépend des caractéristiques de rendement des turbines.

La production d’énergie électrique globale est déterminée en tout point par l’expression algébrique des charges suivante :

max maxT T B BE ch E ch E= +ɺ ɺ ɺ (1)

Où maxTEɺ et maxBEɺ représentent respectivement les capacités en puissance électrique

des turbines (cycle thermodynamique) et du brûleur, avec Tch et Bch leurs charges

correspondantes.

Selon le type de centrale hybride étudié, deux modes de production peuvent être considérés :

� Une production centralisée à vitesse constante des turbines et en présence d’un réseau électrique (telle est l’hypothèse dont nous ferons mention pour développer notre modèle). On suppose dans ce cas, que la production


électrique est libre et que la courbe de charge pourrait être optimisée avec la seule contrainte de puissance en pointe.

� Et une production décentralisée à vitesse variable des turbines et en l’absence de réseau électrique. La courbe de charge est supposée fixe dans ce cas. Ainsi, pour satisfaire aux besoins, le contrôle et/ou l’ajustement des fournitures électriques se fait par la souplesse du brûleur, qui permet d’égaliser les fluctuations provenant du rayonnement solaire.

Une difficulté majeure pour l’optimisation d’une telle centrale, provient du fait que les composants technologiques considérés présentent des niveaux exergétiques d’apports thermiques différents, et que l’optimisation du dimensionnement et des séquences opérationnelles fait intervenir un nombre important de paramètres. L’examen de l’effet de chaque paramètre sur l’hybridation peut se faire à l’aide d’un diagramme appelé « diagramme horaire de l’hybridation » [2], représenté par la figure17.

Figure 17: Diagramme horaire de l’hybridation à apports thermiques relatifs [2].

Ce diagramme traduit l’évolution des apports en puissance thermique au niveau des turbines en fonction du temps. Ces apports sont adimensionnalisés par rapport à la puissance-chaleur nécessaire aux turbines pour satisfaire les besoins de base. La courbe (S) représente la caractéristique solaire thermique et (P) la courbe de pénalisation de l’unité fossile (préférentiellement à biomasse). La somme des deux étant représentée par la courbe (C) qui décrit l’évolution de la puissance totale disponible au niveau des cycles thermodynamiques. Deux paramètres importants pour le dimensionnement des turbines et du brûleur sont mis en

exergue dans le diagramme horaire de l’hybridation. Le premier paramètre (Tq ) que nous

qB


appelons marge thermique d’utilisation des turbines représente indirectement l’apport thermique nécessaire aux turbines pour satisfaire la pointe de charge. En tenant compte de

l’efficacité des cycles en fonctionnement de nuit et jour, ce facteur (Tq ) constitue également

un bon indicateur de la marge de fourniture électrique des turbines. Le second paramètre (Bq

), représente le taux minimum d’utilisation du brûleur ou système à biomasse (ou taux de pénalisation) qui mesure indirectement la part d’apport de biomasse ou de fossile nécessaire à la satisfaction des pics de charges. Il est inférieur à l’unité et dépend de la charge et du type de brûleur utilisé.

L’intérêt de l’adimensionnalisation de ces apports en relation avec l’apport thermique de nuit repose sur la définition d’une relation entre les points de fonctionnement

nuit et jour. En effet un choix élevé du facteur (Tq ) correspond à une capacité assez large de

la turbine et peut se justifier pour une courbe de charge dont les pics excèdent largement les besoins de base. En revanche, la perte d’efficacité significative due aux régimes partiels des turbines peut devenir prépondérante, surtout en fonctionnement de nuit. En outre, la connaissance de la capacité des turbines permet de déterminer implicitement la taille de l’unité qui constituera le brûleur à biomasse (ou à combustible fossile, comme c’est le cas le plus rencontré), et ceci compte tenu de la demande en électricité. Lorsque la taille de l’unité que constitue le brûleur est choisie trop importante par rapport aux turbines, on est confronté à un problème de surcapacité de la part combustible à biomasse, conduisant à une mauvaise exploitation de l’énergie solaire. Le choix des capacités des turbines et de l’unité à combustible (brûleur) est problématique et requiert donc une optimisation basée sur les

paramètres (Tq ) et ( Bq ).

Un autre paramètre important de dimensionnement de la taille du champ solaire (SM), communément appelé « Multiple solaire » [6], peut être également déduit du diagramme de l’hybridation. On le définit comme le rapport entre l’apport solaire thermique

disponible pour un rayonnement solaire maximal (smq ) et l’apport correspondant à un

rayonnement de dimensionnement (sdq ). Ainsi, pour une caractéristique solaire donnée,

l’accroissement du multiple solaire SM peut se faire par le choix d’un faible rayonnement de dimensionnement, ce qui affecte directement la taille des surfaces de captage et donc du coût du système solaire. Une augmentation de SM permet d’allonger les périodes de pointe afin de mieux satisfaire une courbe de demande en forme « plate », ce qui permet de maximiser la production annuelle d’énergie, avec une meilleure utilisation du gisement solaire. Il en résulte alors une augmentation de la proportion solaire de l’hybridation. Cependant, un rayonnement de dimensionnement trop faible peut occasionner d’importantes pertes de défocalisation. Ces pertes interviennent par réglage avec déviation d’une partie du champ de capteurs solaires, quand le rayonnement disponible dépasse la valeur de dimensionnement ; c’est pourquoi en amont de la démarche, nous devons disposer d’une base de données fiable de la ressource solaire, et ainsi le choix adéquat des surfaces de captage requiert une optimisation basée sur le


multiple solaire. A ce moment une gestion plus efficace du rayonnement solaire est assurée par l’introduction d’un petit stockage solaire thermique, ce qui facilite la prolongation des opérations de pointe au-delà des périodes d’ensoleillement (contrainte de production). Une telle solution n’est pas envisageable dans le cadre de cette étude.

II.7.2. EQUATION CONDITIONNANT L’H YBRIDATION

La connaissance de la marge thermique des turbines, du taux minimum d’utilisation de l’unité à biocarburant et du multiple solaire, suffit pour déterminer le degré d’hybridation. Ce dernier représente le pourcentage d’apport solaire maximal par rapport à l’apport biomasse

ou biocarburant, et peut être exprimé au point de dimensionnement par le facteur pζ suivant :

p sm Bq qζ = (2)

Il est utile d’établir une relation algébrique simple entre l’ensemble des variables clefs de l’hybridation. Une telle relation peut être déterminée à partir de l’équation bilan des apports thermiques du design :

T sd Bq q q= + (3)

Compte tenu des définitions des divers paramètresTq , Bq et SM, on obtient

l’expression générale suivante qui représente la condition de l’hybridation :

1 pT Bq q

SM

ζ = ⋅ +

(4)

Cette équation établit une relation entre les dimensions de différentes unités (unité à biomasse, unité solaire, unité de conversion thermodynamique) en fonction de la courbe de charge. Elle est valable pour tout type d’intégration possible, en occurrence les centrales SEGS, ISCCS, HSTS, HSPS présentées succinctement plus haut.


III.MODELISATION DU SYSTEME DE PRODUCTION DE LA CENTRALE SOLAIRE HYBRIDE

III.1. MODELISATION DU SYSTEME THERMOD YNAMIQUE

Nous nous inspirons dans un premier temps d’un modèle de centrale développé à l’ouest de la Chine [13], décrit par la figure 18 ; qui est un modèle de centrale solaire hybride à trigénération (on produit du froid et la chaleur en hivers) avec production d’électricité via un cycle de Rankine.

Dans la suite, nous ne nous intéresserons pas au système de production de chaleur, ni de froid, mais à la production d’électricité uniquement. Le but pour nous étant d’étudier le comportement de notre système thermodynamique en termes de qualité d’énergie produite, lorsqu’on lui apporte un supplément de chaleur par un brûleur. C’est un élément essentiel dans cette tâche qui nous incombe, parce qu’il faut dire que l’état de dégradation de l’énergie sous forme de chaleur est un aspect qui résolument réduit de façon inévitable les performances des centrales thermiques en général et plus particulièrement les centrales solaires à concentration.

Figure 18: Centrale hybride solaire, système de génération de puissance, chaleur et froid [13].


Lorsque nous ne tenons pas compte du sous système avec production de froid ou de chaleur, nous sommes résolument réduits au trajet du tronçon 1-2-3-6. Le fluide caloporteur ici est l’eau et il est également le fluide de travail de notre cycle de Rankine (voir figure 19).

Figure 19: Cycle thermodynamique en diagramme T-s [13].

Grâce au diagramme entropique de la vapeur d’eau, suivant l’hypothèse de production constante d’un mégawatt d’électricité, nous avons pu reconstituer les paramètres thermodynamiques (y compris le calcul du rendement exergétique) du cycle, suivant l’évolution de la puissance entraînée par un couplage de champs de capteurs (groupement mixte de capteurs tel qu’il apparaît sur la figure 18, 4 capteurs en série sur une ligne, et l’ensemble étant monté identiquement sur trois branches parallèles).

Partant du modèle ci-dessus décrit, nous souhaitons produire de la vapeur à 700°C en sortie du brûleur avec des températures à son entrée qui varient jusqu’à la limite souscrite par la technologie des capteurs cylindro-paraboliques autour de 400°C [1]. Ceci nous impose donc une association en série du groupement mixte de capteurs définit plus haut jusqu’à l’atteinte de la limite de 400°C à l’entrée du brûleur. Par contre, nous avons quasiment triplé le débit contrairement au cas décrit en [13], pour l’atteinte d’une production d’un mégawatt électrique. L’idéal aurait voulu que nous puissions balayer toute la gamme des puissances admise par la technologie cylindro-parabolique de 0 à 100MW [14], mais l’handicap auquel nous faisons face, est déjà le paramètre central qu’on aligne dans nos hypothèses : le fait de nous focaliser à une production constante et lisse d’électricité. Cela fait qu’il nous est impossible de nous attribuer des valeurs purement aléatoires, les valeurs prises par les puissances que nous imposons, doivent être en accord avec le premier principe et respecter les

1

22s4

3(5) 6

T

s


niveaux de température imposés par le dispositif technologique tel décrit selon H. Zhai et al. , telles sont les équations qu’il faudra concilier simultanément tout au long de cette étude.

La simulation séquentielle des différentes situations élémentaires que nous avons recensées, nous a conduit à dresser les tableaux ci-dessous.

� La première situation est celle correspondant au fonctionnement du brûleur seul pour alimenter le cycle thermodynamique (cycle de Rankine).

Tableau 2 : Paramètres thermodynamique de la centrale fonctionnant uniquement au brûleur (situation nocturne).

Bouilleur Brûleur Turbine Condenseur

Température in/out (°C) 90 (90) 90 (700) 700 (148) 148 (90)

Pression in/out (bar) 0.7 (0.7) 0.7 (375) 375 (1) 1 (0.7)

Titre en vapeur in/out 0 (0) 0 (1) 1 (1) 1 (0.23)

Enthalpie in/out kJ/kg 376.9 (376.9) 376.9 (3700) 3700(2779.59) 2779.59(376.9)

Puissance (MW) 0 3.65541 -1.012451 -2.642959

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1

Nombre de branches de CP (série) - - - -

La température d’entrée de l’eau dans la chaudière est à 90°C, suivant un débit de 0.417 kg/s pour être élévé à une température de 700°C et une pression de 375 bars. Dans ces conditions, le brûleur fournit au fluide calorifique une puissance calorifique de 3.655 MW. Ceci conduit à un rendement de cycle :

eRankine

B

W

qη =

ɺ

ɺ (5)

10.28

3.655Rankineη = ≈ (6)


Figure 20: Schéma de la centrale fonctionnant uniquement avec la chaudière (Source [13], avec modification)

� La deuxième situation correspond exactement à celle qu’illustre la figure 18, le fluide calorifique entre dans le système cylindro-parabolique à la température de 90°C et en ressort à 152°C, puis passe par le brûleur, où la température y est portée à 700°C.

Tableau 3 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à un groupement mixte de capteurs.



Pression in/out (bar) 0.7 (5) 5 (375) 375 (1) 1 (0.7)

Titre en vapeur in/out 0 (0.15) 0.15 (1) 1 (1) 1 (0.23)

Enthalpie in/out (kJ/kg) 376.9 (920.8) 920.8 (3700) 3700(2779.59) 2779.59(376.9)

Puissance (MW) 0.59829 3.05712 -1.012451 -2.642959

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1

Nombre de branches de CP (série) 1 - - -

Vanne

Pompe


La puissance fournie par les capteurs au fluide caloporteur est 0.598 MW (alors que dans le cas des travaux de H. Zhai et al., ils ont présenté une puissance de 0.2268 MW pour un débit de 0.417 kg/s), celle cédée par le brûleur pour élever de 548°C sa température à la sortie du brûleur est de 3.06 MW. Ce qu’on remarque très tôt ici, c’est le fait que la somme de ces deux puissances égale à la puissance qu’à développer le brûleur lorsqu’il fonctionnait seul. Ce qui montre que le résultat obtenu reste conforme au premier principe de la thermodynamique.

� De la troisième à la sixième situation, nous avons juste fait un assemblage en série du groupement mixte tel que suscité précédemment (voir figure 21).

�

Cela nous a conduit aux grandeurs consignées dans les tableaux suivants :

Tableau 4: Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à deux groupements de capteurs montés en série.





Enthalpie in/out (kJ/kg) 376.9(1464.67) 1464.67(3700) 3700(2779.59) 2779.59(376.9)

Puissance (MW) 1.196547 2.458863 -1.012451 -2.642959

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1

Nombre de branches de CP(série) 2 - - -

Tableau 5 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à trois groupements de capteurs montés en série.






Puissance (MW) 1.3607961 1.4106693 -1.012451 -2.00384346

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1



Tableau 6 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à quatre groupements de capteurs montés en série.






Puissance (MW) 2.393094 1.262316 -1.012451 -2.642959

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1


Tableau 7 : Paramètres thermodynamiques de la CSH fonctionnant à cinq groupements de capteurs montés en série.






Puissance (MW) 2.991362 0.664048 -1.012451 -2.642959

Débit (kg/s) 1.1 1.1 1.1 1.1


La température de 390°C est la limite proscrite par la technologie du système cylindro- parabolique [1], donc à cette étape il ne serait plus utile d’envisager une quelconque jonction en série pour porter plus haut la température à la sortie du groupement des capteurs. Un ajout aura tout simplement pour effet, une importante réduction du rendement du cycle, et donc sera onéreux pour la construction de l’ensemble du champ de capteurs.

L’allure du champ de capteurs est donnée par la configuration suivante ; où l’indice n représente est le nombre de groupements mixtes agencés en série.

Figure 21: Montage en série de groupements mixtes de capteurs CP

Partant de ces résultats, l’efficacité exergétique se déduit aisément par le rapport

n


eEx

S b

W

Ex Exη =

+

ɺ

ɺ ɺ l’exergie utile sur l’exergie consommée

(7)

Où SExɺ est l’exergie reçu par les capteurs cylindro-parabolique du soleil et bExɺ

l’exergie développée par le brûleur. Leurs expressions se déduisent des termes :

( )041 1 0.28ln

3S SS

TEx f q

T

= − −

ɺ ɺ avec f = 1.3x10-5 , le facteur de dilution solaire (8)

01b BB

TEx q

T

= −

ɺ (9)

Avec 0T la température de l’environnement, BT la température du brûleur pris

autour de 1273.15°K, ST la température du soleil sensiblement égal à 5800°K, quant aux

températures des absorbeurs, des capteurs cylindro-paraboliques, elles sont sensiblement égales aux différentes températures de sortie du fluide caloporteur pour chaque capteur pris individuellement (tel que le montre les courbes de N.Hamani et al. [15]).

On a pu ainsi dresser le tableau suivant :

Tableau 8 : Etat du rendement exergétique suivant les puissances.

Rex tot 0.154502207 0.159301414 0.16464246 0.170832266 0.178031473 0.187060553

Puissance brûleur 8.600964706 7.261567696 5.910728365 4.538036585 3.143217131 1.702687179

Puissance CP 0 0.982971429 1.965895714 2.948835714 3.931791429 4.914731429

Puissance total 8.600964706 8.244539125 7.87662408 7.4868723 7.07500856 6.617418608

La caractéristique ( )Ex Bf qη = ɺ s’en déduit aisément.

Figure 22 : Evolution du rendement exergétique en fonction de la puissance cédée par le brûleur au fluide caloporteur du CP.

0.140.1450.15

0.1550.16

0.1650.17

0.1750.18

0.1850.19

0 5 10

Ren

dem

en

t exergéti

que

Puissance du brûleur (MW)

Rex=f(Qb)


On constate une décroissance progressive du rendement exergétique au fur et à mesure que la contribution du brûleur prend du pas. Résultat fort significatif, qui traduit la détérioration progressive de la qualité de l’énergie produite par la centrale hybride, avec une forte montée du niveau de température qui serait exploitée lors de la détente de la vapeur d’eau au niveau des turbines.

Quant à la contribution des capteurs cylindro-parabolique, elle évolue de manière inverse, c’est-à-dire crée une amélioration de la qualité de l’énergie produite.

A présent, nous allons procéder à l’hybridation de la tour solaire et du brûleur, partie sur le principe de la centrale DAHAN d’un mégawatt électrique de Chine [28]. L’idée étant de placer le brûleur en amont du système thermodynamique pour effectuer le préchauffage de l’eau, ensuite la vaporisation de la vapeur d’eau, qui subira par la suite une surchauffe dans la chaudière de la tour solaire.

Le schéma du dispositif se présente comme suit :

Figure 23 : Hybridation Tour solaire-Brûleur

L’eau entre au niveau du brûleur 1 à la température de 90°C où elle subit la vaporisation à 185°C et plus (nous allons faire varier cette température de 185 - 400°C), puis la vapeur subit une surchauffe jusqu’à 700°C dans la tour. Le brûleur 2 est utilisé uniquement en absence de rayonnement (fonctionnement nocturne ou à la traversé de nuages épais).

Nous avons ainsi plusieurs situations :

Brûleur 1

Brûleur 2

Héliostat

Tour Turbine

Citerne d’alimentation

Vanne

Pompe

90°C 185°C

700°C


� La première correspond au fonctionnement de la tour seule (situation où l’ensoleillement direct est suffisant pour délivrer la puissance qui servirait à vaporiser l’eau de 90°C à 700°C). Dans ces conditions, nous avons un rendement de Rankine du cycle de 31,8%.

Tableau 9 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride en fonctionnement « tour seule ».

Brûleur Chaudière T Turbine Condenseur


Pression in/out (bar) 0.7 (0.7) 0.7 (40) 40 (1) 1 (0.7)


Enthalpie in/out kJ/kg 376.9 (376.9) 376.9 (3900) 3900(2779.59) 2779.59(376.9)

Puissance (MW) 0 3.17079 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9

� La deuxième situation est celle où l’eau est vaporisée à 185°C (10 bars), pour être ensuite surchauffée dans la tour à 700°C (40 bars).

Tableau 10 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride Tour-Brûleur.





Enthalpie in/out (kJ/kg) 376.9 (2800) 2800 (3900) 3900(2779.59) 2779.59(376.9)

Puissance (MW) 2.18079 0.99 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9

� Pour ce qui est des cinq autres situations, nous n’avons que fait varier la température de sortie de vapeur au brûleur de 220°C à 400°C. les tableaux sont donnés ci-dessous.

Tableau 11 : Paramètres thermodynamiques de la centrale hybride Tour-Brûleur à 220°C.






Puissance (MW) 2.23479 0.936 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9








Puissance (MW) 2.31579 0.855 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9







Puissance (MW) 2.46609 0.7047 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9







Puissance (MW) 2.57499 0.5958 -1.008369 -2.162421

Débit (kg/s) 0.9 0.9 0.9 0.9

Partant de ces résultats, le rendement exergétique s’évalue dans ce cas également par

l’expression (7) où Sqɺ s’exprime comme :

S cs csq A I η= ⋅ ⋅ ⋅Γɺ (10)

Avec : csA est la surface du champ solaire que sont les héliostats, elle est égale à 10000m2

[28].


I est l’irradiation solaire, évaluée à 600W/m2 [13].

csη est le rendement du champ solaire, estimé à 0,671 [28].

Γ étant le pourcentage d’héliostats qui suit la course du soleil, pris égal à 100% [28].

Cela nous a permis de dresser le tableau suivant :

Tableau 15 : Etat du rendement exergétique suivant les puissances.

Rex tot 0.2991289 0.193279535 0.191600704 0.189136439 0.184727878 0.181659919

Puissance brûleur 0 2.4231 2.4831 2.5731 2.7401 2.8611 Puissance chaudière 4.026 4.026 4.026 4.026 4.026 4.026

Puissance total 4.026 6.4491 6.5091 6.5991 6.7661 6.8871

La caractéristique ( )Ex Bf qη = ɺ s’en déduit aisément.

Figure 24 : Evolution du rendement exergétique en fonction de la puissance cédée par le brûleur au fluide caloporteur de la tour solaire.

Nous faisons le constat que le rendement exergétique décroît au fur et mesure que la charge du brûleur augmente ; mais également nous constatons un grand saut du point de fonctionnement de la tour solaire seule au premier point d’hybridation, cette grande variation de puissance est due essentiellement à la chaleur latente de vaporisation du fluide caloporteur (l’eau). Aussi, nous remarquons que les puissances misent en jeu par le brûleur sont relativement faibles par rapport au cas de l’hybridation capteurs CP-brûleur.

0.150.170.190.210.230.250.270.290.31

0 2

Ren

dem

en

t exergéti

que

Puissance brûleur (MW)

Rex tot = f(Charges …


III.2 CARACTERISATION DU BRULEUR (OU LA CHAUDIERE) ADEQUAT

La filière bois (et biomasse) est la filière qui actuellement, présente un atout majeur face à l’hybridation (la ressource étant assez disponible dans la sous région Ouest Africaine). Les installations de chauffage de ce type connaissent un fort développement [16] malgré le fait que la gestion et la sécurisation de l’approvisionnement, voire la proximité géographique et la régularité restent de grands défis qu’on ne pourrait surmonter que face à une organisation scrupuleuse, bien structurée de la ressource biomasse.

Il question pour nous d’estimer les caractéristiques (d’un point de vue consommation) du brûleur à associer à notre système de production. Il s’agit là de trouver une chaudière qui devrait pouvoir desservir une puissance thermique dans la gamme de 1,7 à 8,6MW et surtout produire à ce niveau de puissance une température de 700°C (pour ce qui est de l’hybridation capteurs CP-brûleur), qu’il faut rappeler révèle du domaine des cycles ultra-supercritiques. Cette chaudière, nous ne la possédons pas, mais par un raisonnement déductif, nous parviendrons à la caractériser.

Figure 25 : Rendement minimum des nouvelles chaudières imposé par l’AR du 8 mars 97 (exemple pour les chaudières de plus de 400 kW) Source : [17]


Un constat clair que nous pouvons faire des courbes de la figure 25 qui traduisent le rendement des chaudières à condensation (fonctionnant au gaz naturel, voire au carburant liquide) pour chauffage des bâtiments en fonction de la charge de fonctionnement, selon les niveaux de température de l’eau à l’entrée de la chaudière ; est que le rendement de la chaudière diminue littéralement avec la charge. Et pour une charge fixée, ce rendement croit avec la puissance à desservir. C’est un résultat important que nous allons exploiter. Pour ce qui est du cas des chaudières à cycles ultra-supercritiques fonctionnant au charbon ou à la biomasse, pour des températures de vapeur à 700°C et une pression autour de 375 bar, on serait à un rendement de 52% (qui n’est pas loin du rendement de Carnot estimé à 66%), tel est le cas de la centrale investit par le projet européen Thermie qui développe une puissance de 300 MW [18]. Partant également du fait que le rendement des centrales supercritiques à charge partielle ne diminue d’environ 1,5% lorsque la charge diminue de moitié (de 100 à 50%), nous allons déduire le rendement de notre chaudière, qui à priori découlera de la détermination du nombre N entier de l’expression 2N, qui est le facteur qui aura servit à décroître de 300 MW à 8,6MW. Alors le rendement cherché serait (52- 1,5N)%, avec

1 1 300ln 5

ln 2 8,6N E

= ⋅ =

pour la charge maximale, les autres valeurs de N s’en déduisent

par la même approche du calcul. Ce qui fait que nous serions à un rendement de 44,5% en charge maximale.

La courbe de la figure 26 ci-dessous, nous montre le profil déduit de ce résultat aux autres niveaux de charge.

Figure 26 : Evolution prédite du rendement du brûleur en fonction de la ch

[ ]1E est la fonction partie entière.

0.405

0.41

0.415

0.42

0.425

0.43

0.435

0.44

0.445

0.45

0 5 10

Ren

dem

en

t

Puissance du brûleur

Rb = f(Charges)


Il s’agit là d’un rendement exprimant le rapport de la quantité de chaleur ou de puissance effectivement cédée à la vapeur d’eau sur le pouvoir calorifique inférieure du combustible utilisé. Ce rendement décroît avec la charge puisque le niveau de température 700°C à imposer à la vapeur nécessite beaucoup de contraintes.

Le tableau suivant, nous donne les caractéristiques des carburants susceptibles d’être consommés via notre brûleur. Il s’agit particulièrement de la biomasse-bois et de l’huile de Jatropha que nous avons choisies parce que disponibles localement.

Tableau 16: Quelques caractéristiques physiques des carburants à utiliser.

Propriétés Biomasse Huile de Jatropha Masse volumique (kg/m3)

550 920

PCI (kWh/m3) 2750 10120

Tableau 17: Consommation du brûleur dans le cas de l’hybridation CP-brûleur.

Charges prises par le brûleur (kW)

1703

3143

4538

5911

7262

8601

Consommation H.J. (m3/h)

0,17

0,31

0,45

0.58

0,72

0,85

Consommation Biomasse (m3/h)

0,97

1,14

1,65

2,15

2,64

3,13

Le tableau 17 fait figure de la consommation du brûleur en fonction de la charge, comparée pour deux types de carburants :

- L’huile de Jatropha ; - La biomasse ;

De ces données, il en découle le graphe suivant.


Figure 27 : Consommation du brûleur suivant les charges pour la biomasse, et l’HVJ pour l’hybridation capteurs CP-brûleur.

Nous avons à la figure 27, l’évolution de la consommation du brûleur en litre par heure en fonction de la charge. Ces courbes suivent toutes une même régularité, c’est-à-dire la consommation du brûleur augmente progressivement avec la charge. La consommation en huile de Jatropha à l’heure est la moindre, vu son fort pouvoir calorifique.

Pour ce qui de l’hybridation avec la tour solaire, le tableau des consommations se présente comme suit :

Tableau 18 : Consommation du brûleur dans le cas de l’hybridation Tour-brûleur.

Charges prises par le brûleur (kW)

2423

2483

2573

2740

2861

Consommation H.J. (m3/h)

0,240

0,245

0,254

0.271

0,72

Consommation Biomasse (m3/h)

0,881

0,903

0,936

0,996

1,04

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0 5 10

Con

som

mati

on

(l/

h)


Cj=f(charges)

Cbio=f(charges)


Le tracé graphique a l’allure suivante :

Figure 28 : Consommation du brûleur suivant les charges pour la biomasse, et l’HVJ pour l’hybridation Tour-brûleur.

Le constat fait ici, reste le même que celui du cas de l’hybridation capteurs CP-Brûleur. C’est-à- dire l’huile de Jatropha en raison de son fort pouvoir calorifique reste moins consommée que la biomasse-bois dans le brûleur pour les mêmes niveaux de puissance.

0

200

400

600

800

1000

1200

2.4 2.6 2.8 3

Con

som

mati

on

(l/

h)

Puissance brûleur (MW)

Cj=f(Charges)

Cbio=f(Charges)


IV. ASPECTS ECONOMIQUE ET ENVIRONNEMENTAL

IV.1. ANALYSE ECONOMIQUE ET FINANCIERE

Il existe différentes méthodes classiques d’analyse économique et financière des systèmes énergétiques ([19] et [20]). Les principales utilisées sont basées sur le concept de la valeur actualisée des coûts et bénéfices par rapport à une année de référence (souvent prise au temps initial). On peut notamment citer la durée de récupération du capital (PBT-Payback Time) et le taux de rentabilité interne (IRR-Internal Rate of Return), qui sont tous deux déterminés par l’expression fondamentale de la valeur actuelle nette (VAN ). Cependant, compte tenu du fait que les revenus de vente d’électricité sont le plus souvent fixés sur la base de contraintes socio-politiques, il est parfois préférable d’orienter l’analyse financière vers un calcul de coût de revient de production afin d’une part, d’établir une base de classement des différents types de centrales solaires hybrides et d’autre part, d’effectuer une étude comparative situant ces mêmes centrales par rapport aux autres alternatives de technologies classiques. Une des méthodes d’analyse les plus utilisées est celle de la détermination du coût unitaire moyen plus communément connue sous le nom « LEC-Levelized Electricity Cost » [21].

Faute d’outils plus élaborés, nous nous contenterons d’évaluer dans cette partie, les coûts des ressources que représentent l’ensemble des dépenses engendrées par le flux de la biomasse-bois et/ou des biocarburants. Ces coûts de combustible présentent généralement des fluctuations liées aux conditions d’importation (charges de transport et de distribution) et à la situation du marché local (charges fiscales, taxe de puissance). Mais en considérant que seule la ressource biomasse locale servira à la production, nous pouvons nous défaire du poids de ces taxes. Dans ce travail, nous supposerons le coût unitaire de ressource constant sur toute la durée des opérations. La grandeur temporelle peut être exprimée sous la forme d’une fonction linéaire du débit total consommé :

r f fc VΓ = ⋅ ɺɺ (9)

Le facteur fc représente le coût unitaire du combustible exprimé en (FCFA/l).

fVɺ Débit volumique du combustible. Et rΓɺ coût de ressource du combustible.

La stère du bois vendu par le CAF de Bougnounou-Nébielianayou au Burkina Faso a un coût estimé à 20.348 FCFA2 [26]. Le litre d’huile de Jatropha est commercialisé au Burkina Faso par BELWET Biocarburants au prix de 500 FCFA.

2Qui est répartis comme suit : 50% pour la rémunération des exploitants de bois ; 13,64% pour la taxe forestière ; 27,36% pour le fond d’aménagement forestier ; 9% pour le « fond de roulement », en plus nous n’avons pas tenu

compte du coût de découpage en bûches facilement exploitable par le brûleur.


Nous avons ainsi pu dresser le tableau suivant :

Tableau 19: Coût estimatif des carburants à utiliser

Biomasse-bois Huile de Jatropha Coût (FCFA/m3) 13565,33 500 000

Ce tableau nous permet de réaliser le tracé du graphe du coût de consommation suivant le type de carburant envisagé. La figure 29 présente sur une échelle logarithmique la situation de l’hybridation capteurs CP-brûleur.

Figure 29 : Evolution du coût de la consommation en fonction du type de carburants (hybridation capteurs CP-brûleur)

Quant à la figure 30, elle présente toujours sur une échelle logarithmique le tracé du coût de consommation suivant le type de carburant (biomasse-bois, huile de Jatropha), mais cette fois pour l’hybridation Tour-brûleur.

1

10

100

1000

10000

100000

1000000

0 5 10Coût de la c

on

so. (F

CFA

/h)


COÛT h.j=f(Charges)

COÛT bio=f(Charges)


Figure 30 : Evolution du coût de la consommation en fonction du type de carburants (hybridation Tour-brûleur)

Un récapitulatif (coûts et rendement exergétique) peut être décrit par les graphes suivants :

100

1000

10000

100000

1000000

2.4 2.6 2.8 3

Coût de la c

on

so.

(FC

FA

/h)


COÛT h.j = f(Charges)

COÛT bio = f(Charges)

0.14

0.145

0.15

0.155

0.16

0.165

0.17

0.175

0.18

0.185

0.19

1

10

100

1000

10000

100000

1000000

0 5 10

Ren

dem

en

t exergéti

que tota

l

Coût con

so. (F

CFA

/h)

Puissance (MW)

COÛT h.j=f(Charges b)

COÛT bio=f(Charges b)

Rex tot = f(Charges b)


Figure 31 : Rendu simultanné du rendement exergétique et du coût des biocarburants consommés (hybridation capteurs CP-brûleur)

Figure 32 : Rendu simultanné du rendement exergétique et du coût des biocarburants consommés (hybridation Tour-brûleur)

Les parties du graphe quadrillées par la bande rose marquent le lieu des points où l’on a le meilleur fonctionnement de la centrale en termes de qualité d’énergie produite et de consommation réduite de carburants. La meilleure optimisation du coût de consommation et d’une meilleure qualité de production d’énergie électrique (rendement exergétique total plus élevé) est approchée avec la biomasse-bois, mais l’aspect de l’encrassement du brûleur reste un détail dont il sera urgent de regarder d’assez prêt, faute de moyens, nous n’avons pas pu creuser plus loin (cela s’incrit dans nos perspectives pour une plus grande visibilité de la chose).

0.14

0.16

0.18

0.2

0.22

0.24

0.26

0.28

0.3

0.32

1

10

100

1000

10000

100000

1000000

2.4 2.5 2.6 2.7 2.8 2.9

Ren

dem

en

t exergéti

que tota

l

Coût de la c

on

so. (F

CFA

/h)


COÛT h.j = f(Charges)

COÛT bio = f(Charges)

Rex tot = f(Charges)


IV.2. ASPECT ENVIRONNEMENTAL

Dans cette partie, il question d’évaluer essentiellement les émissions de gaz carboniques évitées lorsque qu’au lieu d’utiliser les combustibles fossiles, nous utilisons la biomasse-bois, l’huile de Jatropha considérées comme des énergies renouvelables, donc moins impactant pour l’atmosphère. Les centrales solaires hybrides (CSH) constituent de ce fait un potentiel technique de réduction des émissions de gaz rejetées à l’atmosphère par rapport aux centrales thermiques à combustibles fossiles, sans tenir compte également du fait qu’avec les émissions de CO2 évitées il est possible d’obtenir des crédits carbones par voie des MDP (Mécanismes de développement propres) ou par compensation volontaire. Bien que ce critère de production d’énergie propre ne traduise pas explicitement la compétitivité des centrales solaires hybrides (c’est-à-dire lorsqu’on prend en compte la taxe de CO2 due aux rejets dans l’atmosphère), tout au moins c’est un atout de subvention en matière de politique énergétique [27]. Suivant le modèle de centrale solaire hybride (faisant intervenir une notion d’acceptabilité solaire pour mettre en évidence les dimensions sociologiques) en fonction des options technologiques possibles, du niveau d’émission et de la couverture solaire, on peut fournir une flexibilité d’évaluation aidant les décideurs politiques.

L’huile de Jatropha a quasiment les mêmes caractéristiques physiques que le gazole. En combustion, la différence se crée au niveau des émissions de NOx [29], tels sont les résultats attestés par le Dr. Pak après avoir effectué des essais de ces deux types de carburants sur un moteur de type diesel à l’université de Köln en Allemagne. Selon Selan Retscreen 406,6 litres de gazole produit 1 tonne de CO2, ce rapport sera assimilé dans la suite au cas de l’huile de Jatropha, soit 0,243 kg CO2/kWh. Quant à la biomasse, on a un ratio d’émission de 0,0055 kg CO2/kWh de production électrique [28].

D’où les graphes suivants:

Figure 33 : Evolution d’émissions de CO2 évitées en fonction du type de carburants (hybridation capteurs CP-brûleur)

1

10

100

1000

10000

0 2 4 6 8 10

Em

issio

ns é

vit

ées

(kg C

O2/h

)


Emis bio= f(Charges)Emis h.j = f(Charges)


Figure 34 : Evolution des émissions de CO2 évitées en fonction du type de carburants (hybridation Tour-brûleur)

Des deux graphes ci-dessus mentionnés, nous remarquons qu’ils ont la même allure et traduisent tous la même réalité, en utilisant l’huile de Jatropha, on a un énorme gain en terme d’émission de CO2 (suivant le principe du cycle fermé du carbone). C’est un résultat qui semble paradoxale avec le gain financier qu’on veuille réalliser par la consommation des biocarburants dans le brûleur. C’est toujours le dilemme qui ne cessera de tourmenter l’univers de l’économie (industriel) et de l’environnnement (l’Etat), c’est-à-dire comment se faire plus de bénéfices tout en respectant l’environnement ?

De ce fait la solution dégagée qui tient en en compte cette multifactorialité de critères, est une hybridation à apport réduit de la contribution du brûleur qui devra ingurgiter la biomasse-bois.

1

10

100

1000

2.4 2.6 2.8 3

Em

issio

ns é

vit

ées

(kg C

O2/h

)


Emis bio = f(Charges)

Emis h.j = f(Charges)


V. CONCLUSIONS ET PERSPECTIVES

Ce travail fournit non seulement un aperçu général sur la technologie solaire à concentration, mais également sur la modélisation de l’hybridation des capteurs cylindro-paraboliques avec un brûleur et éventuellement d’une tour solaire avec le brûleur suivant une approche exergétique, ceci partant de deux modèles de centrales installées dans l’ouest de la chine. L’intérêt qui ressort déjà à postériori de ce travail, est le fait que le rendement exergétique de la centrale thermique à combustible est amélioré lorsqu’il subit une hybridation à la technologie solaire pure. Ce résultat intéressant, peut être exploité par nos Etats en Afrique sub-saharienne. Il s’agit dès lors de reconsidérer les réseaux de centrales thermiques afin d’envisager d’éventuelles hybridations selon les meilleurs sites potentiels.

Au niveau économique, nous pouvons dire que la technologie des centrales solaires pour la production d’électricité est prête pour le marché, plusieurs types d’installations ont déjà été testées et analysées avec succès, je pense notamment aux centrales SEGS du désert Mojave de Californie. Une expérience notable a été acquise dans ce domaine, c’est l’une des raisons qui explique le développement de grande puissance des capteurs CP dans la contribution à l’hybridation observé tout au long de ce travail (parce qu’il faut déjà relever que la grande partie de la puissance produite a servit à vaporiser le fluide caloporteur). Cette expérience peut apporter une contribution significative aux installations futures.

En espérant que l’avenir nous donne raison, les prochaines décennies verront plus probablement l’amélioration d’un nombre important de capteurs cylindro-paraboliques et de tours solaires. Les coûts seront ainsi fortement diminués et il sera possible dans une certaine mesure que les incitants gouvernementaux à de tels systèmes deviennent obsolètes.

L’implémentation géographique de ces systèmes sera vraisemblablement limitée aux pays de la ceinture solaire, parce que favorisant un investissement sur le court terme, et c’est là pour nos pays tout l’enjeu.

Le développement rapide des centrales solaires cependant dépend de nombreux facteurs, tels que les aides publiques, la confiance des investisseurs, l’évolution du prix du CO2, le prix des énergies primaires, etc. Mais cependant l’automatisation des pièces entrant dans l’hybridation reste encore un problème assez considérable dont on ne peut s’en défaire et qui conditionne sérieusement le développement de la filière.

Et enfin comme nous l’avons vu, l’hybridation solaire/biomasse peut contribuer de manière non négligeable aux objectifs de réduction des émissions de CO2 et aux problèmes de développement et de fourniture d’énergie pour les régions arides telles que le Burkina Faso.


ANNEXES

A1- BREFS RAPPELS DE CYCLES DE PUISSANCE DES CENTRALES RENCONTRES

Il s’agit du système chargé de transformer la chaleur provenant de la radiation solaire en puissance mécanique, il est monté directement sur le capteur parabolique, à proximité de son foyer. Dans le cas contraire, le collecteur perdrait sa liberté de mouvement et ne pourrait plus poursuivre le soleil. Le système doit donc être le plus compact possible, de manière à occulter un minimum la radiation solaire. Deux solutions peuvent être utilisées (nous en avons fait plus ou moins mention, mais de façon sommaire) :

- Le cycle de Stirling - Le cycle de Brayton

A1.1- Le cycle de Stirling

Le cycle de Stirling idéal est représenté sur la figure 13. Il comprend 4 transformations :

1-2 : Compression isotherme 2-3 : Echauffement isochore 3-4 : Expansion isotherme 4-1 : Refroidissement isochore

Figure 35 : Cycle de Stirling idéal


Le rendement du cycle de Stirling idéal est égal au rendement de Carnot, puisque l'expansion et la compression sont isothermes. Cependant, de nombreuses irréversibilités existent dans le cycle, elles réduisent son rendement, particulièrement dans le régénérateur. Dans le cas des capteurs paraboliques, la source chaude si situe généralement à une température de 700°C et la source froide est assurée par l'air ambiant, brassé par un ventilateur à l'arrière du moteur (figure 12). Le rendement chaleur-électricité du moteur Stirling à ces températures atteint 40%. Le principal avantage du moteur Stirling est que son fluide de travail (hélium ou hydrogène à une pression de 200 bars) est totalement isolé de son environnement. Le transfert de chaleur s'effectue de façon externe, ce qui simplifie singulièrement la conception du système.

A1.2- Le cycle de Brayton. La compacité des turbines à gaz, en fait également un candidat très adapté aux capteurs paraboliques. Il n'existe cependant actuellement aucun exemple de capteur parabolique utilisant ce système, principalement à cause du design plus complexe et d'un rendement inférieur. Les prédictions évaluent le rendement chaleur-électricité de la turbine à gaz pour le capteur parabolique à 30% [1]. Le schéma d'intégration du cycle de Brayton sur le concentrateur solaire est représenté à la figure 36 suivante :

Figure 36 : Système de capteur parabolique avec un cycle de Brayton


A2- SYNTHESE DES DIFFERENTES TECHNIQUES

Le tableau récapitulatif ci-dessous donne un aperçu de quelques caractéristiques techniques principales des différents systèmes de concentration solaire :

Tableau 20: Récapitulatif des principales techniques de systèmes à concentration solaire

Technologie Cylindro-parabolique Tour Parabole-Stirling Rendement thermique 70% 73% 75% Puissance (MWth) 1 - 300 10 - 100 <0,1 Concentration 80 - 500 700 - 1200 6000 - 10000 Température de travail 250 – 400°C 450 – 1000°C 600 – 1200°C Coût des capteurs (€/m2) 210 - 250 140 - 220 ≈1000 Investissement (€/m2) 2,8 – 3,5 3 - 4 7 - 14 Rendement annuel de conversion solaire-électricité (%)

14% 15% 17%

Le tableau suivant résume les avantages et inconvénients lié à chaque technique :


Tableau 21: Avantages et inconvénients liés à la technologie

Centrales à concentrateurs cylindro-paraboliques

Centrales à Tour Centrales à concentrateurs sphériques ou paraboliques

Des usines raccordées au réseau, avec un haut traitement de procédés de génération de chaleur (l’unité la plus grande aujourd’hui, présente une capacité solaire électrique de 80 MWe).

Des usines raccordées au réseau, avec atteinte de température très élevée (l’unité la plus grande de nos jours possède une capacité solaire électrique de 10 MWe, avec 10 autres MW actuellement en construction).

Petits systèmes autonomes, ou groupés à de plus grands parc raccordés au réseau (aujourd’hui, l’unité la plus grande a une capacité solaire de 25 kWe ; les conceptions récentes ont une taille d’environ 10 kW).

• Commercialement disponible, plus de 12 milliards de kWh d’expérience opérationnelle ; potentiel d’exploitation de température jusqu’à 500°C (400°C commercialement prouvé).

• L’efficacité nette annuelle de l’usine commercialement prouvée est de 14%.

• Investissement commercial et coûts d’exploitation prouvés.

• Modularité. • Le meilleur facteur d’utilisation

de terre de toutes les technologies solaires.

• La demande de matériels la plus basse.

• Capacité de stockage. • Concept hybride prouvé.

• Bonnes perspectives de milieu du trimestre pour une haute efficacité de conversion ; potentiel de température d’exploitation au-delà de 1000°C (565°C prouvé à l’échelle de 10 MW).

• Stockage à haute température.

• Hybridation possible.

• Sommet d’efficacité de conversion solaire très élevé, rapporté à une conversion électrique de plus de 30%.

• Modularité. • Hybridation possible. • Expérience opérationnelle de

premiers projets de démonstration.

• L’utilisation des médias de transfert thermique à base d’huile limite les températures d’exploitation aujourd’hui à 400°C, aboutissant seulement à des qualités de vapeur modérées.

• Des valeurs de performance annuelles projetées, l’investissement et les coûts d’exploitation restent toujours à être prouvés commercialement.

• La fiabilité doit être améliorée. • Les coûts projetés de la

fabrication en série doivent encore être étudiés.

Source: GreenPeace, ESTIA, SolarPaces - Concentrated Solar Thermal Power (September 2005)

Application

s

Avantages

Inconvénients


A3- LES CHAUDIERES A VAPEUR SUPERCRITIQUE

L'évaluation des qualités d'une centrale de puissance est basée sur le critère des 3 E : Energie (Exergie), Economie, Environnement. Plus explicitement, les critères sont : -les performances : le rendement, la puissance et les flux de matière : -au point de conception ou au point nominal de fonctionnement (optimisation du système en ce point) ; -hors du point de conception (en charge partielle; conditions ambiantes de température, de pression, d'humidité de l'air différentes,…) ; -lors de transitoires (démarrages; arrêts; suivi de charge) ; -flexibilité vis-à-vis des combustibles ; -les coûts d'investissement, d'exploitation et de maintenance, du combustible, c'est-à-dire les coûts du kW installé et du kWhe produit; durées de vie technique et économique; -l'impact sur l'environnement, à savoir les émissions de polluants (particules, NOx, SO2, CO2), la génération d'effluents gazeux et liquides et de déchets solides (kg/kWhe) et les possibilités de leur recyclage ou de leur stockage, la consommation d'eau et le rejet d'eau usée, les rejets thermiques ; -la fiabilité des composants, la disponibilité de la centrale (en tout et en partie selon la structure), la facilité de maintenance; -la souplesse d'exploitation, y compris le personnel nécessaire; -le temps et la souplesse de la construction; surface au sol et silhouette.

C'est sur la base de tels critères que nous ferons une étude comparée de diverses technologies, et en particulier des centrales à vapeur supercritique et des centrales à cycle combiné avec gazéification intégrée (IGCC). Pour qu'une telle étude soit exploitable, il faut bien veiller à ce que les conditions aux limites (et en particulier les conditions ambiantes, les normes et réglementation en matière d'émissions, de rejets, de déchets; les contraintes des législations en général) restent les mêmes et que les données utilisées soient normalisées. Les centrales à vapeur classiques brûlent des combustibles fossiles comme le charbon, le gaz naturel, le pétrole ou les trois à la fois (on parle alors de centrales multi-combustibles); elles sont basées sur le cycle thermodynamique de Rankine-Hirn. Le diagramme T - s et le schéma d'une centrale (sous-critique) qui fonctionne avec une vapeur à l'admission de la turbine à vapeur sous le point critique de 221 bar, 375°C, se trouvent dans un chapitre précédent. Une centrale super-critique se différencie d'une centrale à charbon pulvérisé (PC) avec épuration des fumées par les paramètres de vapeur, les nouveaux matériaux utilisés dans les parties chaudes à haute température et sous pression, les systèmes DéSOx et DéNOx. Dans une centrale supercritique, la pression de la vapeur surchauffée dépasse la valeur critique de 221 bar. On parle alors de centrale supercritique avancée lorsqu'elle atteint et dépasse 250 bar et 565°C et de centrale ultrasupercritique si elle atteint ou dépasse 300 bar, 585°C. Sur le plan purement thermodynamique, le rendement du cycle (basé sur le pouvoir calorifique inférieur (PCI)) augmente : -lorsque la pression de la vapeur à l'admission de la turbine augmente (221 à 300 bar); -surtout lorsque la température de la vapeur à l'admission de la turbine augmente (540 à 600°C). Ici on peut faire remarquer que, lorsqu'on augmente la pression, il faut augmenter simultanément la température sinon le point représentant l'état de la vapeur serait trop près de la courbe de saturation et il faudrait plusieurs resurchauffes (et donc une chaudière beaucoup plus complexe et coûteuse) pour se retrouver avec une dernière détente similaire à celle d'une centrale sous-critique (540°C ; x = 0,87 en fin de détente);


-lorsque le nombre de soutirages augmente, ici 9 à 10 au lieu de 6 à 7 dans une centrale sous-critique (voir figure 27), ce qui amène la température de l'eau alimentaire à 300°C au lieu de 270-280°C par suite de la présence du palier de vaporisation à 170 bar; - lorsque le nombre de resurchauffes augmente, à condition que les pressions de resurchauffe soient optimisées (ici 1 ou 2 au lieu de 1). En supercritique, le rôle premier des resurchauffes est d'éviter que la fraction de liquide à la fin de la détente BP ne dépasse les 13 % (x = 0,87) recommandés par les constructeurs. Les grandes modifications apportées par le passage en supercritique sont dues essentiellement à l'augmentation de la pression et de la température de la vapeur surchauffée. Elles consistent principalement en : 1) la disparition de la vaporisation. Ceci implique une modification de la chaudière, qui ne contient plus de ballon. Ici le fluide de travail passe de l'état liquide à l'état gazeux à pression constante sans changement de phase dans les tubes tapissant la paroi de la chaudière. Il n'y a donc plus un point de pincement unique mais une zone de pincement. Ceci a une influence directe sur la surface d'échange, qui sera généralement plus grande en supercritique. Dans les centrales supercritiques, les chaudières sont du type "à une seule passe" ou "once-through", c'est-à-dire que les gaz de combustion, après avoir transféré leur chaleur par rayonnement et convection à l'eau pressurisée présente dans les tubes tapissant la paroi, rencontrent les tubes des surchauffeurs et des resurchauffeurs, puis de l'économiseur avant d'entrer dans le réchauffeur d'air et de sortir par la cheminée. Comme dans une centrale sous-critique, les gaz sont nettoyés par les mêmes systèmes d'extraction des particules dans des filtres électrostatiques, des NOx dans des réacteurs catalytiques sélectifs et du SO2 dans des systèmes de désulfuration de SOx (ou FGD = Flue Gas Desulfuration). Le dimensionnement de ces systèmes doit être adapté au débit, composition et état thermodynamique des fumées; 2) la mise en oeuvre de nouveaux matériaux, plus résistants aux températures élevées et à la corrosion sous tension que les aciers classiques, dans les parties les plus chaudes comme les tubes en vue ou en contact avec les gaz chauds dans la chaudière, les aubages de la section HP de la turbine à vapeur. A l'heure actuelle, ces matériaux permettent de réaliser des turbines admettant de la vapeur à 600°C; 3) les autres modifications, comme le dimensionnement des épaisseurs de paroi, des pompes, des réchauffeurs d'eau, etc., sont directement liées à l'augmentation de la pression et de la température (tensions mécaniques et thermiques). Il résulte de tout cela, à égalité de combustible et de conditions ambiantes, une augmentation du rendement net de 4 à 7 % points (de 40-41 % à 45-47 %) en fonction des conditions de pression et surtout de température. Les cycles supercritiques ont été introduits pour la première fois dans la production d'électricité au cours des années 50. Cette technique a été appliquée aux Etats-Unis, en ex- URSS, au Japon et en Europe et une large expérience a été acquise dans ce domaine. La plupart des unités de ce type ont été utilisées pour la production de base. Les paramètres vapeur appliqués s'élevaient à environ 250 bar et 540 ou 560°C, sauf pour quelques prototypes à cycle très avancé. La sécurité de fonctionnement des conduites de vapeur et des collecteurs construits en acier austénitique a été défaillante dans certains cas (exemple : Eddystone I, Philo 6 aux Etats-Unis), principalement en cas de variation de charge. L'objectif de l'évolution actuelle des cycles supercritiques et ultra-supercritiques est identique : maximiser le rendement thermique afin de diminuer les coûts de combustible et les rejets de CO2, sans réduire la flexibilité et la fiabilité de la centrale lors de variations de lacharge.


A3.1. Pressions et températures de la vapeur supercritique

Pour augmenter le rendement thermique du cycle eau-vapeur, il faut augmenter la pression et la température de la vapeur. Dans le cas des cycles subcritiques, la pression est limitée à environ 170 bars pour les chaudières à ballon avec circulation naturelle et à environ 190 bar pour les chaudières à circulation forcée. L'eau chauffée à 374°C et à 221 bars (point critique de l’eau, voir figure 35) passe directement à l'état de vapeur sans ébullition et donc sans variation de volume. La chaleur latente de vaporisation est nulle et comme la densité des phases eau et vapeur est identique, il n'y a pas de zone de transition eau-vapeur bien nette. On utilise donc des chaudières à circulation forcée (voir figure 36). Un accroissement de la pression de la vapeur vive de 170 bars à 240 bars peut, en tenant compte du supplément de travail à fournir par la pompe alimentaire, augmenter le rendement net de 0,5 à 0,8 % - point.

Figure 37: Schéma T-s d’un cycle supercritique


Figure 38: Chaudière de cycle supercritique (Elsam) : Source : VGB 93/11

Un accroissement de la température de 540 à 560°C produit une augmentation du rendement net d'environ 1 % - point. En pratique, on essaie d'augmenter tant la température que la pression de la vapeur, avec comme contrainte les limites de résistance des matériaux disponibles.

A3.2. Evolution et classification des cycles supercritiques

La disponibilité d'aciers à hautes performances pour la construction des composants critiques de la chaudière (voir figure ci-dessus) constitue le principal frein à l'augmentation des paramètres de la vapeur (température et pression) : - les composants à paroi épaisse, c'est-à-dire les séparateurs d'eau, les collecteurs du surchauffeur, les collecteurs du resurchauffeur et les tuyauteries principales de vapeur vive; - les tubes du surchauffeur et du resurchauffeur; - le rotor et l’enveloppe de la turbine haute pression. Les principaux critères pour les aciers à utiliser sont la résistance à la traction et au fluage à haute température, à la corrosion, à la fatigue et l’aptitude à l’usinabilité (soudures...). L'évolution des cycles subcritiques vers des cycles ultra-supercritiques entraîne un choix spécifique des alliages. Sur base de celui-ci, on peut classer les cycles eau-vapeur comme donné dans le tableau suivant:


Tableau 22: classification des cycles eau/vapeur supercritiques Dénomination cycle eau-vapeur Pression/température de la vapeur Subcritique < 221 bar Supercritique (SC) jusqu’à 250 bar/565°C Supercritique avancé (ASC) jusqu’à 300 bar/585°C Ultra-supercritique (USC) à partir de 300 bar/585°C

A3.3. Cycles subcritiques et supercritiques

La plupart des aciers (voir figure ci-dessous) utilisés pour la construction de chaudières sont du type ferritique, principalement en raison de leur bonne résistance à la fatigue et au fluage. Des aciers austénitiques inoxydables sont éventuellement utilisés en raison d'une meilleure résistance à la corrosion à haute température, par exemple pour les surchauffeurs. Lorsque la pression de la vapeur augmente, l’épaisseur des parois des composants doit augmenter en conséquence. Des aciers ferritiques allant de l'acier au carbone à l'acier à 12 % Cr, comme le X20CrMoV121, sont alors utilisés pour la construction de ces composants à paroi épaisse pour des paramètres de vapeur allant jusqu'à maximum 250 baret 560°C.

Figure 39: Résistance au fluage à haute température des aciers ferritiques utilisés pour

les composants à paroi épaisse de centrales au charbon pulvérisé.

A3.4. Cycle supercritique avancé

Les composants de ces cycles (voir figure 38) peuvent être construits aujourd'hui avec des aciers ferritiques et austénitiques qualifiés pour les parois tubulaires (la température de l'eau alimentaire y atteint 290°C), pour la section finale du surchauffeur et pour les composants à paroi épaisse (P91).


Figure 40: Schéma d’une centrale supercritique (source : ELSAM)

Dans les centrales au charbon reprises au tableau suivant, les matériaux suivants ont été utilisés ou prévus : Tableau 23: Matériaux utilisés dans les parties à haute température Centrale, pays, mise en service

Aciers tubes du surchauffeur (section finale)

Collecteurs du surchauffeur

Aciers tubes du resurchauffeur (section finale)

Collecteurs du resurchauffeur

Esbjerg 3, DK, 07/1992

347 H 321 H

(562°C / 250bar) X20CrMoV121

347 H 321 H

(560°C / 54 bar) X20CrMoV121

Staudinger 5, D, 12/1992

(545°C / 262bar) X20CrMoV121

(562°C / 53 bar) X20CrMoV121

Nordjylland 1, DK, 10/1998

TP 347 HFG Acier austénétique inox

(582°C / 290bar) P 91

TP 347 HFG

(580°C / 76 bar) P 91

A3.5. Cycle ultra-supercritique (USC)

Lorsque la pression et la température de la vapeur augmentent, il est alors nécessaire d'utiliser un alliage offrant une meilleure résistance au fluage à haute température que le P91 pour la construction des composants à paroi épaisse.


Les aciers austénitiques ont été utilisés en premier lieu (avant 1984) en raison de leur résistance élevée au fluage (sur base de prédictions). Lorsqu'ils sont utilisés pour les composants à paroi épaisse, ils présentent cependant les inconvénients suivants : - une plus faible résistance à la fatigue thermique; - une connaissance moindre de la résistance au fluage; - une plus grande sensibilité à la corrosion sous tension; - la nécessité d’un traitement thermique après soudage; - un coût plus élevé.

En pratique, l'utilisation d'aciers austénitiques pour les composants à paroi épaisse n’est avantageuse que pour les centrales de production fonctionnant en base avec une charge thermique stationnaire. Par suite du mauvais comportement de ces aciers dans les centrales fonctionnant en suivi de charge, on a développé des aciers ferritiques à 9-12 % Cr résistant au fluage à haute température (voir figure 37). La construction d'une chaudière USC 300 bar/600° C (vapeur vive) n'est probablement pas réalisable avant l'an 2000 (sauf éventuellement au Japon). Toutefois, l’utilisation de nouveaux matériaux de type ferritique/martensitique ou purement martensitique et de superalliages pour la construction des parois tubulaires, pour la construction du dernier étage des surchauffeurs et/ou des resurchauffeurs résistant à la corrosion à haute température, pour la construction des composants à paroi épaisse et des conduites de vapeur, a permis la construction d’une chaudière USC à brève échéance après l’an 2000. A3.6. Amélioration du rendement du cycle

Figure 41: Comparaison du titre entre une simple et une double resurchauffe (Elsam)


La double resurchauffe est notamment appliquée dans les centrales suivantes (tableau 25) : Tableau 24: Application de la double resurchauffe Centrale (pays, année de mise en service)

Puissance (MWe)

Vapeur vive surchauffeur (°C / bar)

Resurchauffeur 1 (°C)

Resurchauffeur 2 (°C)

Eddystone 1 (USA, 1960)

325

649 / 345

566

566

Kawagoe 1 & 2 (Japon, 1989 &1990)

700

571 / 319

569

569

Skaerbaek 3 & Nordjylland 1 (Dk, 1997 & 1998)

385 & 395

582 / 290

580

580

L'utilisation d'une double resurchauffe entraîne toutefois une complexité accrue de l'installation : la turbine doit être dotée d'un corps de détente supplémentaire, les conduites de vapeur alimentant le deuxième resurchauffeur possèdent un grand diamètre en raison d’une plus faible pression et donc d’un débit volumique plus élevé. La perte de charge au niveau du resurchauffeur est plus élevée vu que la vitesse d'écoulement de la vapeur augmente. Celle-ci doit être maintenue à une valeur élevée pour éviter que les parois métalliques n’atteignent des températures anormalement élevées lors du démarrage ou lors de variations de la charge car les coefficients de transfert de chaleur sont plus petits dans le deuxième resurchauffeur. Les centrales Kawagoe 1 et 2 de 700 MWe au Japon (le combustible est du gaz naturel) sont en service depuis 1989 et sont équipées d'une double resurchauffe. Le contrôle de la température de la vapeur resurchauffée se fait par injection d'eau, ce qui est désavantageux pour le maintien d'un rendement thermique élevé à toutes les charges. Par suite de l’accroissement de la complexité, on exclut actuellement au Japon l'adoption de la double resurchauffe pour toutes les centrales au charbon construites récemment ou à construire dans un futur proche. Elsam (Danemark) a installé une double resurchauffe dans les centrales Nordjylland 1 et Skaerbaek 3 mais reconnaît que, par suite du bas prix du combustible, il est difficile de démontrer que la construction d'une double resurchauffe fournit un avantage économique.


A3.7. Autres possibilités visant à améliorer le rendement

Outre l'utilisation de paramètres vapeur supercritiques plus élevés, d'autres facteurs peuvent contribuer à accroître le rendement net de la centrale : - optimisation de la pression dans le condenseur; - utilisation de nouvelles turbines à vapeur avec un profil d'ailette plus performant; - optimisation des pertes thermiques au travers des fumées par une récupération maximale de la chaleur; - diminution de l'excès d'air dans la chambre de combustion; - optimisation de la puissance utilisée par les dispositifs auxiliaires.

A3.8. Performances actuelles et futures

Le rendement énergétique net se définit comme le rapport de la puissance électrique nette aux bornes de sortie du transformateur élévateur et de la puissance thermique du combustible consommé, caractérisé par son PCI en MJ/kg. La pression au condenseur est de 50 mbar, la température de l'air et de l'eau ambiante sont de 15°C, la température des fumées à l'entrée de la cheminée est de 120°C. Pour un charbon contenant 8 % d'eau, 15 % de cendres et 1,5 % de soufre lorsqu'il est sec, le PCI d’un charbon sec moyen en Belgique est de 24.98 MJ/kg. Sur cette base, le rendement au point de conception d'une centrale supercritique est 42,1 % à pleine charge. La figure D22 (VGB 6/97) montre l'évolution de ce rendement lorsque des matériaux supportant des températures de plus en plus élevées sont utilisés.

Un rendement de 43 % (centrales de Staudinger et Rostock en Allemagne) est atteint lorsque les conditions de vapeur sont 260 bar, 550°C (sortie surchauffeur HP), 560°C (sortie resurchauffeur) et lorsque les aciers sont de type X 20 dans les parties chaudes. Le rendement atteint 45 % (centrales de Hessler et Lübeck) lorsque les conditions de vapeur sont 275 bar/ 580°C/600°C et lorsque les aciers sont du type P 91 dans les parties chaudes. A la prochaine étape du développement (vers l'an 2000), le rendement montera jusqu'à 47- 48 % avec de la vapeur à 275 bar/605°C/625°C et les nouveaux matériaux utilisés seront du type E911 et NF616. Dans les deux derniers cas, il y a neuf réchauffeurs d'eau alimentaire la portant à 300°C à l'entrée de la chaudière et une seule resurchauffe à 50 bars. A remarquer que les turbines à vapeur ont une efficacité globale de 94,5 % grâce à l'amélioration du dessin des profils d'aubes. Un projet européen THERMIE mené par les Danois d'Elsamproject (voir figure ci-dessous) a pour objectif de pousser les températures de vapeur à 700°C (375 bar). Le rendement sera alors de 52 %, comme dans un CC actuel à deux niveaux de pression.


Figure 42: projet THERMIE

Ainsi le bon vieux cycle de Rankine aura à peu près donné tout ce qu'il peut et sera poussé dans ses derniers retranchements. Son potentiel thermodynamique ne sera alors plus que marginal (le rendement de Carnot étant grosso modo de 66 %). Le comportement à charge partielle des centrales supercritiques est excellent puisque le rendement ne chute que d'environ 1,5 % points lorsque la charge diminue de moitié (de 100 à 50 %). Les centrales supercritiques sont très flexibles vis-à-vis du combustible. Elles sont capables de brûler des charbons de qualités diverses; cependant, la teneur en soufre maximale est imposée par le dimensionnement du système de désulfuration des fumées. La température dans le foyer devrait être inférieure à la température adiabatique de flamme pour limiter les NOx notamment et à la température de fusibilité des cendres pour éviter les phénomènes d'encrassement et de corrosion. A3.9. Co-combustion avec la biomasse

Nous avons présenté ci-dessous un modèle de chaudière developpé par la société danoise ELSAM, ceci conformément à la politique de conversion des déchets en énergie (recyclage) et réduction des émissions de CO2 (protocole de Kyoto). Il s’agit d’une chaudière à lit fluidisé circulant de 250 MWe brûlant du charbon et jusqu’à 60% (en énergie) de biomasse (paille, déchets de bois, biofuels). Le but est un développement durable (ne mettant pas en danger la qualité de vie des générations futures) basé sur les techniques de co-combustion du charbon, tandis que le gaz naturel est considéré comme un combustible de transition.


Figure 43: Schéma du procédé CFB charbon/biomasse

Dans ces centrales, les conditions de vapeur sont du type ASC : 280 bar/580°C/580°C. Les problèmes techniques qui se posent sont essentiellement liés à la biomasse dont le PCI est Plus bas que celui du charbon et le prix 2 à 3 fois plus élevé par unité d'énergie. Par suite de son contenu élevé en matières volatiles et en composés chlorés et alcalins, la formation de scories, l'encrassement dû à l'abaissement de la température de fusibilité des cendres et la corrosion à haute température sont plus élevés qu'avec le charbon. De plus, les résidus sont de moindre qualité et plus difficilement réutilisables. Une unité de démonstration de 90MWe/125MWth (chauffage urbain) vient d'être mise en service. On attend une centrale commerciale pour 2005 avec une réduction des émissions du CO2 de 60 % par rapport à une centrale à charbon moderne (rendement = 40-41 %).

A4. PARAMETRES ECONOMIQUE ET FINANCIER

A4.1. Coût unitaire moyen

On entend par LEC, le coût moyen annuel actualisé rapporté à la production d’énergie annuelle :

( , )

ma

t

CostLEC

E g ch=

FCFA

kWh

(10)

Le coût moyen actualisé ( maCost ) se compose des coûts associés au capital, des

coûts de combustible et des coûts d’exploitation et de maintenance.

,ma t r h h Mh

Cost Z N K= + Γ +∑ ɺ (11)


Où :

• ,r hΓɺ : coût des ressources de combustible en fonction du temps (FCFA/h)

• hN : nombre d’heures de fonctionnement (heures)

• tZ : coût du système associé au capital en (FCFA/an)

• MK : coûts d’exploitation et d’entretien en (FCFA/an)

A4.2 Coûts associés au capital

Ils représentent les coûts fixes liés à l’achat et à la construction du système et donc sont invariables par rapport au fonctionnement de la centrale. Ils se composent principalement du coût du capital annuel (CPA), du coût de renouvellement des équipements (CRM ) et

également du coût total des taxes et assurances (TTA ).

tZ CPA CRM TTA= + + (12)

Ces différents coûts annuels (FCFA/an) peuvent être exprimés en fonction du coût d’achat des équipements (CAE) ou du capital total d’investissement (CTI). Ce dernier a trois principales composantes, à savoir le coût d’achat des équipements (CAE), le coût des ouvrages de génie civil et le coût des différents services d’étude et de construction

(engineering, montage & construction, supervision, démarrage).

Le CAE dépend essentiellement de la configuration technologique et du

dimensionnement de la centrale. Il est calculé à partir des modèles de coûts exprimés pour

chaque équipement en fonction de sa taille et d’autres paramètres qui peuvent être identifiés,

soit sur la base des catalogues de fabricants, soit par expérience industrielle. Une description

complète des coûts des systèmes énergétiques est largement diffusée dans la littérature. On

peut citer ([23], [25]) ou encore ([20], [24]).

A4.3 Le coût du capital annuel (CPA)

Une part considérable du fonds de capital d’investissement est souvent constituée

sur la base d’un prêt soumis à un taux d’intérêt (te). Dans ce travail, les emprunts liés au

capital sont supposés remboursés par versement d’annuités égales et avec un taux fixe sur

toute la durée de vie économique du projet. Ces annuités sont, dans ce cas, déterminées à

l’aide du facteur de retour des investissements (FRI) :


( , )1 (1 ) R

eR e n

e

tFRI n t

t −=− +

(13)

Où :

• et : taux d’intérêt de l’emprunt

• Rn : période de remboursement en années

En plus de l’emprunt, le capital d’investissement peut être en partie constitué à partir

de fonds propres disponibles grâce aux promoteurs. Ces fonds sont supposés se reconstituer

sous forme d’annuités constantes mais au taux moyen du marché2. Le coût du capital annuel

(CPA) est alors donné par la relation suivante :

[ ]( , ) ( , )R m R eCPA p FRI n t e FRI n t CTI= ⋅ + ⋅ ⋅ (14)

Où (e ) représente le pourcentage du CTI à emprunter, (p ) la part invesie sur la

base de fonds propres. La somme p e+ est égale à l’unité. Cette méthode permet ainsi

d’intégrer diverses sources d’investissement. Il convient ensuite au planificateur de

déterminer les paramètres p et e en fonction du plan de financement défini pour chaque

projet.

A4.4 Coût d’exploitation

Compte tenu de l’usure et du vieillissement des équipement, les coûts de

maintenance et d’exploitation (personnel, entretien) d’une installation varient sensiblement

avec la durée d’utilisation et avec la séquence de démarrage. En première approximation, ces

coûts peuvent être exprimés comme une fonction linéaire du capital d’investissement

représenté par le coût d’achat des équipements :

mKM f CAE= ⋅ (15)

Où mf est appelé facteur de maintenance. Il est généralement estimé sur la base de

l’expérience des centrales existantes.

2Représente le taux d’intérêt moyen pour un placement d’argent sur le marché. Il doit être en principe inférieur

au taux de l’emprunt car il n’intègre pas les risques liés au projet.


A4.5 L’analyse de la rentabilité

Malgré le fait que le processus d’optimisation thermoéconomique ne tient uniquement qu’en compte le critère de minimisation du LEC, la décision d’investir prend également en compte les critères de rentabilité. L’installation ne se révèlera rentable que si les économies réalisables (différence entre les revenus et les frais opératoires) permettent de rembourser le capital investi, y compris les intérêts, dans une durée limitée afin de générer rapidement des bénéfices. Plusieurs méthodes peuvent être utilisées pour juger de la rentabilité d’un projet ([20] et [21]). A la suite de ces méthodes, on évalue la durée de récupération du capital (PBT) et le taux de rentabilité interne (IRR), qui sont tous deux déterminés à partir de la valeur actuelle nette (VAN) qui représente la différence entre le

capital de départ investi et le total de bénéfices annuels escomptés, et ce, pendant la durée n

du projet. Une formulation peut être exprimée sur la base de l’expression suivante :

1

1( , ) ( )

(1 )

n

t V pp

VAN n r I R OMr=

= − + − ⋅ +

∑ (16)

Où :

• r : taux d’intérêt moyen

• n : durée de remboursement du capital en années

• VR : les revenus de vente d’électricité en (FCFA/an)

• OM : les frais d’entretien et de ressource en combustible (FCFA/an)

Le capital tI diffère du CTI , défini précédemment, par le fait qu’il inclut également

les principales charges ou gains liés à l’investissement (intérêt, dépréciation, impôts et assurances, subventions éventuelles sur l’investissement). Ces charges annelles, considérées constantes pendant la phase totale du projet, sont donc actualisées au début de

l’investissement avec, comme paramètre, le facteur de retour des investissements :

( , )t

tR

ZI FRI n wacc= (17)

Où Rn représente la durée vie totale du projet et WACC (Weigh Avarage Cost of

Capital), le taux moyen de remboursement du capital, déterminé à partir de l’expression

algébrique suivante :

(1 ) p ewacc e t e t= − ⋅ + ⋅ (18)

Compte tenu également du fait que l’économie annuelle prévisible (différence

VR OM− ) est considérée constante, l’expression générale de la VAN devient :


1 1

( , ) ( )(1 )t V n

VAN n r I R OMr r r

= − + − ⋅ − ⋅ +

(19)

L’investissement est rentable lorsque la ( , )RVAN n wacc , comptée à partir du début

de l’investissement et ce, pendant toute la durée de vie du projet, est positive. Une telle condition tient compte du fait que l’économie annuelle est supérieure au montant des

annuités, soit ( )V tR OM Z− ≻ .

http://www.fao.org/DOCREP/004/X6789F/X6789F02.htm


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RÉSUMÉ

Le solaire à concentration, dont la voie par hybridation à la biomasse, s’avère être une des options assez prisées pour répondre aux défis énergétiques et environnementaux qui s’imposent au monde aujourd’hui et en particulier au continent Africain, surtout lorsqu’on sait qu’il regorge un énorme potentiel de ressources naturelles tel que le solaire et la biomasse, vu

sa position géographique exceptionnelle qui le place au cœur de la ceinture solaire.

Une synthèse bibliographique sur les centrales électrosolaires, montre que la technologie solaire à concentration est porteuse, surtout quand on sait que le soleil envoie chaque année 1.080.000.000 TWh d’énergie sur la terre, l’équivalent de 60.000 fois la

consommation terrestre en électricité.

Dans le présent travail, nous sommes partis de deux modèles de centrales solaires thermodynamiques situées dans la zone ouest de la chine, l’une à champ solaire cylindro-parabolique, l’autre à tour. Sur chacun des modèles nous avons simulé des possibilités d’hybridation qui nous ont conduit à un résultat intéressant : l’exergie du système hybride décroît avec l’apport de puissance du brûleur. Une interprétation de ce résultat en considérant le phénomène inverse, c’est-à-dire en hybridant une centrale thermique (chaudière) par la technologie solaire à concentration, serait l’amélioration de la qualité d’énergie produite par la

centrale hybride résultante.

Ce modèle sert de point de départ pour des travaux de recherche concernant

l’optimisation des centrales hybrides solaires/biomasses.

Mots clés:

Hybridation à la biomasse – Ceinture solaire – Centrales électrosolaires – Modèles – Tour –

Cylindro-parabolique – Exergie

ABSTRACT

The solar energy with concentration, the way of which by hybridization in the biomass, turns out to be one of options appreciated enough to answer the energy and environmental challenges which impose upon the world today and in particular upon the African continent, especially when we know that it abounds an enormous potential of natural resources such as the solar energy and the biomass, seen its geographical position exceptional

which places it in the heart of the solar belt.

A bibliographical synthesis on the solar electric power plants, shows that the solar technology with concentration is a carrier, especially when we know that the sun sends every year 1.080.000.000 TWh of energy on the earth, the equivalent of 60.000 times the earth

consumption in electricity.


In the present work, we left two models of solar power stations thermodynamics situated in the West of China, the one in cylindro-parabolic solar field, the other one in tower. On each of the models we feigned possibilities of hybridization which drove us to an interesting result: the exergy of the hybrid system decreases with the contribution of power of the distiller. An interpretation of this result by considering the inverse phenomenon, which is by crossing a thermal power plant (boiler) by the solar technology with concentration, would

be the improvement of the quality of energy produced by the resultant hybrid power plant.

This model serves as beginning point for research works concerning the

optimization of the hybrid power plants solar energy / biomass.

Key words:

Hybridization in the biomass – Solar belt – Solar electric power plants – Models – Tower –

Cylindro-parabolic - Exergy

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