WO2023135223A1 - Dispositif et procédé de réchauffement puis détente d'un gaz - Google Patents

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WO2023135223A1
WO2023135223A1 PCT/EP2023/050660 EP2023050660W WO2023135223A1 WO 2023135223 A1 WO2023135223 A1 WO 2023135223A1 EP 2023050660 W EP2023050660 W EP 2023050660W WO 2023135223 A1 WO2023135223 A1 WO 2023135223A1
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calorific
fluid
main
evaporator
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PCT/EP2023/050660
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Kevin LEQUET
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    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/23—Separators

Definitions

  • the present invention relates to a device and a method for heating then expanding a gas. It applies, in particular, to gas transport networks and in particular to the gas supply to a distribution network from a transport network. State of the art
  • the transport of natural gas requires in particular the use of transport networks with arteries operated at different pressure ranges between 20 and 85 barg, and lower pressure distribution networks between 4 barg and 10 barg.
  • the supply of a distribution network from a transport network as well as the passage from a high pressure artery to a medium pressure artery require gas expansion. However, during expansion, the gas is considerably cooled. Under certain pressure conditions, low temperatures can lead to the formation of organic condensates and/or free water, which leads to the formation of natural gas hydrates. These solid compounds are responsible for damaging not only the regulator but also equipment downstream of the regulator. These low temperatures also lead to a risk of brittle rupture of the pipes downstream of the regulator.
  • the term “cold risk” refers to all the consequences listed above, linked to low temperatures. Thus, major difficulties are present in the low temperature expanded gas network.
  • the minimum acceptable temperature depends in particular on the water content and the pressure of the gas in the network. For example, the minimum acceptable temperature is set by default at 0°C for a pipe whose age no longer allows its brittle fracture temperature to be determined. In other examples, the TMA is equal to -20°C or -29°C when the material constituting the distribution network is polyethylene or steel respectively.
  • Prior art solutions describe the use of a gas heating device upstream of the expansion.
  • a gas heating device upstream of the expansion implements the use of an urban heat network drawing thermal energy from a geothermal source. The presence of such a heat source close to the device constitutes a technical constraint which limits the use of such a device.
  • this device requires the use of a thermal and electrical energy cogeneration unit in order to produce the additional thermal energy necessary for heating the gas.
  • Another gas heating device upstream of the expansion implements the use of a gas combustion boiler.
  • the implementation of such a device requires gas consumption and leads to greenhouse gas emissions constituting a source of pollution.
  • Other prior art solutions describe the use of a gas heating device downstream of the expansion.
  • the implementation of such a device involves operating at low temperature and within the limit of the TMA. This in particular constrains the device to perform expansion in at least two stages with inter-stage heating, in order to maintain the temperature above the TMA at each expansion stage. Despite this precaution, expansions operated at gas temperatures close to TMA induce a risk for equipment and the downstream network in the event of disturbance or failure. The increase in the number of floors also implies an increase in costs.
  • EP 2 751 500 discloses a device for heating water included in a first circuit by means of a second similar to a heat pump.
  • the heated water is, for example, used for domestic use.
  • the device combining these two circuits does not allow the heating and circulation of a gas coming from a transport network to a distribution network at a lower pressure.
  • the present invention aims to remedy all or part of these drawbacks.
  • the present invention relates to a device for expanding a gas according to claim 1. Thanks to these provisions, the device allows the heating of the gas upstream of the expansion and therefore to maintain the gas at a temperature above the minimum acceptable temperature during the expansion. In addition, the device makes it possible to maintain gas pressure and temperature conditions far removed from the conditions for the formation of hydrates and condensates. Thus, the cold risk inherent in relaxation is avoided.
  • the main thermodynamic system allows the use of a calorific fluid carrying out a cycle of transformation and heat exchange adaptable to the different temperature constraints of the gas circulating in the transport and distribution networks.
  • the main thermodynamic system allows in particular the use of an energy necessary for the realization of the cycle coming from numerous energy sources of varied nature, for example renewable and/or free and/or fatal heat sources.
  • the heating of the gas carried out by the main thermodynamic system makes it possible in particular to use an external heat source whose temperature would not allow direct heating of the gas.
  • the external heat source is a stream. The need for the presence of a high temperature heat source near the device is therefore avoided, which eliminates an installation constraint conditioning the implantation of the device.
  • the main expander is a turbine coupled to a generator producing electrical energy. Thanks to these provisions, the device allows the production of electrical energy generated by the expansion of the gas. Thus, a production of recoverable electrical energy is achieved.
  • the main compressor is powered, at least in part, by the electrical energy produced by the generator. Thanks to these arrangements, the device achieves at least partial energy self-supply. In addition, the device makes it possible to use the electrical energy produced by the generator. Thus, an energy optimization is achieved.
  • the evaporator is powered, at least in part, by a waste heat source. Thanks to these provisions, the device makes it possible to use the recovery heat sources whose temperature is insufficient for direct heating of the gas to a predetermined temperature.
  • the main thermodynamic system further comprises a second heat exchanger disposed downstream of the first exchanger, between the calorific fluid at the outlet of the first exchanger and the gas to be expanded from the first gas network, preheating the gas to be expanded. expanding and subcooling the calorific fluid. Thanks to these arrangements, the device allows pre-heating of the gas upstream of the heating of the gas in the first heat exchanger. The quantity of heat necessary for heating the gas is therefore reduced. The reduction in the quantity of heat makes it possible in particular to reduce the flow rate of calorific fluid and therefore the energy, in particular electrical energy, consumed by the main compressor. Thus, a reduction in the size of the main thermodynamic system is achieved and the overall energy consumption balance of the device is reduced.
  • the main expander is a turbine coupled to a generator
  • the overall energy production achieved by the device is increased since the electrical energy transmitted to the main compressor is reduced.
  • the device allows sub-cooling of the calorific fluid upstream of the secondary expansion valve.
  • the calorific fluid is used as a cold source in the heat exchanger, the quantity of refrigeration transmitted is increased.
  • the secondary expander is an expander coupled to the main compressor. Thanks to these arrangements, the device makes it possible to carry out an energy transfer from the expansion turbine to the main compressor. The energy, in particular electricity, consumed by the main compressor is therefore reduced. Thus, the overall energy consumption balance of the device is reduced. Furthermore, when electrical energy is produced in the device by a generator coupled to a turbine, the overall production of electrical energy is increased since the electrical energy transmitted to the compressor is reduced.
  • the main thermodynamic system further comprises a secondary compressor pre-compressing the calorific gas upstream of the evaporator, the evaporator upstream of the injection into the main compressor being configured to carry out an exchange heat and cool the pre-compressed calorific gas. Thanks to these arrangements, the calorific gas leaving the secondary compressor is cooled before being compressed in the main compressor.
  • the device therefore makes it possible to achieve two-stage compression with inter-stage cooling. Thus, the compression isentropic efficiency is increased, which leads to an improvement in the overall efficiency of the device.
  • the device includes additional thermal integration to reduce the energy consumed from from the heat source. This reduction thus contributes to improving the overall efficiency of the device.
  • the device further comprises a secondary thermodynamic system using a second calorific fluid, comprising heat transfer means configured to perform a heat exchange in the evaporator between the second calorific fluid and the calorific liquid to be evaporated .
  • the secondary thermodynamic system carries out, for example, a second transformation and heat exchange cycle. This second cycle draws heat from lower temperature sources. In particular, the heat is drawn from sources at very low temperatures, for example below 0°C. Thus, an optimization of heat transfers is achieved by the device.
  • the use of the secondary thermodynamic system makes it possible to increase the capacity of this air evaporator. Thus, the efficiency of the device is improved.
  • the secondary thermodynamic system produces the second cold calorific fluid used as a cold source. Thanks to these provisions, the device makes it possible to recover a cold source, and therefore cold temperatures, at the level of the evaporator.
  • the cold temperatures produced by the device are, for example, recovered in a cooling network.
  • the use of the secondary thermodynamic system, carrying out a second cycle of transformation and heat exchanges, makes it possible in particular to widen the range of application temperature of the cooling network. Thus, the number of application cases is increased.
  • the device comprises a second heat exchanger arranged downstream of the first exchanger, the quantity of cold calories present in the cold source is increased.
  • the secondary thermodynamic system is powered, at least in part, by the electrical energy produced by the generator. Thanks to these provisions, the self-supply and therefore the energy independence of the device comprising the secondary thermodynamic system are reinforced. In addition, the device also makes it possible to recover the electrical energy produced by the generator.
  • the device further comprises a subsidiary heat exchanger disposed downstream of the main expander, configured to recover cold temperatures from the gas expanded by the main expander. Thanks to these provisions, when low temperatures at the outlet of the main expansion valve are targeted, a production and a transfer of cold temperatures are carried out. For example, cold storage is transferred to a cooling network.
  • the present invention relates to a process for expanding a gas, which comprises at least one main expansion step between a first gas network at a first pressure and a second gas network at a second pressure lower than the first pressure, the method further comprising, upstream of the main expansion step:
  • Figures 1 to 6 represent, respectively and schematically, six first particular embodiments of the device that is the subject of the invention.
  • FIG. 7 represents, in the form of a flowchart, a succession of particular steps of the method which is the subject of the invention.
  • FIG. 8 represents, schematically, a seventh particular embodiment of the device which is the subject of the invention.
  • FIG. 9 graphically represents a sensitivity study of different particular embodiments of the device that is the subject of the invention as a function of temperature
  • FIG. 10 represents, schematically, a particular embodiment of a compressor that can be used in the device that is the subject of the invention.
  • FIG. 11 represents, schematically, a piston booster of a compressor of the device which is the subject of the invention
  • Figures 12 to 15 represent, respectively and, schematically, four operating phases of a free-piston and through-opening blower
  • FIG. 16 represents, schematically, an eighth particular embodiment of the device which is the subject of the invention.
  • FIG. 17 schematically represents a ninth particular embodiment of the device which is the subject of the invention.
  • upstream and downstream to designate the position of the elements depend on the choice of fluid whose circulation is observed.
  • the fluid is, for example, either a natural gas to be heated before expansion, or a calorific fluid present in a thermodynamic system. When elements of a thermodynamic system are described, the fluid corresponds to the calorific fluid.
  • first gas network refers to a network, for example, for transporting natural gas.
  • the pressure in a first gas network is, for example, between 20 and 85 barg.
  • second gas network refers to a network, for example, for the distribution of natural gas.
  • the pressure in a second gas network is, for example, between 4 barg and 40 barg.
  • natural gas refers to a gaseous mixture of compounds belonging to the hydrocarbon family.
  • a natural gas notably comprises a volume proportion of methane of at least 80% compared to the total volume of the gas.
  • a natural gas has a volume proportion of methane equal to 95% relative to the total volume of the gas.
  • waste heat refers to heat generated by a production site, the primary objective of this site not being to produce this heat. This heat produced is not recovered and therefore lost. In other words, waste heat is subsidiary heat produced during a main process and not consumed in this main process. We also speak of fatal energy. For example, a fatal energy of a renewable energy corresponds to a part of the renewable energy not exploited.
  • global warming potential refers to a relative potency of a greenhouse gas.
  • a calorific fluid is likely to concern a greenhouse gas.
  • a GWP of a heat transfer fluid is calculated based on the time the heat transfer fluid will remain active in the atmosphere. It should be noted that a global warming potential is notably calculated over 100 years and the acronym used for such a GWP is "GWP 100".
  • carbon dioxide is the reference greenhouse gas with a GWP 100 equal to 1.
  • the unit of measurement "barg” is used to indicate in particular a gauge pressure.
  • the unit of measurement “kWe” refers to the electrical kilowatt.
  • FIG. 1 a schematic view of a first embodiment of the device 100 object of the invention.
  • the device 100 for expanding a gas comprises:
  • thermodynamic system 120 comprising:
  • the main regulator 105 is arranged between a first gas network 110 at a first pressure and a second gas network 115 at a second pressure. It is noted that the gas in the second network has a pressure lower than the pressure of the gas in the first network.
  • the main expander 105 is a turbine (not shown) coupled to a generator 101.
  • the generator 101 produces electrical energy. Thus, part of the relaxation energy is transformed into electricity.
  • the electrical efficiency of the generator 101 is at least equal to 95%. It is noted that the electrical energy produced is, for example, used to supply a power plant or an electrical network.
  • the turbine 105 is fixed speed or variable speed.
  • the use of a fixed-speed turbine requires the addition of an expansion valve upstream of the turbine to maintain the turbine on its operating curve according to the operating conditions set by, in particular, the flow rate, the pressure and the temperature. .
  • a pressure drop is present in the valve and represents a non-negligible loss for the expansion stage, in particular linked to a distance of the operating conditions from the optimal operating point.
  • the isentropic efficiency of the turbine decreases with a decrease in flow.
  • the turbine 105 is variable speed.
  • optimal efficiencies, in particular isentropic are maintained over the operating range of the device.
  • the turbine 105 performs a thermodynamic cycle with isentropic efficiency at least equal to 90%.
  • thermodynamic system 120 is arranged upstream of the main regulator 105, when following the circulation of the gas to be heated. It is noted that the main thermodynamic system 120 uses a calorific fluid 125 to heat the gas to be expanded in the first network 110.
  • the calorific fluid 125 of the main thermodynamic system 120 has the following physico-chemical characteristics:
  • the evaporation temperature of the calorific fluid at low pressure that is to say downstream of the expansion carried out by the secondary expansion valve 135, is lower than the temperature of the heat source and
  • the high pressure condensation temperature i.e. downstream of the compression, is higher than the heating temperature of the gas to be expanded.
  • the device 100 performs an optimal thermodynamic cycle, in line with the heat transfer, physical transformation and yield constraints predetermined by the operator.
  • the calorific fluid 125 of the main thermodynamic system 120 comprises at least one compound chosen, for example, from carbon dioxide, ethane, propane, propylene, butane or ammonia.
  • the calorific fluid of the main thermodynamic system comprises at least one compound chosen from propane, propylene and ammonia. It is noted that the GWP 100 of carbon dioxide, propane, propylene and ammonia is respectively equal to 1; 3; 1, 8 and 0.
  • calorific fluids belonging to the family of halocarbons such as hydrofluorocarbons with the acronym “H FC”, hydrochlorofluorocarbons with the acronym “HCFC” or chlorofluorocarbons with the acronym “CFC”, have GWP 100 between 120 and 10,000.
  • Each calorific fluid chosen from carbon dioxide, ethane, propane, propylene, butane or ammonia therefore has a reduced GWP 100 compared to calorific fluids belonging to the family halocarbons.
  • these calorific fluids, with a reduced GWP 100 comply with the “F-GAS number 517/2014/UE” regulation.
  • the calorific fluid has reduced toxicity, pollutant character and global warming potential compared to a conventionally used calorific fluid, belonging in particular to the halocarbon family. It is observed, in Figure 1, that the heat exchanger 130 of the main thermodynamic system 120 transfers heat from the calorific fluid 125 to the gas to be expanded present in the first gas network 110.
  • the calorific fluid 125 condenses at a temperature higher than a predetermined temperature of the gas upstream of the expansion carried out by the main expansion valve 105.
  • the predetermined temperature of the natural gas before the expansion is equal to 27° C.
  • the condensation temperature of the calorific fluid 125 is greater than 27°C.
  • the target temperature of the natural gas downstream of the expansion valve is equal to 0°C.
  • Calorific fluids such as propane, propylene and ammonia notably have condensation temperatures equal to 60°C respectively at pressures equal to 20 barg; 24 barg and 26 barg. These calorific fluids can therefore be used in the device, for example, for heating natural gas, having a temperature equal to 27° C. upstream of the main regulator 105 and a target temperature equal to 0° C. downstream of the main regulator 105 .
  • the temperature of the calorific fluid 125 is higher than the temperature of the heated gas.
  • the temperature of the calorific fluid 125 is equal to its boiling point. The consideration of the fluid 125 at its boiling temperature is important in order to optimize the efficiency of the transfer of latent heat of condensation of the calorific fluid 125.
  • the heat exchange carried out in the heat exchanger 130 corresponds at a minimized difference between the temperatures, at the outlet of the heat exchanger 130, of the calorific fluid and of the heated gas.
  • the temperature difference is between 2°C and 3°C.
  • the secondary expansion valve 135 is arranged downstream of the heat exchanger 130 when the circulation of the calorific fluid 125 is followed.
  • the secondary expansion valve 135 expands the calorific fluid to a pressure and a temperature of 'evaporation.
  • the secondary regulator 135 is an expansion valve.
  • FIG. 5 A schematic view of a fifth embodiment of the device 500 object of the invention is observed in FIG. 5, in which the secondary expander 135 of the main thermodynamic system 520 is an expansion turbine coupled to the main compressor 160.
  • the secondary expansion turbine 135 is also called "turboexpander" in English.
  • the separator 140 is arranged downstream of the secondary expansion valve 135.
  • the separator 140 separates the flow of calorific fluid into a flow of liquid calorific 145 and a flow of calorific gas 150.
  • the separator 140 is a separator known to the person skilled in the art. For example, separator 140 is a flash balloon.
  • the flow of calorific liquid 145 is then transferred to the evaporator 155.
  • the evaporator 155 evaporates the calorific liquid 145 into calorific gas 150.
  • the separator 140 and the evaporator 155 are combined.
  • the separator 140 and the evaporator 155 are combined into a single piece of equipment.
  • This equipment is, for example, a Kettle exchanger known to those skilled in the art.
  • the evaporator 155 is powered, at least in part, by a heat source.
  • the difference between the temperatures, at the outlet of the evaporator 155, of the vaporized calorific fluid 150 and of the fluid coming from the heat source is preferably between 2° C. and 3° C. It is noted that the value of such a temperature difference varies according to the nature of the evaporator 140 and the heat source. In addition, the value of such a temperature difference conditions the evaporation temperature and therefore the evaporation equilibrium pressure of the calorific fluid at the outlet of the secondary expansion valve 135.
  • the evaporator 155 is powered, at least in part, by a recovery heat source 102.
  • the recovery heat sources correspond to so-called “fatal” or “free” heat sources.
  • the heat sources are selected based on the location of the device 100. Table 1 shows examples of recovery heat sources based on the location of the device. [Table 1]
  • the recovery heat sources set out above are also valid for the devices 200, 300, 400, 500, and 600 described previously or subsequently. It is noted that, when the evaporator 155 is powered by a recovery heat source 102, the evaporation temperature of the calorific fluid 125 at the outlet of the expander secondary 135 is lower than the temperature of the heat source 102. In other words, the calorific fluid 125 evaporates at a temperature lower than the temperature of the heat source
  • the evaporation temperature of the calorific fluid is lower than 0°C.
  • Calorific fluids such as propane, propylene and ammonia have evaporation temperatures equal to -10°C respectively at pressures equal to 2.5 barg; 3.3 barg and 2.9 barg.
  • These calorific fluids can therefore be used in the device, for example, during a heat exchange in the evaporator 155 with in particular a recovery heat source 102 having a temperature substantially equal to 0°C.
  • these initially liquid calorific fluids are heated and therefore vaporized in the evaporator 155 by transfer of heat originating in particular from the recovery heat source 102.
  • the device 100 further comprises a secondary thermodynamic system using a second calorific fluid, comprising a heat transfer means carrying out a heat exchange in the evaporator 155 between the second calorific fluid and the calorific liquid 145 to be evaporated.
  • the secondary thermodynamic system produces the second cold calorific fluid then used as a cold source 103.
  • the evaporator 155 is an exchanger which transmits the negative calories to the second calorific fluid then used as a cold source
  • the transfer of cold temperatures is carried out directly or via a secondary loop (not shown) comprising, for example, a second calorific fluid comprising glycol water.
  • the calorific fluid leaving the evaporator 155 for example also mixed with the flow of calorific gas 150, is superheated upstream of the injection into the main compressor 160.
  • the superheating of the flow of calorific gas corresponds to a temperature increase of between 1°C and 2°C.
  • the superheating of the calorific gas is carried out by any means known to those skilled in the art. Thus, the injection of drops into the main compressor 160 is avoided.
  • the main compressor 160 is arranged downstream of the evaporator 155 and upstream of the heat exchanger 130.
  • the main compressor 160 compresses the calorific gas 150 coming from the separator 140 and coming from the evaporator 155.
  • the calorific gas upstream of the compression initially at an equilibrium pressure of evaporation, is compressed up to an equilibrium pressure of condensation.
  • the main compressor 160 when the main expander 105 is a turbine coupled to a generator 101, the main compressor 160 is powered, at least in part, by the electrical energy produced by the generator 101. In these embodiments, the main compressor 160 carries out a thermodynamic cycle with isentropic efficiency at least equal to 75%.
  • the compression ratio influences the compression efficiency and the temperature of the calorific fluid downstream of the compression.
  • the compression ratio is to minimize in order to improve the overall efficiency of the device.
  • a reduction in the compression ratio is obtained in particular by reducing the condensation temperature of the calorific fluid 125 at the outlet of the heat exchanger 130 and by increasing the evaporation temperature of the calorific fluid 125 at the outlet of the secondary expansion valve 135.
  • the compression rate is greater than a limit value predetermined by the user, the compression of the flow of calorific gas is divided into several stages.
  • the calorific fluid 125 is in a state of superheated vapor.
  • the difference between the temperature at the outlet of the heat exchanger 130 of the calorific fluid and the temperature of the natural gas to be expanded is preferably between 2°C and 3°C. Such a preferential temperature difference is justified by the following explanation.
  • the calorific fluid 125 is in a state of superheated vapor and enters the heat exchanger 130. The calorific fluid 125 leaves the heat exchanger 130 at its boiling temperature corresponding to the temperature at the outlet of the heat exchanger 130.
  • An increase in the temperature at the outlet of the heat exchanger 130 of the calorific fluid causes an increase in the pressure of the same calorific fluid, having the consequence of increasing the need for compression performed by the main compressor 160
  • An increase in the need for compression results in a decrease in the overall efficiency of the device.
  • a reduction in the temperature of the calorific fluid at the outlet of the heat exchanger 130 is, for example, carried out in order to reduce the need for compression. This decrease in temperature corresponds to a decrease in the temperature difference stated above.
  • thermodynamic cycle For example, the calorific fluid of the main thermodynamic system 120 carries out the following thermodynamic cycle:
  • the calorific fluid is compressed by the main compressor 160 at high pressure.
  • the main compressor 160 consumes electrical energy produced by the generator 101 coupled to the turbine 105;
  • the compressed calorific fluid is condensed by transmitting its calories to the gas to be expanded in the heat exchanger 130.
  • the calorific fluid At the heat exchanger outlet, the calorific fluid is at its boiling temperature and at high pressure;
  • the condensed calorific fluid is expanded at low pressure by the secondary expander 135.
  • the calorific fluid has two phases, a liquid phase 145 and a vapor phase 150;
  • the flow of calorific liquid 145 is evaporated in the evaporator 155.
  • the steam obtained is collected with the flow of calorific vapor 150, the calorific fluid obtained is ejected to the main compressor 160 for a new cycle.
  • thermodynamic cycle described above for the main thermodynamic system 120 is also valid for each main thermodynamic system 320, 420, 520, respectively of the devices 200, 320, 420 and 520.
  • FIG. 2 A schematic view of a second embodiment of the device 200 object of the invention is observed in FIG. 2, in which the main thermodynamic system 220 comprises a second heat exchanger 231 disposed downstream of the first exchanger 130, between the calorific fluid 125 at the outlet of the first exchanger 130 and the gas to be expanded present in the first gas network 110, preheating the gas to be expanded.
  • the second heat exchanger 231 is also called a “booster”. It is noted that the second heat exchanger 231 subcools the calorific fluid.
  • the heat exchange carried out in the second heat exchanger 231 corresponds to a minimized difference between the temperature of the calorific fluid at the outlet of the second heat exchanger 231, and the temperature of the gas 110 to be heated.
  • the temperature difference is between 8°C and 10°C.
  • the temperature difference is between 3°C and 5°C.
  • the first heat exchanger 130 and the second heat exchanger 231 are combined.
  • the condensation and sub-cooling functions are performed by a single element.
  • the calorific fluid 125 of the main thermodynamic system 220 carries out the following thermodynamic cycle:
  • the calorific fluid is compressed by the main compressor 160 at high pressure, the main compressor 160 consumes electrical energy produced by the generator 101 coupled to the turbine 105;
  • the compressed calorific fluid is condensed in the first heat exchanger 130 by transmitting its calories to the gas to be expanded preheated;
  • the condensed calorific fluid is sub-cooled in the second heat exchanger 231 by transmitting its calories to the gas to be pre-heated coming from the first network 110;
  • the subcooled calorific fluid is expanded at low pressure by the secondary expander 135, it is noted that at the output of the secondary expander 135 the calorific fluid has two phases, a liquid phase 145 and a vapor phase 150;
  • the flow of calorific liquid 145 is evaporated in the evaporator 155, the steam obtained is collected with the flow of calorific vapor 150, the calorific fluid obtained is ejected to the main compressor 160 to carry out a new cycle.
  • FIG. 3 A schematic view of a third embodiment of the device 300 object of the invention is observed in FIG. 3, which comprises a secondary thermodynamic system 321 using a second calorific fluid 326.
  • the secondary thermodynamic system 321 comprises a means of heat transfer carrying out a heat exchange in the evaporator 155 between the second calorific fluid 326 and the calorific liquid 145 to be evaporated.
  • the secondary thermodynamic system 321 corresponds to a second refrigeration loop.
  • the evaporator 155 of the main thermodynamic system 320 is supplied with calories by the secondary thermodynamic system 321.
  • the second calorific fluid 326 of the secondary thermodynamic system 321 operates at a lower temperature.
  • the secondary thermodynamic system 321 further comprises:
  • a second secondary expansion valve 336 which expands the secondary calorific fluid downstream of the evaporator 155, and being, for example, of the same nature as the secondary expansion valve 135;
  • auxiliary separator 341 disposed downstream of the second secondary expander 336, which separates the flow of secondary calorific fluid into a flow of secondary calorific gas 351 and a flow of secondary calorific liquid 346, and being, for example, of the same nature as the separator 140;
  • auxiliary evaporator 356 arranged downstream of the auxiliary separator 341 and evaporating the secondary calorific liquid 346 into secondary calorific gas 351, and being, for example, of the same nature as the evaporator 155;
  • the secondary thermodynamic system 321 produces the secondary calorific liquid 346 used as a cold source 103.
  • the transfer of cold temperatures from the secondary calorific liquid 346 is carried out directly or via a tertiary loop (not shown) comprising, for example, a third calorific fluid comprising glycol water.
  • the auxiliary evaporator 356 is a heat exchanger transmitting the negative calories of the secondary calorific liquid 346 to a third calorific fluid subsequently used as another cold source 103.
  • the secondary thermodynamic system 321 is powered, at least in part, by the electrical energy produced by the generator 101.
  • the auxiliary compressor 356 is powered, at least in part , by the electrical energy produced by the generator 101.
  • the auxiliary evaporator 356 is powered, at least in part, by a recovery heat source 102.
  • the secondary thermodynamic system 321 recovers calories from a heat source, for example recovery 102, that is colder, that is to say having a temperature lower than the temperature of another heat source.
  • recovery heat used directly by the evaporator 155 of the main thermodynamic system 320.
  • the evaporator 155 is an air-cooled evaporator, the recovery heat source 102 being air, the use of a thermodynamic system secondary 321 makes it possible to increase the capacities of this air evaporator.
  • thermodynamic transformations of the first liquid calorific fluid 145 carried out by the evaporator 155 of the main thermodynamic system 320, and of the secondary calorific liquid 346 carried out by the auxiliary evaporator 356 of the thermodynamic system secondary 321 are shown in Table 2.
  • the first liquid calorific fluid 145 is propane
  • the second calorific fluid 346 is carbon dioxide
  • the recovery heat source 102 is air.
  • the use of the secondary thermodynamic system 321 makes it possible in particular to increase, compared to the use of a single main thermodynamic system 320, the difference between the temperature of the carbon dioxide in the auxiliary evaporator 356 and ambient air temperature.
  • carbon dioxide as the second calorific fluid 326, more efficiently recovers calories present in the ambient air, compared to the use of a single main thermodynamic system 320.
  • a schematic view of a fourth embodiment of the device 400 object of the invention is observed in FIG. 4, in which the expansion of the natural gas is carried out, at least, in two stages.
  • a trigger ratio is defined by a pressure upstream of the trigger divided by a pressure downstream of the trigger.
  • a trigger is performed in two stages when the trigger ratio is greater than a predetermined limit value set by the user.
  • the value of the expansion ratio increases, the temperature of the heated natural gas increases, as well as the temperature and the equilibrium pressure of condensation of the calorific fluid 125. Consequently, the compression ratio and the power of the main compressor 160 increase, and the isentropic efficiency of the main compressor 160 decreases.
  • a multi-stage trigger is, for example, achieved.
  • the determination of the number of expansion stages depends on the operating conditions and the technology of the equipment. For example, for this purpose and with a view to optimizing the device 400, a technical-economic study is carried out. Preferably, an expansion ratio is constant between two stages. Thus, the economic and energy optimum of an expansion is achieved.
  • the main thermodynamic system 420 further comprises an auxiliary heat exchanger 431.
  • the auxiliary heat exchanger 431 is arranged downstream of the first main expansion valve 105 and upstream of the second main expansion valve 406, and heats the pre-expanded natural gas at the outlet of the first main regulator 105 and coming from the second network 115.
  • the natural gas present in the first network 110 performs the following thermodynamic steps: - the natural gas of the first gas network 110 is pre-heated by the first heat exchanger 130,
  • the pre-heated natural gas from the network 111 is pre-expanded by the first main regulator 105,
  • the heated natural gas from the network 112 is expanded by the second main regulator 406 to form, for example, an expanded natural gas from a distribution network 113.
  • the first main expander 105 and the second main expander 406 are turbines coupled to electricity generators, 101 and 407.
  • the calorific fluid 125 heating the natural gas from the network 111 in the auxiliary heat exchanger 431 comes from the main compressor 160.
  • the compressed calorific fluid is divided into two streams.
  • a flow of calorific fluid heats, in the auxiliary heat exchanger 431, the flow of natural gas from the second network 115.
  • Another flow of calorific fluid heats, in the first heat exchanger 130, the flow of natural gas from the first network 110.
  • the flows of calorific fluid, originating respectively from the first heat exchanger 130 and from the auxiliary heat exchanger 431 are then gathered upstream of the expansion carried out by the secondary expansion valve 135.
  • the compression ratio of the main compressor 160 has an influence on the compression efficiency and the temperature of the compressed calorific gas.
  • the compression rate should be minimized in order to improve the overall performance of the device.
  • a decrease in the compression ratio corresponds to a decrease in the condensation temperature of the calorific fluid at the outlet of the heat exchanger 130 and to an increase in the evaporation temperature of the calorific fluid at the outlet of the secondary expansion valve 135.
  • the rate of compression is greater than a limit value predetermined by the user, the compression of the calorific fluid is carried out, for example, in several stages, as represented in FIG. 6.
  • FIG. 6 a schematic view of a sixth embodiment of the device 600 object of the invention, in which the main thermodynamic system 620 comprises a secondary compressor 661 upstream of the main compressor 160, pre-compressing the calorific gas 150.
  • the evaporator 155 upstream of the injection into the main compressor 160 performs a heat exchange and cools the precompressed calorific gas.
  • the calorific fluid of the main thermodynamic system 620 carries out the following thermodynamic cycle:
  • the calorific fluid is compressed by the main compressor 160 at high pressure, the main compressor 160 consumes electrical energy produced by the generator 101 coupled to the turbine 105; - the compressed calorific fluid is condensed in the heat exchanger 130 by transmitting its calories to the gas to be expanded pre-heated;
  • the condensed calorific fluid is expanded at low pressure by the secondary expander 135, and at the output of the secondary expander 135 the calorific fluid has two phases, a liquid phase 145 and a vapor phase 150;
  • the flow of calorific gas is pre-compressed in the secondary compressor 661 to form the pre-compressed calorific gas 662, the secondary compressor 661 being, for example, of the same nature as the main compressor 160;
  • the flow of pre-compressed calorific gas 662 is cooled by heating the flow of calorific liquid 145 in the evaporator 155
  • a heat source for example recovery 102, is used in addition to supply, at least in part, the evaporator 155 and carry out the evaporation of the calorific liquid 145;
  • the cooled calorific gas 663 is injected into the main compressor 160 to perform a new cycle.
  • the main compressor 160 and the secondary compressor 661 are powered, at least in part, by the electrical energy produced by the generator 101 .
  • a compression stage 720 which compresses the calorific gas at the outlet of the separation stage and/or at the outlet of the evaporation stage and which forms the compressed calorific fluid.
  • the devices 100, 200, 300, 400, 500, 600, 800, 4000 or 5000 are configured to implement the steps of the method 700 and their embodiments as described above.
  • Examples 1, 2, 3 and 4 described below are examples of application of the device which is the subject of the invention.
  • the calorific fluid is propane
  • the turbine isentropic efficiency is equal to 90%
  • generator efficiency is equal to 96%
  • compressor motor efficiency is equal to 96%
  • compressor isentropic efficiency is equal to 75%.
  • calorific fluid propane
  • the net production of electrical energy by the device 100 object of the invention, under the conditions of Example 1, is equal to 18.7 kWe.
  • the power required for the evaporator 155 is equal to 19.0 kW, thus the use of an air or surface geothermal evaporator 155 can be envisaged under these conditions.
  • the use of air or superficial geothermal energy does not make it possible to directly heat the natural gas to a temperature equal to 44.7° C. upstream of the expansion.
  • a device of the prior art comprising a thermodynamic system for recovering the negative temperatures of the gas downstream of the expansion, produces a gas downstream of the expansion having a temperature of -30°C.
  • the temperature of the gas downstream of the expansion is lower than the hydrate formation temperature equal to -19°C.
  • the use of the device of the prior art limits the recovery of energy or requires the implementation of several expansion stages.
  • an expansion of 300,000 Nm3/h of natural gas from 58 to 38 barg is carried out.
  • the natural gas is heated from 7°C to 27°C.
  • the device 100 which is the subject of the invention is compared with a device of the prior art mentioned previously implementing the use of an urban heat network drawing thermal energy from a geothermal source.
  • Tables 5 and 6 detail the pressure and temperature conditions applied to the natural gas and to the calorific fluid in the device 100:
  • calorific fluid propane
  • table 7 summarizes the production of electricity and the heat purchased during the use of the device 100 object of the invention and the device of the prior art mentioned above: [Table 7]
  • the device 100 which is the subject of the invention consumes, under the conditions applied, a zero quantity of purchased heat, and therefore less than the device of the prior art.
  • the purchased heat associated with device 100 is zero since device 100 consumes waste or free heat.
  • Example 3 an expansion of 600,000 Nm3/h of natural gas from 58 to 38 barg is carried out.
  • the natural gas is heated from 7°C to 27°C.
  • the device 100 object of the invention is compared to a device of the prior art mentioned above implementing the use of an urban heating network drawing thermal energy from a geothermal source.
  • the devices of Example 3 are used to perform a heat transfer with an urban heating network with the acronyms "RCU”.
  • the device of the prior art has:
  • a first heat exchanger comprising a first calorific fluid and heating the natural gas to be expanded
  • a second heat exchanger comprising a second fluid, for example water, circulating in the district heating network and configured to heat the first calorific fluid.
  • Table 8 illustrates an embodiment of the device of the prior art, with the temperature conditions of each fluid:
  • the device of the prior art has constraints, in particular concerning the transfer of heat from the RCU to the natural gas.
  • the heat transfer from the RCU to the natural gas is limited by the temperature of the natural gas at 8°C and the temperature differences of the various flows between the first and the second exchanger.
  • Tables 9 and 10 detail the pressure and/or temperature conditions applied to the natural gas, to the calorific fluid in the device 100: [Table 9]
  • a heat exchange is carried out between the fluid, for example water, present in the RCU and the calorific liquid 145 of the device 100.
  • the RCU corresponds to a recovery heat source 102.
  • the fluid present in the RCU heats the calorific liquid 145 which evaporates into calorific gas.
  • the fluid present in the RCU has:
  • a temperature equal to 2°C is predetermined to prevent freezing of the water circulating in the RCU.
  • table 11 summarizes the production of electricity and the heat purchased during the use of the device 100 object of the invention and the device of the prior art mentioned above: [Table 11]
  • the device 100 object of the invention using as recovery heat source 102 an RCU makes it possible to overcome the constraints mentioned above in the device of the prior art carrying out a heat transfer with a fluid from an RCU.
  • the advantages are:
  • the treatment capacity of the unit increases from 300,000 to 600,000 Nm3/h and the net electricity production increases from 2.0 to 4.3 MWe compared to device 100 cited in example 2 above.
  • an expansion of 35.0 KNm3/h of natural gas from 16 to 3.9 barg is carried out.
  • the natural gas is heated from 4°C to 75°C.
  • the device 200 object of the invention is compared to a device of the prior art.
  • the prior art device has two expansion stages. It is noted that the device of the prior art comprises the following elements performing the staged expansion of the natural gas:
  • the calorific fluid heating the natural gas used in the first heat exchanger and the second heat exchanger, has a temperature upstream and downstream of the heat exchange respectively equal to 7.5° C. and 1.0°C.
  • Table 12 details the pressure and temperature conditions applied to the natural gas used in the device of the prior art: [Table 12]
  • table 15 summarizes the production of electricity and the production of cold during the use of a device of the prior art and of the device 200 object of the invention: [Table 15]
  • the device 200 object of the invention has the following additional advantages compared to the device of the prior art:
  • the cold production of the device 200 increases by 25% when the evaporator 155 of the device 200 is coupled to a secondary thermodynamic system generating a second cold calorific fluid used as a cold source.
  • the performance of the device 200 is further improved when the target temperature at the outlet of the expander increases. This increase has the following advantages:
  • table 16 summarizes the production of electricity and the production of cold during the use of a device of the prior art and two devices 200 objects of the invention each having an output temperature of turbine equal to 0°C or 15°C: [Table 16]
  • the total energy gain is increased for a device 200 with a turbine outlet temperature equal to 15°C, compared to a device 200 with a turbine outlet temperature equal to 0°C. It is also noted that a greater production of cold is obtained for a device 200 with a temperature at the outlet of the turbine equal to 15°C.
  • the device further comprises an adaptation automaton.
  • the adaptation automaton adjusts the operating conditions of the device according to the temperature of the gas to be expanded.
  • the operating conditions such as flow, pressure and temperature
  • the operating conditions are subject to strong daily and seasonal variations.
  • gas consumption is higher in winter with consumption peaks in the morning and evening. It is noted that these high flow rates represent a significant potential for upgrading the expansion energy.
  • the temperature of the gas can drop to 5°C, which increases the need for heat before expansion.
  • summer consumption is reduced with gas temperatures that can reach 25°C. The need for reheating is lower but the recovery potential is also reduced due to the low throughput.
  • the device adapts to the operating conditions with a Programmable Logic Controller (acronym “API”).
  • the API is able to set operating instructions and adjust parameters such as: - the flow rate of calorific fluid,
  • the action levers of the API are, for example: the power of the compressor, the level of liquid in the evaporator and the percentage of opening of the secondary expansion valve. It is also possible to install a recirculation line with a regulation valve between the compressor discharge and the evaporator inlet in order to increase the operating range of the device.
  • the compressor can operate at its lowest power and only part of the flow of calorific fluid circulates towards the natural gas heater. The other part runs in circles between the compressor and the evaporator.
  • the API adjusts in particular the operating variables from instructions determined by an operator.
  • An additional level of automation is therefore integrated into the device to optimize overall efficiency through automatic management of setpoints and system configuration.
  • Table 17 summarizes the benefits and losses of the process for two cases: with or without recovery of the negative calories in the evaporator.
  • a technical and economic optimization calculation carried out by a management automaton makes it possible to direct the operating instructions in real time towards one extreme or another.
  • the operating instructions are modified in real time.
  • This automaton also takes into consideration the technical constraints and the parameters of the equipment, such as the compressor efficiency as a function of the pressure ratio, the TMA linked to a hydrate formation temperature as a function of the water content and the pressure.
  • a variability of the operating conditions on the transport network implies in particular a need to adapt the device for recovering the expansion energy.
  • This adaptation is carried out in certain embodiments, for example, by an API optionally coupled to a management automaton performing technical and economic calculations in real time, adjusting the operating instructions and modifying the configuration of the device, for example by short-circuiting (or deriving, in English "by-pass") the finisher.
  • FIG. 8 A diagrammatic view of a seventh embodiment of the device 800 object of the invention is observed in FIG. 8, which further comprises a subsidiary heat exchanger 801 arranged downstream of the main regulator 105.
  • the subsidiary heat exchanger 801 is configured to recover cold temperatures 104 from the gas present in the second network 115 and expanded by the main expander 105.
  • the subsidiary heat exchanger is also called a finisher.
  • a subsidiary calorific fluid heats the expanded gas 115.
  • the subsidiary calorific fluid recovers the negative calories 104 from the expanded gas. By recovering these negative calories 104, the subsidiary calorific fluid becomes a subsidiary refrigerating fluid.
  • the subsidiary heat exchanger 801 of the device 800 transfers the cold temperatures from the expanded gas present in the second network 115 to a cold network via, for example, the subsidiary refrigerant.
  • the graph 900 represented in FIG. 9 shows a study of the sensitivity of certain examples of the device which is the subject of the invention as a function of the target temperature at the outlet of a turbine 105.
  • the ordinate axis corresponds to the power in kilowatts (kW) and the x-axis corresponds to the temperature at the turbine outlet in degrees Celsius (°C).
  • the heat source is 0°C.
  • the net production of electricity and the production of cold temperatures are represented as a function of the target temperature at the outlet of the expansion turbine 105 coupled to a generator 101 .
  • the terms “upper” and “lower” are also used for a relative description of two curves in order to distinguish them.
  • the curve with points 901 corresponds to the cold balance for an example of the device with booster and with finisher
  • - the upper curve in broken line 902 corresponds to the cold balance for an example of the device with booster and without finisher, comparable to an embodiment of the device 200;
  • - the curve alternating with a line followed by two points 903 corresponds to the cold balance for an example of the device without booster and with finisher, comparable to an embodiment of the device 800;
  • the upper curve in solid line 904 corresponds to the cold balance for an example of the device without booster and without finisher, comparable to the device 100;
  • the lower curve in solid line 906 corresponds to the electrical balance for an example of the device without booster.
  • the booster significantly improves the electrical balance. It is noted that this improvement is greater when the turbine outlet temperature decreases.
  • This study also shows that to maximize the production of cold temperatures, it is particularly necessary to operate at low temperature with a paver, at the risk of approaching the TMA. The other possibility is to operate at high temperature without a paver, but at the expense of electricity production.
  • the main compressor 160 is a pneumatic booster 1000 having a free piston.
  • the embodiments of the main compressor 1000 with a free piston are represented in FIGS. 10 to 17. It is recalled that, in a free piston supercharger, the movement of the piston responds only to the pressure of the gas, without a connecting rod actuates where retains it. A person skilled in the art knows how to easily replace this free piston with a pneumatic diaphragm booster, for example.
  • the main compressor 160 is a pneumatic membrane booster.
  • FIGS. 10 to 15 mentions the general operation of a booster 1000, as well as different variants of the booster 1000. This operation and these variants are applicable to the embodiments of the devices 4000 and 5000 represented respectively in figures 16 and 17.
  • the booster allows, by recovering the expansion energy of a gas, therefore without energy expenditure, to compress the calorific fluid 125 then injected into the heat exchanger 130, close to a gas network 1200 at pressure Pa and a gas network 1300 at pressure Pb, where Pa is greater than Pb.
  • the gas from the upstream network 1200 is taken through a first pipe 3100 to an inlet 1800 of an expansion chamber of a free-piston booster 3000 1100. Once the gas is expanded, it joins the downstream gas network 1300 via a second pipe 3200.
  • elements are added for the automation of suppressor operation.
  • a valve 3150 controlled by a flowmeter and positioned on the first pipe 3100 controls the gas flow to the free piston 1100 and positioned on the first pipe 3100. It is noted that such a valve is configured to adjust the power of the piston free 1100.
  • a recycling of the calorific gas 125 is carried out.
  • the recycling of the calorific gas 125 is carried out by reinjecting the calorific gas 125 into the pipe arranged between the evaporator 155 and the booster 3000.
  • FIG 11 shows a booster, i.e. a 7000 expander pair, on the left, and 7200 compressor, on the right, with free piston.
  • the regulator 7000 comprises a chamber 7500 provided with a high pressure gas inlet coming from the first conduit 3100 and a low pressure gas outlet in the second conduit 3200.
  • an expansion piston 7400 is placed in movement by gas pressure and transmits this pressure, via a shaft 7600 to a compression piston 7700 which compresses the calorific fluid 125 in a second chamber 7800.
  • the set of pistons 7400 and 7700 and the shaft 7600 constitutes a free piston.
  • Valves 1500 and 1600 ensure the sealing and the direction of movement of the calorific fluid 125 from the third conduit 3300 for inlet of calorific fluid 125 at low pressure gas to the fourth conduit 3400 for outlet of calorific fluid 125 at high pressure gas. pressure.
  • the gas inlet control system in chamber 7500 and gas outlet in chamber 7500 is not described here, being well known to those skilled in the art.
  • a free piston is moved in a first chamber 7500 by the gas and compresses the calorific fluid 125 in a second chamber 7800.
  • the drive of the compressor by a turbine is done with very limited mechanical losses.
  • the pressure of the fluid at the outlet of the compressor can be higher than the pressure of the gas at the inlet of the expansion station, depending on the ratio of the surfaces of the pistons 7400 and 7700.
  • the free piston is replaced by membranes , similar to membrane boosters known to those skilled in the art.
  • the free piston 1100 of the suppressor has a through opening 2400.
  • the arrows in broken lines represent the movements of gas.
  • the free piston 1100 includes an expansion head 2000 and a compression head 2200 connected by a shaft.
  • a through opening 2400 opens, on the one hand, into the expansion head 2000 on the side opposite the compression head 2200 and, on the other hand, into a side wall of the shaft.
  • the first gas line 3100 opens into the part 2100 of the expansion chamber 1700 facing the shaft. Consequently, the mouth of the through opening 2400 is only in the part 2100 when the free volume of the compression chamber 2300 is maximum.
  • the output of the expansion chamber 1700 to which the second pipe 3200 is connected is located on a side face of the expansion chamber 1700 and is obstructed by the expansion head 2000 only when the through opening 2400 does not open into the part 2100 of the expansion chamber 1700. More particularly, the outlet of the expansion chamber 1700 is obstructed by the expansion head 2000 except in the position of the free piston where the free volume of the compression chamber 2300 is minimal.
  • the free volume of the compression chamber is intermediate between its extreme values.
  • the pressure in the part 1700 of the expansion chamber opposite the compression chamber 2300 is at the value Pb of the downstream network 3200.
  • the gas coming from the first pipe 3100 enters the intermediate part 2100 of the expansion chamber, at a pressure Pa.
  • the pressure ratio Pa/Pb is greater than the ratio of the surfaces of the trigger head 2000 in the part 1700 and in the part 2100.
  • the free piston 1100 therefore moves to the left, as illustrated in FIG. 13. This movement of the free piston 1100 causes the aspiration of gaseous calorific fluid 125 coming from the third conduit 3300 through the inlet valve 1500.
  • the through opening 2400 opens into the part 2100 of the expansion chamber and the gas coming from the first line 3100 passes through the expansion head.
  • the pressure in the part 1700 of the expansion chamber then reaches Pa, which causes the movement of the free piston 1100 towards the compression chamber 2300, as illustrated in FIG. 14.
  • This movement obstructs the through opening 2400 and compresses the calorific fluid 125 gas present in the compression chamber 2300.
  • the calorific fluid 125 compressed gas passes through the outlet valve 1600 then the fourth pipe 3400.
  • the part 1700 of the expansion chamber is pneumatically connected to the second pipe 3200, as illustrated in FIG. 15.
  • this free-piston booster 1100 operates without an external moving part and as long as there is a sufficient pressure difference between the first line and the second line.
  • FIG. 16 a schematic view of an eighth embodiment of the device 4000 which is the subject of the invention, in which the thermodynamic system 4020 of the device 4000 has a 3000 free-piston suppressor 1100.
  • the 3000 free-piston booster 1100 has a 2300 compression chamber similar to the main compressor 160.
  • a gaseous calorific fluid 125 to be compressed downstream of the evaporator is injected into the booster 3000.
  • the injection of the calorific gas 125 to be compressed is carried out by the use of an inlet 1500.
  • the inlet 1500 of the calorific gas 125 to be compressed is provided with a valve.
  • the calorific gas 125 to be compressed is injected into the compression chamber 2300 via the inlet 1500.
  • the calorific gas 125 compressed in the compression chamber 2300 is injected into a network 3400 of calorific gas 125 compressed.
  • the network 3400 of compressed calorific gas 125 is arranged upstream of the main heat exchanger 130.
  • the compressed calorific gas 125 circulating in the network 3400 has characteristics similar to the calorific gas 125 previously described.
  • the injection of the 125 compressed calorific gas into the 3400 network is carried out by the use of an outlet 1600 of compressed 125 calorific gas.
  • the compressed calorific gas 125 is evacuated from the compression chamber 2300 to the network 3400 of compressed calorific gas 125 via an outlet 1600. It is noted, in FIG.
  • the natural gas network 1200 is a network of heated natural gas downstream of the heat exchanger 130. It can be seen that the network of heated gas 1200 is a so-called "annex" gas network to the network of heated gas upstream of the turbine 105. This auxiliary network of gas natural gas 1200 is obtained, for example, by a flow separator (not shown) arranged downstream of the heat exchanger 130. The heated natural gas from the network 1200 undergoes additional expansion by being injected into the additional expansion chamber 1700 of the booster 3000 by an 1800 entry.
  • the natural gas network 1300 is a natural gas network having undergone an additional expansion in the additional expansion chamber 1700 of the booster 3000.
  • the expanded natural gas is injected into the network 1300 through an outlet 1900 of the expansion chamber 1700.
  • the annex expansion energy of the natural gas is transferred in full to the piston carrying out the compression of the calorific gas 125 in the compression chamber 2300 thus allowing an optimal and efficient transfer of energy.
  • the expanded natural gas circulating in the network 1300 is injected into the second network 115.
  • the second network 115 is a natural gas distribution network.
  • the expanded natural gas flowing in the network 1300 undergoes other thermodynamic transformations before injection into the second network 115.
  • the expanded natural gas flowing in the network 1300 is not injected into the second network 115.
  • the device 4000 comprises a main regulator 105 between a first gas network 110 at a first pressure and a second gas network 115 at a second press lower than first press.
  • the main regulator 105 is a turbine coupled to a generator 101 producing electrical energy.
  • FIG. 17 A diagrammatic view of a ninth embodiment of the device 5000 object of the invention is observed in FIG. 17, in which the thermodynamic system 5020 comprises a suppressor 3000 with free piston 1100.
  • the booster 3000 with free piston 1100 has :
  • an expansion chamber 1700 similar to the main regulator 105 and being a turbine coupled to a generator 101 producing electrical energy.
  • a network 3300 of calorific gas 125 to be compressed downstream of the evaporator 155 is injected into the booster 3000.
  • the injection of the calorific gas 125 to be compressed into the booster 3000 is carried out by the use an inlet 1500.
  • the inlet 1500 of the calorific gas 125 to be compressed is provided with a valve.
  • the calorific gas 125 to be compressed circulating in the network 3300 is injected into the compression chamber 2300 via the inlet 1500.
  • the calorific gas 125 compressed in the compression chamber 2300 is injected into a network 3400 of compressed calorific gas 125.
  • the network 3400 of compressed calorific gas 125 is arranged upstream of the heat exchanger 130. It is also noted that the calorific gas 125 circulating in the network 3400 has characteristics similar to the calorific gas 125 previously described.
  • the injection of the compressed calorific gas 125 into the network 3400 is carried out by the use of an outlet 1600 of compressed calorific gas. In other words, the compressed calorific gas 125 is evacuated from the compression chamber 2300 to the network 3400 of compressed calorific gas 125 via an outlet 1600.
  • the natural gas network 1200 is a heated natural gas network downstream of the heat exchanger 130.
  • the heated natural gas from the network 1200 undergoes a main expansion in the expansion chamber 1700 of the booster 3000
  • the heated natural gas circulating in the network 1200 is injected into the expansion chamber 1700 through an inlet 1800.
  • the natural gas network 1300 is similar to a second natural gas network 115.
  • the second network 115 is a natural gas distribution network.
  • the expanded natural gas is injected into the network 1300 through an outlet 1900 of the expansion chamber 1700.
  • the expansion chamber 1700 is a turbine coupled to a generator 101 producing electrical energy.
  • part of the expansion energy of the natural gas generated in the expansion chamber 1700 is converted into electrical energy through the use of a generator 101.
  • the use of the booster 3000 in the device 5000 allows to carry out a compression of the calorific gas 125 and to generate electrical energy.
  • main compressor 160 can also be transposed to the secondary compressor 661 of the device 600 and to the auxiliary compressor 361 of the device 300.

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Abstract

Le dispositif (100) de détente d'un gaz comporte au moins un détendeur principal (105) et au moins un système thermodynamique principal (120), utilisant un fluide calorifique (125) pour réchauffer le gaz à détendre en amont du détendeur principal, comportant: - un échangeur thermique (130) entre le fluide calorifique et le gaz à détendre, - un détendeur secondaire (135) qui détend le fluide calorifique, - un séparateur (140) qui sépare le flux de fluide calorifique en un flux de liquide calorifique (145) et un flux de gaz calorifique (150), - un évaporateur (155) pour évaporer le liquide calorifique en gaz calorifique et - au moins un compresseur principal (160), disposé en aval de l'évaporateur et en amont de l'échangeur thermique, pour comprimer le gaz calorifique issu directement du séparateur et/ou issu de l'évaporateur.

Description

DISPOSITIF ET PROCÉDÉ DE RÉCHAUFFEMENT PUIS DÉTENTE D’UN GAZ
Domaine technique de l’invention
La présente invention concerne un dispositif et un procédé de réchauffement puis détente d’un gaz. Elle s’applique, en particulier, aux réseaux d’acheminement de gaz et notamment à l’alimentation en gaz d’un réseau de distribution à partir d’un réseau de transport. État de la technique
L’acheminement de gaz naturel nécessite notamment l’utilisation de réseaux de transport avec des artères opérées à différentes gammes de pression comprises entre 20 et 85 barg, et de réseaux de distribution à pression inférieure comprise entre 4 barg et 10 barg. L’alimentation d’un réseau de distribution à partir d’un réseau de transport ainsi que le passage d’une artère haute pression vers une artère moyenne pression nécessitent une détente du gaz. Cependant, au cours de la détente, le gaz est considérablement refroidi. Sous certaines conditions de pression, les basses températures peuvent entraîner la formation de condensats organiques et/ou d’eau libre à l’origine de la formation des hydrates de gaz naturel. Ces composés solides sont responsables de l’endommagement non seulement du détendeur mais également des équipements en aval du détendeur. Ces basses températures entraînent également un risque de rupture fragile des canalisations en aval du détendeur. On appelle « risque froid » l’ensemble des conséquences énoncées précédemment, liées aux basses températures. Ainsi, des difficultés majeures sont présentes dans le réseau de gaz détendu à basse température.
Il est possible de définir, à partir des basses températures obtenues après détente du gaz, une température minimale acceptable. On note que, lorsque la température du gaz est au-dessus de la température minimale acceptable, les risques froids précédemment décrits sont évités. La température minimale acceptable (d’acronyme « TMA ») dépend notamment de la teneur en eau et de la pression du gaz dans le réseau. Par exemple, la température minimale acceptable est fixée par défaut à 0°C pour une canalisation dont l’ancienneté ne permet plus de déterminer sa température de rupture fragile. Dans d’autres exemples, la TMA est égale à -20°C ou -29°C lorsque le matériau constituant le réseau de distribution est respectivement en polyéthylène ou en acier.
Des solutions de l’art antérieur décrivent l’utilisation d’un dispositif de réchauffement de gaz en amont de la détente. Par exemple, un tel dispositif met en œuvre l’utilisation d’un réseau de chaleur urbain puisant une énergie thermique depuis une source géothermale. La présence d’une telle source de chaleur à proximité du dispositif constitue une contrainte technique qui limite l’utilisation d’un tel dispositif. De plus, ce dispositif nécessite l’utilisation d’une unité de cogénération d’énergie thermique et électrique afin de produire le complément d’énergie thermique nécessaire au réchauffement du gaz. Un autre dispositif de réchauffement de gaz en amont de la détente met en œuvre l’utilisation d’une chaudière à combustion de gaz. Cependant, la mise en œuvre d’un tel dispositif nécessite une consommation de gaz et entraîne des émissions de gaz à effet de serre constituant une source de pollution. D’autres solutions de l’art antérieur décrivent l’utilisation de dispositif de réchauffement de gaz en aval de la détente. Cependant, la mise en œuvre d’un tel dispositif implique d’opérer à basse température et dans la limite de la TMA. Cela contraint notamment le dispositif à effectuer la détente en au moins deux étages avec un réchauffage inter-étage, afin de maintenir la température au-dessus de la TMA à chaque étage de détente. Malgré cette précaution, les détentes opérées à des températures du gaz proches des TMA induisent un risque pour les équipements et le réseau aval en cas de perturbation ou de défaillance. L’augmentation du nombre d’étages implique également une augmentation des coûts.
On connait la demande de brevet européen EP 2 751 500 qui divulgue un dispositif de réchauffement d’eau comprise dans un premier circuit par l’intermédiaire d’un deuxième assimilable à une pompe à chaleur. L’eau réchauffée est par exemple utilisée pour un usage domestique. Cependant, le dispositif combinant ces deux circuits ne permet pas le réchauffement et la circulation d’un gaz provenant d’un réseau de transport vers un réseaux de distribution à une pression inférieure.
Exposé de l’invention
La présente invention vise à remédier à tout ou partie de ces inconvénients.
À cet effet, selon un premier aspect, la présente invention vise un dispositif de détente d’un gaz selon la revendication 1 . Grâce à ces dispositions, le dispositif permet le réchauffement du gaz en amont de la détente et donc de maintenir le gaz à une température supérieure à la température minimale acceptable au cours de la détente. De plus, le dispositif permet de maintenir des conditions de pression et de température du gaz éloignées des conditions de formation des hydrates et condensats. Ainsi, le risque froid inhérent à la détente est évité.
Par ailleurs, le système thermodynamique principal permet l’utilisation d’un fluide calorifique réalisant un cycle de transformation et d’échanges de chaleur adaptable aux différentes contraintes de température du gaz circulant dans les réseaux de transport et distribution. De plus, le système thermodynamique principal permet notamment l’utilisation d’une énergie nécessaire à la réalisation du cycle provenant de nombreuses sources énergétiques de nature variée, par exemple de sources de chaleur renouvelables et/ou gratuites et/ou fatales.
Enfin, le réchauffement du gaz réalisé par le système thermodynamique principal permet notamment d’utiliser une source de chaleur externe dont la température ne permettrait pas un réchauffement direct du gaz. Par exemple, la source de chaleur externe est un cours d’eau. La nécessité de la présence d’une source de chaleur de haute température à proximité du dispositif est donc évitée, ce qui élimine une contrainte d’installation conditionnant l’implantation du dispositif.
Dans des modes de réalisation, le détendeur principal est une turbine couplée à une génératrice produisant une énergie électrique. Grâce à ces dispositions, le dispositif permet une production d’énergie électrique générée par la détente du gaz. Ainsi, une production d’énergie électrique valorisable est réalisée.
Dans des modes de réalisation, le compresseur principal est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice. Grâce à ces dispositions, le dispositif réalise une auto-alimentation énergétique au moins partielle. De plus, le dispositif permet de valoriser l’énergie électrique produite par la génératrice. Ainsi, une optimisation énergétique est réalisée.
Dans des modes de réalisation, l’évaporateur est alimenté, au moins en partie, par une source de chaleur de récupération. Grâce à ces dispositions, le dispositif permet de valoriser les sources de chaleur de récupération dont la température est insuffisante pour un réchauffement direct du gaz à une température prédéterminée.
Dans des modes de réalisation, le système thermodynamique principal comporte, de plus, un deuxième échangeur thermique disposé en aval du premier échangeur, entre le fluide calorifique en sortie du premier échangeur et le gaz à détendre du premier réseau de gaz, préréchauffant le gaz à détendre et sous-refroidissant le fluide calorifique. Grâce à ces dispositions, le dispositif permet un pré-réchauffement du gaz en amont du réchauffement du gaz dans le premier échangeur thermique. La quantité de chaleur nécessaire au réchauffement du gaz est donc diminuée. La diminution de la quantité de chaleur permet notamment de diminuer le débit de fluide calorifique et donc l’énergie, notamment électrique, consommée par le compresseur principal. Ainsi, une réduction de la taille du système thermodynamique principal est réalisée et le bilan global de consommation d’énergie du dispositif est réduit. Par ailleurs, lorsque le détendeur principal est une turbine couplée à une génératrice, la production globale d’énergie réalisée par le dispositif est augmentée puisque l’énergie électrique transmise au compresseur principal est diminuée. De plus, le dispositif permet un sous-refroidissement du fluide calorifique en amont du détendeur secondaire. Ainsi, lorsque le fluide calorifique est utilisé comme source froide dans l’échangeur thermique, la quantité de frigories transmise est augmentée.
Dans des modes de réalisation, le détendeur secondaire est une turbine de détente couplée au compresseur principal. Grâce à ces dispositions, le dispositif permet de réaliser un transfert énergétique de la turbine de détente au compresseur principal. L’énergie, notamment électrique, consommée par le compresseur principal est donc diminuée. Ainsi, le bilan global de consommation énergétique du dispositif est réduit. Par ailleurs, lorsqu’une production d’énergie électrique est réalisée dans le dispositif par une génératrice couplée à une turbine, la production globale d’énergie électrique est augmentée puisque l’énergie électrique transmise au compresseur est diminuée.
Dans des modes de réalisation, le système thermodynamique principal comporte, de plus, un compresseur secondaire pré-comprimant le gaz calorifique en amont de l’évaporateur, l’évaporateur en amont de l’injection dans le compresseur principal étant configuré pour réaliser un échange thermique et refroidir le gaz calorifique pré-comprimé. Grâce à ces dispositions, le gaz calorifique en sortie du compresseur secondaire est refroidi avant d’être comprimé dans le compresseur principal. Le dispositif permet donc de réaliser une compression à deux étages avec un refroidissement inter-étage. Ainsi, le rendement isentropique de compression est augmenté, ce qui entraîne une amélioration du rendement global du dispositif. Par ailleurs, le dispositif comprend une intégration thermique supplémentaire permettant de réduire l’énergie consommée provenant de la source de chaleur. Cette réduction contribue ainsi à l’amélioration du rendement global du dispositif.
Dans des modes de réalisation, le dispositif comporte, de plus, un système thermodynamique secondaire utilisant un deuxième fluide calorifique, comportant un moyen de transfert thermique configuré pour réaliser un échange thermique dans l’évaporateur entre le deuxième fluide calorifique et le liquide calorifique à évaporer. Grâce à ces dispositions, le système thermodynamique secondaire réalise, par exemple, un deuxième cycle de transformation et d’échanges de chaleur. Ce deuxième cycle permet de puiser la chaleur dans des sources à plus basse température. Notamment, la chaleur est puisée dans des sources à très basses températures, par exemple inférieures à 0 °C. Ainsi, une optimisation des transferts thermiques est réalisée par le dispositif. Par ailleurs, lorsque la chaleur est puisée dans l’air ambiant à l’aide d’un évaporateur à air, l’utilisation du système thermodynamique secondaire permet d’augmenter la capacité de cet évaporateur à air. Ainsi, l’efficacité du dispositif est améliorée.
Dans des modes de réalisation, le système thermodynamique secondaire produit le deuxième fluide calorifique froid utilisé comme une source froide. Grâce à ces dispositions, le dispositif permet de valoriser une source froide, et donc des frigories, au niveau de l’évaporateur. Les frigories produites par le dispositif sont, par exemple, valorisées dans un réseau de froid. L’utilisation du système thermodynamique secondaire, réalisant un deuxième cycle de transformation et d’échanges de chaleur, permet notamment d’élargir la gamme de température d’application du réseau de froid. Ainsi, le nombre de cas d’application est augmenté. Par ailleurs, lorsque le dispositif comporte un deuxième échangeur thermique disposé en aval du premier échangeur, la quantité de frigories présente dans la source froide est augmentée.
Dans des modes de réalisation, le système thermodynamique secondaire est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice. Grâce à ces dispositions, l’auto-alimentation et donc l’indépendance énergétique du dispositif comportant le système thermodynamique secondaire sont renforcées. De plus, le dispositif permet également de valoriser l’énergie électrique produite par la génératrice.
Dans des modes de réalisation, le dispositif comporte, de plus, un échangeur thermique subsidiaire disposé en aval du détendeur principal, configuré pour récupérer des frigories provenant du gaz détendu par le détendeur principal. Grâce à ces dispositions, lorsque de basses températures en sortie du détendeur principal sont visées, une production et un transfert de frigories sont réalisés. Par exemple, le transfert de frigories est réalisé vers un réseau de froid.
Selon un deuxième aspect, la présente invention vise un procédé de détente d’un gaz, qui comporte au moins une étape de détente principale entre un premier réseau de gaz à une première pression et un deuxième réseau de gaz à une deuxième pression inférieure à la première pression, le procédé comportant de plus, en amont de l’étape de détente principale :
- une étape d’échange thermique entre un fluide calorifique comprimé et le gaz à détendre qui réchauffe le gaz à détendre, - une étape de détente secondaire du fluide calorifique refroidi en sortie de l’étape d’échange thermique,
- une étape de séparation du flux de fluide calorifique, en sortie de l’étape de détente secondaire, en un flux de liquide calorifique et un flux de gaz calorifique,
- une étape d’évaporation du flux de liquide calorifique et
- une étape de compression qui comprime le gaz calorifique en sortie de l’étape de séparation et/ou en sortie de l’étape d’évaporation et qui forme le fluide calorifique comprimé.
Les buts, avantages et caractéristiques particulières du procédé objet de l’invention étant similaires à ceux du dispositif objet de l’invention, ils ne sont pas rappelés ici.
Brève description des figures
D’autres avantages, buts et caractéristiques particulières de l’invention ressortiront de la description non limitative qui suit d’au moins un mode de réalisation particulier du dispositif et du procédé objets de l’invention, en regard des dessins annexés, dans lesquels :
Les figures 1 à 6 représentent, respectivement et schématiquement, six premiers modes de réalisation particuliers du dispositif objet de l’invention,
La figure 7 représente, sous forme d’un logigramme, une succession d’étapes particulières du procédé objet de l’invention,
La figure 8 représente, schématiquement, un septième mode de réalisation particulier du dispositif objet de l’invention,
La figure 9 représente, graphiquement une étude de sensibilité de différents modes de réalisation particuliers du dispositif objet de l’invention en fonction de la température,
La figure 10 représente, schématiquement, un mode de réalisation particulier d’un compresseur pouvant être utilisé dans le dispositif objet de l’invention,
La figure 11 représente, schématiquement, un surpresseur à piston d’un compresseur du dispositif objet de l’invention,
Les figures 12 à 15 représentent, respectivement et, schématiquement, quatre phases de fonctionnement d’un surpresseur à piston libre et ouverture traversante,
La figure 16 représente, schématiquement, un huitième mode de réalisation particulier du dispositif objet de l’invention et
La figure 17 représente, schématiquement, un neuvième mode de réalisation particulier du dispositif objet de l’invention.
Description des modes de réalisation
La présente description est donnée à titre non limitatif, chaque caractéristique d’un mode de réalisation pouvant être combinée à toute autre caractéristique de tout autre mode de réalisation de manière avantageuse. Dans toute la description, les termes « amont » et « aval » pour désigner la position des éléments dépendent du choix du fluide dont la circulation est observée. Le fluide est, par exemple, soit un gaz naturel à réchauffer avant la détente, soit un fluide calorifique présent dans un système thermodynamique. Lorsque des éléments d’un système thermodynamique sont décrits, le fluide correspond au fluide calorifique.
On note dès à présent que les figures ne sont pas à l’échelle.
On rappelle ici les définitions suivantes :
Le terme « premier réseau de gaz » se réfère à un réseau, par exemple, de transport de gaz naturel. La pression dans un premier réseau de gaz est comprise, par exemple, entre 20 et 85 barg.
Le terme « deuxième réseau de gaz » se réfère à un réseau, par exemple, de distribution de gaz naturel. La pression dans un deuxième réseau de gaz est comprise, par exemple, entre 4 barg et 40 barg.
Le terme « gaz naturel » se réfère à un mélange gazeux de composés appartenant à la famille des hydrocarbures. Un gaz naturel comporte notamment une proportion volumique de méthane d’au moins 80% par rapport au volume total du gaz. Par exemple, un gaz naturel comporte une proportion volumique de méthane égale à 95% par rapport au volume total du gaz.
Le terme « chaleur fatale » se réfère à une chaleur générée par un site de production, l’objectif premier de ce site n’étant pas de produire cette chaleur. Cette chaleur produite n’est pas récupérée et donc perdue. Autrement dit, une chaleur fatale est une chaleur subsidiaire produite lors d’un procédé principal et non consommée dans ce procédé principal. On parle également d’énergie fatale. Par exemple, une énergie fatale d’une énergie renouvelable correspond à une partie de l’énergie renouvelable non exploitée.
Le terme « potentiel de réchauffement global », d’acronyme « PRG », se réfère à une puissance relative d'un gaz à effet de serre. Dans le cas de l’invention, un fluide calorifique est susceptible de concerner un gaz à effet de serre. Un PRG d’un fluide calorifique est calculé en fonction du temps durant lequel le fluide calorifique restera actif dans l’atmosphère. On note qu’un potentiel de réchauffement global est notamment calculé sur 100 ans et l’acronyme utilisé pour un tel PRG est « PRG 100 ». De plus, le dioxyde de carbone est le gaz à effet de serre de référence présentant un PRG 100 égal à 1 .
L’unité de mesure « barg » est utilisée pour indiquer notamment une pression manométrique. L’unité de mesure « kWe » se réfère au kilowatt électrique.
On observe, sur la figure 1 , une vue schématique d’un premier mode de réalisation du dispositif 100 objet de l’invention. Le dispositif 100 de détente d’un gaz comporte :
- un détendeur principal 105,
- un système thermodynamique principal 120 comportant :
- un échangeur thermique 130,
- un détendeur secondaire 135,
- un séparateur 140,
- un évaporateur 155 et
- un compresseur principal 160. On observe, sur la figure 1 , que le détendeur principal 105 est disposé entre un premier réseau de gaz 110 à une première pression et un deuxième réseau de gaz 115 à une deuxième pression. On note que le gaz dans le deuxième réseau présente une pression inférieure à la pression du gaz dans le premier réseau. Dans ce mode de réalisation, le détendeur principal 105 est une turbine (non représentée) couplée à une génératrice 101. La génératrice 101 produit une énergie électrique. Ainsi, une partie de l’énergie de détente est transformée en électricité. Préférentiellement, le rendement électrique de la génératrice 101 est au moins égal à 95%. On note que l’énergie électrique produite est, par exemple, utilisée pour alimenter une centrale électrique ou un réseau électrique.
La turbine 105 est à vitesse fixe ou à vitesse variable. L’utilisation d’une turbine à vitesse fixe nécessite l’ajout d’une vanne de détente en amont de la turbine pour maintenir la turbine sur sa courbe de fonctionnement en fonction des conditions opératoires fixées par notamment le débit, la pression et la température. Cependant, une perte de charge est présente dans la vanne et représente une perte non négligeable pour l’étape de détente, notamment liée à un éloignement des conditions opératoires du point de fonctionnement optimal. De plus, dans ces conditions, le rendement isentropique de la turbine diminue avec une diminution du débit. Préférentiellement, la turbine 105 est à vitesse variable. Ainsi, des rendements optimaux, notamment isentropiques, sont maintenus sur la plage de fonctionnement du dispositif. Dans des modes de réalisation, la turbine 105 réalise un cycle thermodynamique de rendement isentropique au moins égal à 90 %.
On observe, sur la figure 1 , que le système thermodynamique principal 120 est disposé en amont du détendeur principal 105, lorsque l’on suit la circulation du gaz à réchauffer. On note que le système thermodynamique principal 120 utilise un fluide calorifique 125 pour réchauffer le gaz à détendre dans le premier réseau 110.
Dans des modes de réalisation, le fluide calorifique 125 du système thermodynamique principal 120 présente les caractéristiques physico-chimiques suivantes :
- la température d’évaporation du fluide calorifique à basse pression, c’est-à-dire en aval de la détente réalisée par le détendeur secondaire 135, est inférieure à la température de la source de chaleur et
- la température de condensation à haute pression, c’est-à-dire en aval de la compression, est supérieure à la température de réchauffement du gaz à détendre.
Ainsi, dans ces conditions, le dispositif 100 réalise un cycle thermodynamique optimal, en adéquation avec les contraintes de transfert thermique, de transformation physique et de rendement prédéterminées par l’opérateur. Dans ces modes de réalisation, le fluide calorifique 125 du système thermodynamique principal 120 comporte au moins un composé choisi, par exemple, parmi le dioxyde de carbone, l’éthane, le propane, le propylène, le butane ou l’ammoniac. Préférentiellement, le fluide calorifique du système thermodynamique principal comporte au moins un composé choisi parmi le propane, le propylène et l’ammoniac. On note que le PRG 100 du dioxyde de carbone, du propane, du propylène et de l’ammoniac est respectivement égal à 1 ; 3 ; 1 ,8 et 0. On note que les fluides calorifiques appartenant à la famille des halocarbures, tels que les hydrofluorocarbures d’acronyme « H FC », les hydrochlorofluorocarbures d’acronyme « HCFC » ou les chlorofluorocarbures d’acronyme « CFC », présentent des PRG 100 compris entre 120 à 10 000. Chaque fluide calorifique choisi parmi le dioxyde de carbone, l’éthane, le propane, le propylène, le butane ou l’ammoniac présente donc un PRG 100 réduit comparé aux fluides calorifiques appartenant à la famille des halocarbures. De plus, ces fluides calorifiques, présentant un PRG 100 réduit, respectent la règlementation « F-GAS numéro 517/2014/UE ». Ainsi, dans ces modes de réalisation, le fluide calorifique présente une toxicité, un caractère polluant et un potentiel de réchauffement global diminués comparés à un fluide calorifique usuellement utilisé, appartenant notamment à la famille des halocarbures. On observe, sur la figure 1 , que l’échangeur thermique 130 du système thermodynamique principal 120 réalise un transfert de chaleur du fluide calorifique 125 vers le gaz à détendre présent dans le premier réseau de gaz 110.
On note que le fluide calorifique 125 se condense à une température supérieure à une température prédéterminée du gaz en amont de la détente réalisée par le détendeur principal 105. Par exemple, si la température prédéterminée du gaz naturel avant la détente est égale à 27°C, la température de condensation du fluide calorifique 125 est supérieure à 27°C. On note que, dans l’exemple précédent, la température visée du gaz naturel en aval de la détente est égale à 0°C. Les fluides calorifiques tels que le propane, le propylène et l’ammoniac présentent notamment des températures de condensation égales à 60°C respectivement à des pressions égales à 20 barg ; 24 barg et 26 barg. Ces fluides calorifiques peuvent donc être utilisés dans le dispositif, par exemple, pour le réchauffement du gaz naturel, présentant une température égale à 27°C en amont du détendeur principal 105 et une température visée égale à 0°C en aval du détendeur principal 105.
On note qu’en sortie de l’échangeur thermique 130, la température du fluide calorifique 125 est supérieure à la température du gaz réchauffé. Préférentiellement, en sortie de l’échangeur thermique 130, la température du fluide calorifique 125 est égale à sa température d’ébullition. La considération du fluide 125 à sa température d’ébullition est importante afin d’optimiser l’efficacité du transfert de chaleur latente de condensation du fluide calorifique 125. Dans ces modes de réalisation, l’échange thermique réalisé dans l’échangeur thermique 130 correspond à une différence minimisée entre les températures, en sortie de l’échangeur thermique 130, du fluide calorifique et du gaz réchauffé. Préférentiellement, la différence de température est comprise entre 2°C et 3°C.
On observe, sur la figure 1 , que le détendeur secondaire 135 est disposé en aval de l’échangeur thermique 130 lorsque l’on suit la circulation du fluide calorifique 125. Le détendeur secondaire 135 détend le fluide calorifique à une pression et une température d’évaporation. Par exemple, le détendeur secondaire 135 est une vanne de détente. On observe, sur la figure 5, une vue schématique d’un cinquième mode de réalisation du dispositif 500 objet de l’invention, dans lequel le détendeur secondaire 135 du système thermodynamique principal 520 est une turbine de détente couplée au compresseur principal 160. La turbine de détente secondaire 135 est également appelée « turboexpander » en anglais.
On observe, sur la figure 1 , que le séparateur 140 est disposé en aval du détendeur secondaire 135. Le séparateur 140 sépare le flux de fluide calorifique en un flux de liquide calorifique 145 et un flux de gaz calorifique 150. Le séparateur 140 est un séparateur connu de la personne du métier. Par exemple, le séparateur 140 est un ballon flash. Le flux de liquide calorifique 145 est ensuite transféré à l’évaporateur 155. L’évaporateur 155 évapore le liquide calorifique 145 en gaz calorifique 150.
Dans des variantes, le séparateur 140 et l’évaporateur 155 sont confondus. Autrement dit, le séparateur 140 et l’évaporateur 155 sont combinés en un seul équipement. Cet équipement est, par exemple, un échangeur Kettle connu de la personne du métier.
Dans ces modes de réalisation, l’évaporateur 155 est alimenté, au moins en partie, par une source de chaleur. Préférentiellement, la différence entre les températures, en sortie de l’évaporateur 155, du fluide calorifique vaporisé 150 et du fluide provenant de la source de chaleur, est comprise préférentiellement entre 2°C et 3°C. On note que la valeur d’une telle différence de température varie selon la nature de l’évaporateur 140 et la source de chaleur. De plus, la valeur d’une telle différence de températures conditionne la température d’évaporation et donc la pression d’équilibre d’évaporation du fluide calorifique en sortie du détendeur secondaire 135.
Dans ces modes de réalisation, l’évaporateur 155 est alimenté, au moins en partie, par une source de chaleur de récupération 102. On note que les sources de chaleur de récupération correspondent à des sources de chaleur dites « fatales » ou « gratuites ». Les sources de chaleur sont sélectionnées en fonction de la localisation du dispositif 100. Le tableau 1 montre des exemples de sources de chaleur de récupération en fonction de la localisation du dispositif. [Table 1]
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On note que les sources de chaleur de récupération énoncées précédemment sont également valables pour les dispositifs 200, 300, 400, 500, et 600 décrits précédemment ou postérieurement. On note que, lorsque l’évaporateur 155 est alimenté par une source de chaleur de récupération 102, la température d’évaporation du fluide calorifique 125 en sortie du détendeur secondaire 135 est inférieure à la température de la source de chaleur 102. Autrement dit, le fluide calorifique 125 s’évapore à une température inférieure à la température de la source de chaleur
102. Par exemple, si la source de chaleur est de l’air ambiant ou un cours d’eau et présente une température sensiblement égale à 0°C, la température d’évaporation du fluide calorifique est inférieure à 0°C. Les fluides calorifiques tels que le propane, le propylène et l’ammoniac présentent des températures d’évaporation égales à -10°C respectivement à des pressions égales à 2,5 barg ; 3,3 barg et 2,9 barg. Ces fluides calorifiques peuvent donc être utilisés dans le dispositif, par exemple, lors d’un échange thermique dans l’évaporateur 155 avec notamment une source de chaleur de récupération 102 présentant une température sensiblement égale à 0°C. Autrement dit, ces fluides calorifiques initialement liquides sont réchauffés et donc vaporisés dans l’évaporateur 155 par transfert de chaleur provenant notamment de la source de chaleur de récupération 102.
Dans ces modes de réalisation, tels que celui représenté en figure 1 , le dispositif 100 comporte, de plus, un système thermodynamique secondaire utilisant un deuxième fluide calorifique, comportant un moyen de transfert thermique réalisant un échange thermique dans l’évaporateur 155 entre le deuxième fluide calorifique et le liquide calorifique 145 à évaporer. Notamment, le système thermodynamique secondaire produit le deuxième fluide calorifique froid utilisé ensuite comme une source froide 103. Autrement dit, l’évaporateur 155 est un échangeur qui transmet les frigories au deuxième fluide calorifique utilisé ensuite comme une source froide
103. Par exemple, le transfert de frigories est réalisé directement ou par l’intermédiaire d’une boucle secondaire (non représentée) comportant, par exemple, un deuxième fluide calorifique comportant de l’eau glycolée.
Dans ces modes de réalisation, le fluide calorifique en sortie de l’évaporateur 155, par exemple mélangé également avec le flux de gaz calorifique 150, est surchauffé en amont de l’injection dans le compresseur principal 160. Par exemple, le surchauffage du flux de gaz calorifique correspond à une augmentation de température comprise entre 1 °C à 2 °C. Le surchauffage du gaz calorifique est réalisé par tout moyen connu de la personne du métier. Ainsi, l’injection de gouttes dans le compresseur principal 160 est évitée.
On observe, sur la figure 1 , que le compresseur principal 160 est disposé en aval de l’évaporateur 155 et en amont de l’échangeur thermique 130. Le compresseur principal 160 comprime le gaz calorifique 150 issu du séparateur 140 et issu de l’évaporateur 155. Autrement dit, le gaz calorifique en amont de la compression, initialement à une pression d’équilibre d’évaporation, est comprimé jusqu’à une pression d’équilibre de condensation.
Dans ces modes de réalisation, lorsque le détendeur principal 105 est une turbine couplée à une génératrice 101 , le compresseur principal 160 est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice 101 . Dans ces modes de réalisation, le compresseur principal 160 réalise un cycle thermodynamique de rendement isentropique au moins égal à 75%.
On note que le taux de compression influence le rendement de compression et la température du fluide calorifique en aval de la compression. Le taux de compression est à minimiser afin d’améliorer le rendement global du dispositif. Une diminution du taux de compression est obtenue notamment en diminuant la température de condensation du fluide calorifique 125 en sortie d’échangeur thermique 130 et en augmentant la température d’évaporation du fluide calorifique 125 en sortie du détendeur secondaire 135. Dans des variantes, lorsque par exemple, le taux de compression est supérieur à une valeur limite prédéterminée par l’utilisateur, la compression du flux de gaz calorifique est divisée en plusieurs étages.
On note qu’en sortie de compresseur principal 160, le fluide calorifique 125 est dans un état de vapeur surchauffée. Comme mentionné précédemment, la différence entre la température en sortie de l’échangeur thermique 130 du fluide calorifique et la température du gaz naturel à détendre est préférentiellement comprise entre 2°C et 3°C. Une telle différence de température préférentielle est justifiée par l’explication suivante. En sortie de compresseur principal 160, le fluide calorifique 125 est dans un état de vapeur surchauffée et entre dans l’échangeur thermique 130. Le fluide calorifique 125 ressort de l’échangeur thermique 130 à sa température d’ébullition correspondant à la température en sortie de l’échangeur thermique 130. Une augmentation de la température en sortie de l’échangeur thermique 130 du fluide calorifique entraîne une augmentation de la pression du même fluide calorifique, ayant pour conséquence d’augmenter le besoin de compression réalisée par le compresseur principal 160. Une augmentation du besoin de compression entraîne une diminution du rendement global du dispositif. Ainsi, une diminution de la température du fluide calorifique en sortie de l’échangeur thermique 130 est, par exemple, réalisée afin de diminuer le besoin de compression. Cette diminution de température correspond à une diminution de la différence de température énoncée précédemment.
Par exemple, le fluide calorifique du système thermodynamique principal 120 réalise le cycle thermodynamique suivant :
- le fluide calorifique est comprimé par le compresseur principal 160 à haute pression. Le compresseur principal 160 consomme une énergie électrique produite par la génératrice 101 couplée à la turbine 105 ;
- le fluide calorifique comprimé est condensé en transmettant ses calories au gaz à détendre dans l’échangeur thermique 130. En sortie d’échangeur thermique, le fluide calorifique est à sa température d’ébullition et à haute pression ;
- le fluide calorifique condensé est détendu à basse pression par le détendeur secondaire 135. En sortie du détendeur secondaire 135, le fluide calorifique présente deux phases, une phase liquide 145 et une phase vapeur 150 ;
- le flux de liquide calorifique 145 est évaporé dans l’évaporateur 155. La vapeur obtenue est rassemblée avec le flux de vapeur calorifique 150, le fluide calorifique obtenu est éjecté au compresseur principal 160 pour un nouveau cycle.
On note que le cycle thermodynamique décrit précédemment pour le système thermodynamique principal 120 est également valable pour chaque système thermodynamique principal 320, 420, 520, respectivement des dispositifs 200, 320, 420 et 520. On observe, sur la figure 2, une vue schématique d’un deuxième mode de réalisation du dispositif 200 objet de l’invention, dans lequel le système thermodynamique principal 220 comporte un deuxième échangeur thermique 231 disposé en aval du premier échangeur 130, entre le fluide calorifique 125 en sortie du premier échangeur 130 et le gaz à détendre présent dans le premier réseau de gaz 110, pré-réchauffant le gaz à détendre. On remarque que le deuxième échangeur thermique 231 est également appelé « booster ». On note que le deuxième échangeur thermique 231 sous-refroidit le fluide calorifique. Dans ces modes de réalisation, l’échange thermique réalisé dans le deuxième échangeur thermique 231 correspond à une différence minimisée entre la température du fluide calorifique en sortie du deuxième échangeur thermique 231 , et la température du gaz 110 à réchauffer. Préférentiellement, lorsque le deuxième échangeur thermique 231 est un échangeur tube-calandre, la différence de température est comprise entre 8°C et 10°C. Dans des variantes, lorsque le deuxième échangeur thermique 231 est un échangeur à plaques, la différence de température est comprise entre 3°C et 5°C.
Dans des variantes, le premier échangeur thermique 130 et le deuxième échangeur thermique 231 sont confondus. Autrement dit, les fonctions de condensation et sous- refroidissement sont réalisées par un seul élément. Par exemple, le fluide calorifique 125 du système thermodynamique principal 220 réalise le cycle thermodynamique suivant :
- le fluide calorifique est comprimé par le compresseur principal 160 à haute pression, le compresseur principal 160 consomme une énergie électrique produite par la génératrice 101 couplée à la turbine 105 ;
- le fluide calorifique comprimé est condensé dans le premier échangeur thermique 130 en transmettant ses calories au gaz à détendre pré-réchauffé ;
- le fluide calorifique condensé est sous-refroidi dans le deuxième échangeur thermique 231 en transmettant ses calories au gaz à pré-réchauffer provenant du premier réseau 110 ;
- le fluide calorifique sous-refroidi est détendu à basse pression par le détendeur secondaire 135, on note qu'en sortie du détendeur secondaire 135 le fluide calorifique présente deux phases, une phase liquide 145 et une phase vapeur 150 ;
- le flux de liquide calorifique 145 est évaporé dans l’évaporateur 155, la vapeur obtenue est rassemblée avec le flux de vapeur calorifique 150, le fluide calorifique obtenu est éjecté au compresseur principal 160 pour réaliser un nouveau cycle.
On observe, sur la figure 3, une vue schématique d’un troisième mode de réalisation du dispositif 300 objet de l’invention, qui comporte un système thermodynamique secondaire 321 utilisant un deuxième fluide calorifique 326. Le système thermodynamique secondaire 321 comporte un moyen de transfert thermique réalisant un échange thermique dans l’évaporateur 155 entre le deuxième fluide calorifique 326 et le liquide calorifique 145 à évaporer.
On note que le système thermodynamique secondaire 321 correspond à une deuxième boucle de réfrigération. Notamment, l’évaporateur 155 du système thermodynamique principal 320 est alimenté en calories par le système thermodynamique secondaire 321. Notamment, le deuxième fluide calorifique 326 du système thermodynamique secondaire 321 fonctionne à plus basse température.
On observe que le système thermodynamique secondaire 321 comporte, de plus :
- un deuxième détendeur secondaire 336 qui détend le fluide calorifique secondaire en aval de l’évaporateur 155, et étant, par exemple, de même nature que le détendeur secondaire 135 ;
- un séparateur auxiliaire 341 , disposé en aval du deuxième détendeur secondaire 336, qui sépare le flux de fluide calorifique secondaire en un flux de gaz calorifique secondaire 351 et un flux de liquide calorifique secondaire 346, et étant, par exemple, de même nature que le séparateur 140 ;
- un évaporateur auxiliaire 356 disposé en aval du séparateur auxiliaire 341 et évaporant le liquide calorifique secondaire 346 en gaz calorifique secondaire 351 , et étant, par exemple, de même nature que l’évaporateur 155 ;
- un compresseur auxiliaire 361 , disposé en aval de l’évaporateur auxiliaire 356 et en amont de l’évaporateur 155, comprimant le gaz calorifique secondaire 351 issu directement du séparateur auxiliaire 341 et de l’évaporateur auxiliaire 356, formant le deuxième fluide calorifique gazeux comprimé 326, et étant, par exemple, de même nature que le compresseur principal 160.
Dans ces modes de réalisation, le système thermodynamique secondaire 321 produit le liquide calorifique secondaire 346 utilisé comme une source froide 103. Notamment, le transfert de frigories provenant du liquide calorifique secondaire 346 est réalisé directement ou par l’intermédiaire d’une boucle tertiaire (non représentée) comportant, par exemple, un troisième fluide calorifique comportant de l’eau glycolée. Par exemple, l’évaporateur auxiliaire 356 est un échangeur thermique transmettant les frigories du liquide calorifique secondaire 346 à un troisième fluide calorifique utilisé par la suite comme une autre source froide 103.
Dans ces modes de réalisation, le système thermodynamique secondaire 321 est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice 101. Par exemple, comme représenté en figure 3, le compresseur auxiliaire 356 est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice 101. Dans ces modes de réalisation, l’évaporateur auxiliaire 356 est alimenté, au moins en partie, par une source de chaleur de récupération 102.
Dans des modes de réalisation, le système thermodynamique secondaire 321 récupère des calories d’une source de chaleur, par exemple de récupération 102, plus froide, c’est-à-dire présentant une température inférieure à la température d’une autre source de chaleur de récupération utilisée directement par l’évaporateur 155 du système thermodynamique principal 320. De plus, lorsque l’évaporateur 155 est un évaporateur à air, la source de chaleur de récupération 102 étant l’air, l’utilisation d’un système thermodynamique secondaire 321 permet d’augmenter les capacités de cet évaporateur à air.
Par exemple, les transformations thermodynamiques du premier fluide calorifique liquide 145 réalisées par l’évaporateur 155 du système thermodynamique principal 320, et du liquide calorifique secondaire 346 réalisées par l’évaporateur auxiliaire 356 du système thermodynamique secondaire 321 sont représentées dans le tableau 2. On note que, dans cet exemple, le premier fluide calorifique liquide 145 est du propane, le deuxième fluide calorifique 346 est du dioxyde de carbone et la source de chaleur de récupération 102 est l’air.
[Table 2]
Figure imgf000016_0001
On note que, dans cet exemple, l’utilisation du système thermodynamique secondaire 321 permet notamment d’augmenter, comparé à l’utilisation d’un système thermodynamique principal 320 unique, la différence entre la température du dioxyde de carbone dans l’évaporateur auxiliaire 356 et la température de l’air ambiant. Ainsi, le dioxyde de carbone, en tant que deuxième fluide calorifique 326, récupère de manière plus efficace des calories présentes dans l’air ambiant, comparé à l’utilisation d’un système thermodynamique principal 320 unique.
On observe, sur la figure 4, une vue schématique d’un quatrième mode de réalisation du dispositif 400 objet de l’invention, dans lequel la détente du gaz naturel est réalisée, au moins, en deux étages. On définit un ratio de détente par une pression en amont de la détente divisée par une pression en aval de la détente. Par exemple, une détente est réalisée en deux étages lorsque le ratio de détente est supérieur à une valeur limite prédéterminée fixée par l’utilisateur. Notamment, lorsque la valeur du ratio de détente augmente, la température du gaz naturel réchauffé augmente, ainsi que la température et la pression d’équilibre de condensation du fluide calorifique 125. En conséquence, le ratio de compression et la puissance du compresseur principal 160 augmentent, et le rendement isentropique du compresseur principal 160 diminue. Lorsque le ratio de détente est considéré comme élevé par l’utilisateur, une détente en plusieurs étages est, par exemple, réalisée. On note que la détermination du nombre d’étages de détente dépend des conditions opératoires et de la technologie des équipements. Par exemple, à cette fin et en vue d’une optimisation du dispositif 400, une étude technico-économique est réalisée. Préférentiellement, un ratio de détente est constant entre deux étages. Ainsi, l’optimum économique et énergétique d’une détente est atteint.
Dans ces modes de réalisation, le système thermodynamique principal 420 comporte, de plus, un échangeur thermique auxiliaire 431. On remarque que l’échangeur thermique auxiliaire 431 est disposé en aval du premier détendeur principal 105 et en amont du deuxième détendeur principal 406, et réchauffe le gaz naturel pré-détendu en sortie du premier détendeur principal 105 et issu du deuxième réseau 115. Notamment, le gaz naturel présent dans le premier réseau 110 réalise les étapes thermodynamiques suivantes : - le gaz naturel du premier réseau de gaz 110 est pré-réchauffé par le premier échangeur thermique 130,
- le gaz naturel pré-réchauffé du réseau 111 est pré-détendu par le premier détendeur principal 105,
- le gaz naturel pré-détendu du deuxième réseau 115 est réchauffé par l’échangeur thermique auxiliaire 431 , et
- le gaz naturel réchauffé du réseau 112 est détendu par le deuxième détendeur principal 406 pour former, par exemple, un gaz naturel détendu d’un réseau de distribution 113.
Dans ces modes de réalisation, le premier détendeur principal 105 et le deuxième détendeur principal 406 sont des turbines couplées à des génératrices d’électricité, 101 et 407.
On note, sur la figure 4, que le fluide calorifique 125 réchauffant le gaz naturel du réseau 111 dans l’échangeur thermique auxiliaire 431 est issu du compresseur principal 160. Notamment, en aval du compresseur principal 160, le fluide calorifique compressé est divisé en deux flux. Un flux de fluide calorifique réchauffe, dans l’échangeur thermique auxiliaire 431 , le flux de gaz naturel issu du deuxième réseau 115. Un autre flux de fluide calorifique réchauffe, dans le premier échangeur thermique 130, le flux de gaz naturel issu du premier réseau 110. On remarque également que les flux de fluide calorifique, issus respectivement du premier échangeur thermique 130 et de l’échangeur thermique auxiliaire 431 , sont ensuite rassemblés en amont de la détente réalisée par le détendeur secondaire 135.
Globalement, dans tous les modes de réalisation, le taux de compression du compresseur principal 160 a une influence sur le rendement de compression et la température du gaz calorifique comprimé. Le taux de compression est à minimiser afin d’améliorer le rendement global du dispositif. Notamment, une diminution du taux de compression correspond à une diminution de la température de condensation du fluide calorifique en sortie d’échangeur thermique 130 et à une augmentation de la température d’évaporation du fluide calorifique en sortie du détendeur secondaire 135. Lorsque le taux de compression est supérieur à une valeur limite prédéterminée par l’utilisateur, la compression du fluide calorifique est réalisée, par exemple, en plusieurs étages, telle que représentée en figure 6. On observe, sur la figure 6, une vue schématique d’un sixième mode de réalisation du dispositif 600 objet de l’invention, dans lequel le système thermodynamique principal 620 comporte un compresseur secondaire 661 en amont du compresseur principal 160, pré-comprimant le gaz calorifique 150.
Dans ces modes de réalisation, l’évaporateur 155 en amont de l’injection dans le compresseur principal 160 réalise un échange thermique et refroidit le gaz calorifique précomprimé. Par exemple, le fluide calorifique du système thermodynamique principal 620 réalise le cycle thermodynamique suivant :
- le fluide calorifique est comprimé par le compresseur principal 160 à haute pression, le compresseur principal 160 consomme une énergie électrique produite par la génératrice 101 couplée à la turbine 105 ; - le fluide calorifique comprimé est condensé dans l’échangeur thermique 130 en transmettant ses calories au gaz à détendre pré-réchauffé ;
- le fluide calorifique condensé est détendu à basse pression par le détendeur secondaire 135, et en sortie du détendeur secondaire 135 le fluide calorifique présente deux phases, une phase liquide 145 et une phase vapeur 150 ;
- le flux de liquide calorifique 145 est évaporé dans l’évaporateur 155, la vapeur obtenue est rassemblée avec le flux de vapeur calorifique 150 pour former le flux de gaz calorifique à précomprimer ;
- le flux de gaz calorifique est pré-comprimé dans le compresseur secondaire 661 pour former le gaz calorifique pré-comprimé 662, le compresseur secondaire 661 étant, par exemple, de même nature que le compresseur principal 160 ;
- le flux de gaz calorifique pré-comprimé 662 est refroidi en réchauffant le flux de liquide calorifique 145 dans l’évaporateur 155, on note qu’une source de chaleur, par exemple de récupération 102, est utilisée en complément pour alimenter, au moins en partie, l’évaporateur 155 et réaliser l’évaporation du liquide calorifique 145 ; et
- le gaz calorifique refroidi 663 est injecté au compresseur principal 160 pour réaliser un nouveau cycle.
Dans ces modes de réalisation, le compresseur principal 160 et le compresseur secondaire 661 sont alimentés, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice 101 .
On observe, sur la figure 7, les étapes d’un mode de réalisation particulier du procédé 700 objet de l’invention, qui comporte :
- une étape de détente principale 730 du gaz transporté entre un premier réseau de gaz à une première pression et un deuxième réseau de gaz à une deuxième pression inférieure à la première pression, et en amont de l’étape de détente principale :
- une étape d’échange thermique 725 entre un fluide calorifique comprimé et le gaz transporté à détendre qui réchauffe le gaz à détendre,
- une étape de détente secondaire 705 du fluide calorifique refroidi en sortie de l’étape d’échange thermique,
- une étape de séparation 710 du flux du fluide calorifique, en sortie de l’étape de détente secondaire, en un flux de liquide calorifique et un flux de gaz calorifique,
- une étape d’évaporation 715 du flux de liquide calorifique en gaz calorifique et
- une étape de compression 720 qui comprime le gaz calorifique en sortie de l’étape de séparation et/ou en sortie de l’étape d’évaporation et qui forme le fluide calorifique comprimé.
Préférentiellement, les dispositifs, 100, 200, 300, 400, 500, 600, 800, 4000 ou 5000 sont configurés pour mettre en œuvre les étapes du procédé 700 et leurs modes de réalisation tels qu’exposés ci-dessus. Les exemples 1 , 2, 3 et 4 décrits ci-dessous sont des exemples d’application du dispositif objet de l’invention. Dans les exemples 1 à 4, le fluide calorifique est du propane, le rendement isentropique de turbine est égal à 90%, le rendement de génératrice est égal à 96%, le rendement moteur du compresseur est égal à 96% et le rendement isentropique de compresseur est égal à 75%.
Dans l’exemple 1 , une détente de 1500 Nm3/h de gaz naturel de 10 à 4 barg est réalisée. Le gaz naturel est réchauffé de 7,0°C à 44,7°C. Les tableaux 3 et 4 détaillent les conditions de pression et de température appliquées au gaz naturel et au fluide calorifique dans le dispositif 100 : [Table 3]
Figure imgf000019_0001
Nature du fluide : gaz naturel.
[Table 4]
Figure imgf000019_0002
Nature du fluide : fluide calorifique : propane.
On note que la production nette d’énergie électrique par le dispositif 100 objet de l’invention, dans les conditions de l’exemple 1 , est égale à 18,7 kWe. On note également que la puissance nécessaire à l’évaporateur 155 est égale à 19,0 kW, ainsi l’utilisation d’un évaporateur 155 à air ou à géothermie superficielle est envisageable dans ces conditions. On rappelle que l’utilisation d’air ou de géothermie superficielle ne permet pas de réchauffer directement le gaz naturel à une température égale à 44,7°C en amont de la détente. De plus, un dispositif de l’art antérieur comportant un système thermodynamique de récupération des frigories du gaz en aval de détente, produit un gaz en aval de détente présentant une température égale à -30°C. On note que la température du gaz en aval de détente est inférieure à la température de formation d’hydrate égale à -19°C. Ainsi, l’utilisation du dispositif de l’art antérieur limite la récupération d’énergie ou nécessite la mise en œuvre de plusieurs étages de détente. Dans l’exemple 2, une détente de 300 000 Nm3/h de gaz naturel de 58 à 38 barg est réalisée. Le gaz naturel est réchauffé de 7°C à 27°C. Le dispositif 100 objet de l’invention est comparé à un dispositif de l’art antérieur mentionné précédemment mettant en œuvre l’utilisation d’un réseau de chaleur urbain puisant une énergie thermique depuis une source géothermale. Les tableaux 5 et 6 détaillent les conditions de pression et de température appliquées au gaz naturel et au fluide calorifique dans le dispositif 100 :
[Table 5]
Figure imgf000020_0001
Nature du fluide : gaz naturel.
[Table 6]
Figure imgf000020_0002
Nature du fluide : fluide calorifique : propane.
Dans l’exemple 2, le tableau 7 résume la production d’électricité et la chaleur achetée lors de l’utilisation du dispositif 100 objet de l’invention et le dispositif de l’art antérieur précédemment cité : [Table 7]
Figure imgf000021_0001
On note que le dispositif 100 objet de l’invention consomme, dans les conditions appliquées, une quantité de chaleur achetée nulle, et donc inférieure au dispositif de l’art antérieur. Dans cet exemple, la chaleur achetée associée au dispositif 100 est nulle puisque le dispositif 100 consomme une chaleur fatale ou gratuite.
Dans l’exemple 3, une détente de 600 000 Nm3/h de gaz naturel de 58 à 38 barg est réalisée. Le gaz naturel est réchauffé de 7°C à 27°C. Le dispositif 100 objet de l’invention est comparé à un dispositif de l’art antérieur mentionné précédemment mettant en œuvre l’utilisation d’un réseau de chaleur urbain puisant une énergie thermique depuis une source géothermale. Notamment, les dispositifs de l’exemple 3 sont utilisés afin d’effectuer un transfert thermique avec un réseau de chaleur urbain d’acronymes « RCU ». Le dispositif de l’art antérieur présente :
- un premier échangeur thermique comportant un premier fluide calorifique et réchauffant le gaz naturel à détendre, et
- un deuxième échangeur thermique comportant un deuxième fluide, par exemple de l’eau, circulant dans le réseau de chaleur urbain et configuré pour réchauffer le premier fluide calorifique. Notamment, le tableau 8 illustre un mode de réalisation du dispositif de l’art antérieur, avec les conditions de température de chaque fluide :
[Table 8]
Figure imgf000021_0002
On note que le dispositif de l’art antérieur présente des contraintes, notamment concernant le transfert de chaleur du RCU vers le gaz naturel. Le transfert de chaleur du RCU vers le gaz naturel est limité par la température du gaz naturel à 8°C et les différences de température des différents flux entre le premier et le deuxième échangeur.
Les tableaux 9 et 10 détaillent les conditions de pression et/ou de température appliquées au gaz naturel, au fluide calorifique dans le dispositif 100 : [Table 9]
Figure imgf000022_0001
Nature du fluide : gaz naturel.
[Table 10]
Figure imgf000022_0002
On note que, dans l’évaporateur 155, un échange thermique est réalisé entre le fluide, par exemple de l’eau, présent dans le RCU et le liquide calorifique 145 du dispositif 100. Dans l’exemple 3, le RCU correspond à une source de chaleur de récupération 102. Autrement dit, le fluide présent dans le RCU réchauffe le liquide calorifique 145 qui s’évapore en gaz calorifique. Le fluide présent dans le RCU présente :
- en amont de l’évaporateur 155, une température égale à 35°C, et
- en aval de l’évaporateur 155, une température égale à 2°C. On note que la température de 2°C est prédéterminée pour éviter le gel de l’eau circulant dans le RCU.
Dans l’exemple 3, le tableau 11 résume la production d’électricité et la chaleur achetée lors de l’utilisation du dispositif 100 objet de l’invention et le dispositif de l’art antérieur précédemment cité : [Table 11]
Figure imgf000022_0003
Figure imgf000023_0001
On remarque, tout d’abord, que le dispositif 100 objet de l’invention utilisant comme source de chaleur de récupération 102 un RCU, permet de s’affranchir des contraintes précédemment citées dans le dispositif de l’art antérieur réalisant un transfert thermique avec un fluide d’un RCU. Les avantages sont les suivants :
- La quantité d’énergie récupérable au RCU augmente de 3,5 à 5,8 MW et la production nette d’électricité augmente de 2,8 à 4,3 MWe comparées au dispositif de l’art antérieur ; et
- la capacité de traitement de l’unité augmente de 300000 à 600000 Nm3/h et la production nette d’électricité augmente de 2,0 à 4,3 MWe comparées au dispositif 100 cité dans l’exemple 2 précédent.
Dans l’exemple 4, une détente de 35,0 KNm3/h de gaz naturel de 16 à 3,9 barg est réalisée. Le gaz naturel est réchauffé de 4°C à 75°C. Le dispositif 200 objet de l’invention est comparé à un dispositif de l’art antérieur. Dans cet exemple, le dispositif de l’art antérieur comporte deux étages de détente. On note que le dispositif de l’art antérieur comporte les éléments suivants réalisant la détente étagée du gaz naturel :
- une première vanne de détente secondaire,
- une première turbine de détente principale,
- un premier échanger thermique de l’art antérieur,
- une deuxième vanne de détente secondaire,
- une deuxième turbine de détente principale,
- un deuxième échanger thermique de l’art antérieur et
- une troisième vanne de détente secondaire.
Dans le dispositif de l’art antérieur, le fluide calorifique réchauffant le gaz naturel, utilisé dans le premier échangeur thermique et le deuxième échangeur thermique, présente une température en amont et en aval de l’échange thermique respectivement égale à 7,5°C et 1 ,0°C.
Le tableau 12 détaille les conditions de pression et de température appliquées au gaz naturel utilisé dans le dispositif de l’art antérieur : [Table 12]
Figure imgf000023_0002
Figure imgf000024_0001
Nature du fluide : gaz naturel.
On note que le dispositif de l’art antérieur met en œuvre une détente en deux étages pour maintenir une température du gaz supérieure à -20°C afin d’éviter la température de formation d’hydrate. Les tableaux 13 et 14 détaillent les conditions de pression et de température, appliquées au gaz naturel et au fluide calorifique dans le dispositif 200 : [Table 13]
Figure imgf000024_0002
Nature du fluide : gaz naturel.
[Table 14]
Figure imgf000024_0003
Figure imgf000025_0001
Dans l’exemple 4, le tableau 15 résume la production d’électricité et la production de froid lors de l’utilisation d’un dispositif de l’art antérieur et du dispositif 200 objet de l’invention : [Table 15]
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On note que le dispositif 200 objet de l’invention présente les avantages supplémentaires suivants comparés au dispositif de l’art antérieur :
- la production nette d’électricité du dispositif 200 augmente de 40% et
- la production de froid du dispositif 200 augmente de 25% lorsque l’évaporateur 155 du dispositif 200 est couplé à un système thermodynamique secondaire générant un deuxième fluide calorifique froid utilisé comme une source froide. De plus, les performances du dispositif 200 sont encore améliorées lorsque la température visée en sortie du détendeur augmente. Cette augmentation présente les avantages suivants :
- le gaz est réchauffé davantage avant sa détente nécessitant de récupérer plus de chaleur dans la source de chaleur. Cela constitue une plus-value pour le rendement global du procédé lorsque ces frigories sont valorisées ; - la turbine récupère plus d’énergie avec un gaz plus chaud en amont et pour un même ratio de détente.
En contrepartie, l’augmentation de température du gaz implique une pression plus élevée en sortie compresseur et donc une augmentation de la consommation électrique du compresseur. Cependant, dans l’ensemble, les plus-values sont supérieures aux moins-values. Dans l’exemple 4, le tableau 16 résume la production d’électricité et la production de froid lors de l’utilisation d’un dispositif de l’art antérieur et deux dispositifs 200 objets de l’invention présentant chacun une température en sortie de turbine égale à 0°C ou 15°C : [Table 16]
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On note qu’augmenter la température sortie de 0°C à 15°C améliore le gain du dispositif 200 objet de l’invention comparé au dispositif de l’art antérieur. De plus, le gain total d’énergie est égal à :
- +32% pour un dispositif 200 objet de l’invention avec une température en sortie de turbine égale à 0°C, et
- +42% pour un dispositif 200 objet de l’invention avec une température en sortie de turbine égale à 15°C.
Ainsi, le gain total d’énergie est augmenté pour un dispositif 200 avec une température en sortie de turbine égale à 15°C, comparé au dispositif 200 avec une température sortie turbine égale à 0°C. On note également qu’une production plus importante de froid est obtenue pour un dispositif 200 avec une température en sortie de turbine égale à 15°C.
Dans des modes de réalisation (non représentés), le dispositif comporte, de plus, un automate d’adaptation. L’automate d’adaptation ajuste les conditions de fonctionnement du dispositif en fonction de la température du gaz à détendre. Par exemple, dans un réseau de transport, les conditions opératoires, telles que le débit, la pression et la température, sont soumises à de fortes variations journalières et saisonnières. Par exemple, la consommation de gaz est plus élevée en hiver avec des pics de consommation le matin et le soir. On note que ces débits élevés représentent un potentiel de valorisation important de l’énergie de détente. En hiver, la température du gaz peut descendre jusqu’à 5°C, ce qui augmente le besoin de chaleur avant une détente. À l’opposé, en été les consommations sont réduites avec des températures du gaz pouvant atteindre 25°C. Le besoin de réchauffage est plus faible mais le potentiel de valorisation est également réduit du fait du faible débit. Dans ces modes de réalisation, le dispositif s’adapte aux conditions opératoires avec un Automate Programmable Industriel (d’acronyme « API »). L’API est capable de fixer des consignes opératoires et d’ajuster des paramètres tels que : - le débit de fluide calorifique,
- la pression de refoulement du compresseur et/ou
- la quantité de chaleur absorbée à l’évaporateur.
Dans ces modes de réalisation, les leviers d’actions de l’API sont, par exemple : la puissance du compresseur, le niveau de liquide dans l’évaporateur et le pourcentage d’ouverture du détendeur secondaire. Il est également possible d’installer une ligne de recirculation avec une vanne de régulation entre le refoulement du compresseur et l’entrée de l’évaporateur de façon à augmenter la plage de fonctionnement du dispositif. Ainsi le compresseur peut fonctionner à sa puissance la plus faible et seulement une partie du débit de fluide calorifique circule vers le réchauffeur de gaz naturel. L’autre partie tourne en rond entre le compresseur et l’évaporateur.
Ainsi, l’API ajuste notamment les variables opératoires à partir de consignes déterminées par un opérateur. Un niveau supplémentaire d’automatisme est donc intégré au dispositif pour optimiser le rendement global par une gestion automatique des consignes et de la configuration du système.
Dans ces conditions, l’optimisation va dépendre des bilans de production et de consommation mais aussi des tarifs d’achat et de vente des différentes utilités. De façon simplifiée, le tableau 17 résume les bénéfices et pertes du procédé pour deux cas : avec ou sans valorisation des frigories à l’évaporateur.
[Table 17]
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depuis une source de chaleur fatale ou gratuite, par exemple depuis l’air ambiant ou depuis la mer.
Dans des variantes, un calcul d’optimisation technico-économique réalisée par un automate de gestion permet d’orienter en temps réel les consignes opératoires vers un extrême ou un autre. Autrement dit, les consignes opératoires sont modifiées en temps réel. Cet automate prend également en considération les contraintes techniques et les paramètres des équipements, tels que le rendement compresseur en fonction du ratio de pression, la TMA liée à une température de formation d’hydrate en fonction de la teneur en eau et de la pression.
Une variabilité des conditions opératoires sur le réseau de transport implique notamment une nécessité d’adaptation du dispositif de valorisation de l’énergie de détente. Cette adaptation est réalisée dans certains modes de réalisation, par exemple, par un API couplé optionnellement à un automate de gestion réalisant en temps réel des calculs technico-économiques, ajustant les consignes opératoires et modifiant la configuration du dispositif, par exemple en court-circuitant (ou dérivant, en anglais « by-pass ») le finisseur.
On observe, sur la figure 8, une vue schématique d’un septième mode de réalisation du dispositif 800 objet de l’invention, qui comporte, de plus, un échangeur thermique subsidiaire 801 disposé en aval du détendeur principal 105. On note que l’échangeur thermique subsidiaire 801 est configuré pour récupérer des frigories 104 provenant du gaz présent dans le deuxième réseau 115 et détendu par le détendeur principal 105. On note que l’échangeur thermique subsidiaire est également appelé finisseur. Par exemple, dans l’échangeur thermique subsidiaire 801 , un fluide calorifique subsidiaire réchauffe le gaz détendu 115. Autrement dit, le fluide calorifique subsidiaire récupère les frigories 104 du gaz détendu. En récupérant ces frigories 104, le fluide calorifique subsidiaire devient un fluide frigorifique subsidiaire.
Dans des modes de réalisation, l’échangeur thermique subsidiaire 801 du dispositif 800 transfère les frigories provenant du gaz détendu présent dans le deuxième réseau 115 vers un réseau de froid par l’intermédiaire, par exemple, du fluide frigorifique subsidiaire.
Le graphique 900 représenté en figure 9 montre une étude de sensibilité de certains exemples du dispositif objet de l’invention en fonction de la température visée en sortie d’une turbine 105. Sur le graphique représenté en figure 9, l’axe des ordonnées correspond à la puissance en kilowatt (kW) et l’axe des abscisses correspond à la température en sortie de turbine en degrés Celsius (°C). Dans ces exemples, la source de chaleur est égale à 0°C. La production nette d’électricité et la production de frigories sont représentées en fonction de la température visée en sortie de la turbine de détente 105 couplée à une génératrice 101 . On appelle « supérieur » tout ce qui est en haut en figure 9 et « inférieur » tout ce qui est en bas dans cette figure 9. Les termes « supérieur » et « inférieur » sont également utilisés pour une description relative de deux courbes afin de les distinguer. On observe, en figure 9, que quatre exemples du dispositif, comportant les caractéristiques suivantes, sont comparés :
- sans booster et sans finisseur, assimilable à un mode de réalisation du dispositif 100 ;
- sans booster et avec finisseur, assimilable à un mode de réalisation du dispositif 800 ;
- avec booster et sans finisseur, assimilable à un mode de réalisation du dispositif 200 et
- avec booster et avec finisseur.
Les courbes suivantes sont représentées sur le graphique en figure 9 :
- la courbe avec des points 901 correspond au bilan froid pour un exemple du dispositif avec booster et avec finisseur ;
- la courbe supérieure en trait discontinu 902 correspond au bilan froid pour un exemple du dispositif avec booster et sans finisseur, assimilable à un mode de réalisation du dispositif 200 ; - la courbe en alternance d’un trait suivi de deux points 903 correspond au bilan froid pour un exemple du dispositif sans booster et avec finisseur, assimilable à un mode de réalisation du dispositif 800 ;
- la courbe supérieure en trait plein 904 correspond au bilan froid pour un exemple du dispositif sans booster et sans finisseur, assimilable au dispositif 100 ;
- la courbe inférieure en trait discontinu 905 correspond au bilan électrique pour un exemple du dispositif avec booster et
- la courbe inférieure en trait continu 906 correspond au bilan électrique pour un exemple du dispositif sans booster.
D’après cette étude, le booster améliore significativement le bilan électrique. On note que cette amélioration est supérieure lorsque la température sortie turbine diminue. Cette étude montre également que pour maximiser la production de frigories, il est notamment nécessaire d’opérer à basse température avec un finisseur, au risque de s’approcher de la TMA. L’autre possibilité est d’opérer à haute température sans finisseur, mais au détriment de la production d’électricité.
Les modes de réalisation décrits ci-après sont compatibles avec tous les modes de réalisation décrits précédemment. Dans des modes de réalisation, le compresseur principal 160 est un surpresseur pneumatique 1000 comportant un piston libre. Les modes de réalisation du compresseur principal 1000 avec un piston libre sont représentés en figures 10 à 17. On rappelle que, dans un surpresseur à piston libre, le mouvement du piston répond uniquement à la pression du gaz, sans qu'une bielle l’actionne où le retienne. La personne du métier sait aisément remplacer ce piston libre par un surpresseur pneumatique à membranes, par exemple. Dans des variantes, le compresseur principal 160 est un surpresseur pneumatique à membranes.
On note que la description suivante associée aux modes de réalisation représentés en figures 10 à 15 mentionne le fonctionnement général d’un surpresseur 1000, ainsi que différentes variantes du surpresseur 1000. Ce fonctionnement et ces variantes sont applicables aux modes de réalisation des dispositifs 4000 et 5000 représentés respectivement en figures 16 et 17.
Dans ces modes de réalisation, tels que celui représenté en figure 10, lorsque le compresseur principal 160 est un surpresseur pneumatique 1000, le surpresseur permet, en récupérant l’énergie de détente d’un gaz, donc sans dépense d’énergie, de comprimer le fluide calorifique 125 injecté ensuite dans l’échangeur thermique 130, à proximité d’un réseau de gaz 1200 à la pression Pa et d’un réseau de gaz 1300 à la pression Pb, où Pa est supérieur à Pb. Dans ces modes de réalisation, le gaz du réseau amont 1200 est prélevé par une première conduite 3100 jusqu’à une entrée 1800 d’une chambre de détente d’un surpresseur 3000 à piston libre 1100. Une fois le gaz détendu, il rejoint le réseau de gaz aval 1300 par l’intermédiaire d’une deuxième conduite 3200. Par le biais d’un clapet 1500 d’entrée du fluide calorifique 125 provenant d’un évaporateur 155 par une troisième conduite 3300, dans une chambre de compression 2300 du surpresseur 3000 et d’un clapet 1600 de sortie du fluide calorifique 125 comprimé dans une quatrième conduite 3400. On note que le fluide calorifique 125 est comprimé à une pression Pc supérieure à Pa. Le fluide calorifique 125 comprimé est ensuite injecté dans l’échangeur thermique 130.
Dans des modes de réalisation, tels que celui représenté en figure 10, des éléments sont ajoutés pour l’automatisation du fonctionnement du suppresseur. Par exemple, une vanne 3150 pilotée par un débitmètre et positionnée sur la première conduite 3100 contrôle le débit de gaz vers le piston libre 1100 et positionnée sur la première conduite 3100. On note qu’une telle vanne est configurée pour ajuster la puissance du piston libre 1100. Dans des variantes, une ligne de recyclage du gaz calorifique 125 du surpresseur vers le système thermodynamique principal, 120, 220, 320, 420, 520, 620, 4020 ou 5020, est présente. Ainsi, lorsque la puissance délivrée par le piston libre est supérieure au besoin énergétique de la boucle thermodynamique suivie par le gaz calorifique 125, et réalisée par le système thermodynamique principal, 120, 220, 320, 420, 520, 620, 4020 ou 5020, un recyclage du gaz calorifique 125 est effectué. Par exemple, le recyclage du gaz calorifique 125 est réalisé par réinjection du gaz calorifique 125 dans la conduite disposée entre l’évaporateur 155 et le surpresseur 3000.
Deux modes de réalisation du surpresseur 3000 à piston libre sont décrits en regard de la figure 11 d’une part, et des figures 12 à 15, d’autre part. La figure 11 représente un surpresseur, c’est-à-dire un couple détendeur 7000, à gauche, et compresseur 7200, à droite, à piston libre. Le détendeur 7000 comporte une chambre 7500 munie d’une entrée de gaz à haute pression provenant de la première conduite 3100 et une sortie de gaz à basse pression dans la deuxième conduite 3200. Dans la chambre 7500, un piston de détente 7400 est mis en mouvement par la pression du gaz et transmet cette pression, par l’intermédiaire d’un arbre 7600 à un piston de compression 7700 qui comprime le fluide calorifique 125 dans une deuxième chambre 7800. L’ensemble des pistons 7400 et 7700 et de l’arbre 7600 constitue un piston libre.
Des clapets 1500 et 1600 assurent l’étanchéité et le sens de déplacement du fluide calorifique 125 depuis la troisième conduite 3300 d’entrée de fluide calorifique 125 gazeux à basse pression jusqu’à la quatrième conduite 3400 de sortie de fluide calorifique 125 gazeux à haute pression. Le système de commande de l’entrée de gaz dans la chambre 7500 et de sortie de gaz de la chambre 7500 n’est pas décrit ici, étant bien connu de la personne du métier.
Ainsi, un piston libre est mis en déplacement dans une première chambre 7500 par le gaz et compresse le fluide calorifique 125 dans une deuxième chambre 7800. On note que l’entraînement du compresseur par une turbine se fait avec des pertes mécaniques très limitées. On note que la pression du fluide en sortie du compresseur peut être plus élevée que la pression du gaz en entrée du poste de détente, en fonction du ratio des surfaces des pistons 7400 et 7700. En variante, le piston libre est remplacé par des membranes, similairement aux surpresseurs à membranes connus de la personne du métier. Dans des modes de réalisation, tels que ceux représentés en figures 12 à 15, le piston libre 1100 du suppresseur est à ouverture traversante 2400. Les flèches en traits discontinus représentent les mouvements de gaz. La flèche en traits continus représente les mouvements du piston libre 1100. Dans ces modes de réalisation, le piston libre 1100 comporte une tête de détente 2000 et une tête de compression 2200 reliées par un arbre. Une ouverture traversante 2400 débouche d’une part, dans la tête de détente 2000 du côté opposé à la tête de compression 2200 et, d’autre part, dans une paroi latérale de l’arbre. La première conduite de gaz 3100 débouche dans la partie 2100 de la chambre de détente 1700 en regard de l’arbre. En conséquence, l’embouchure de l’ouverture traversante 2400 ne se trouve dans la partie 2100 que lorsque le volume libre de la chambre de compression 2300 est maximum. La sortie de la chambre de détente 1700 à laquelle est reliée la deuxième conduite 3200 se trouve sur une face latérale de la chambre de détente 1700 et n’est obstruée par la tête de détente 2000 que lorsque l’ouverture traversante 2400 ne débouche pas dans la partie 2100 de la chambre de détente 1700. Plus particulièrement, la sortie de la chambre de détente 1700 est obstruée par la tête de détente 2000 sauf dans la position du piston libre où le volume libre de la chambre de compression 2300 est minimal.
Dans ces modes de réalisation, au début du cycle de fonctionnement du surpresseur, comme représenté en figure 12, le volume libre de la chambre de compression est intermédiaire entre ses valeurs extrêmes. La pression dans la partie 1700 de la chambre de détente opposée à la chambre de compression 2300 est à la valeur Pb du réseau aval 3200. Le gaz provenant de la première conduite 3100 pénètre dans la partie intermédiaire 2100 de la chambre de détente, à une pression Pa. Le ratio des pressions Pa/Pb est supérieur au ratio des surfaces de la tête de détente 2000 dans la partie 1700 et dans la partie 2100. Le piston libre 1100 se déplace donc vers la gauche, comme illustré en figure 13. Ce mouvement du piston libre 1100 entraîne l’aspiration de fluide calorifique 125 gazeux provenant de la troisième conduite 3300 à travers le clapet d’entrée 1500. Lorsque le volume libre de la chambre de compression 2300 est maximal, l’ouverture traversante 2400 débouche sur la partie 2100 de la chambre de détente et le gaz provenant de la première conduite 3100 traverse la tête de détente. La pression dans la partie 1700 de la chambre de détente atteint alors Pa, ce qui provoque le mouvement du piston libre 1100 vers la chambre de compression 2300, comme illustré en figure 14. Ce mouvement obstrue l’ouverture traversante 2400 et comprime le fluide calorifique 125 gazeux présent dans la chambre de compression 2300. Le fluide calorifique 125 gazeux comprimé traverse le clapet de sortie 1600 puis la quatrième conduite 3400. Lorsque le volume libre de la chambre de compression 2300 est minimal, la partie 1700 de la chambre de détente est pneumatiquement reliée à la deuxième conduite 3200, comme illustré en figure 15. À la suite de l’augmentation du volume de la partie 1700, la pression dans la partie 1700 de la chambre de détente chute pour atteindre la valeur Pb. Le cycle recommence alors. Comme on le comprend à la lecture de ce qui précède, ce surpresseur à piston libre 1100 fonctionne sans partie mobile externe et tant qu’il y a une différence de pression suffisante entre la première conduite et la deuxième conduite.
On observe, sur la figure 16, une vue schématique d’un huitième mode de réalisation du dispositif 4000 objet de l’invention, dans lequel le système thermodynamique 4020 du dispositif 4000 comporte un suppresseur 3000 à piston libre 1100. Le surpresseur 3000 à piston libre 1100 présente une chambre de compression 2300 assimilable au compresseur principal 160.
On note, en figure 16, qu’un fluide calorifique gazeux 125 à comprimer en aval de l’évaporateur est injecté au surpresseur 3000. L’injection du gaz calorifique 125 à comprimer est réalisée par l’utilisation d’une entrée 1500. Par exemple, l’entrée 1500 du gaz calorifique 125 à comprimer est munie d’un clapet. Autrement dit, le gaz calorifique 125 à comprimer est injecté dans la chambre de compression 2300 par l’intermédiaire de l’entrée 1500.
On observe, en figure 16, que le gaz calorifique 125 comprimé dans la chambre de compression 2300 est injecté dans un réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé. Le réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé est disposé en amont de l’échangeur thermique principal 130. On note également que le gaz calorifique 125 comprimé circulant dans le réseau 3400 présente des caractéristiques similaires au gaz calorifique 125 précédemment décrit. L’injection du gaz calorifique 125 comprimé dans le réseau 3400 est réalisée par l’utilisation d’une sortie 1600 de gaz calorifique 125 comprimé. Autrement dit, le gaz calorifique 125 comprimé est évacué depuis la chambre de compression 2300 vers le réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé par l’intermédiaire d’une sortie 1600. On note, en figure 16, que le réseau de gaz naturel 1200 est un réseau de gaz naturel réchauffé en aval de l’échangeur thermique 130. On observe que le réseau de gaz réchauffé 1200 est un réseau de gaz dit « annexe » au réseau de gaz réchauffé en amont de la turbine 105. Ce réseau annexe de gaz naturel 1200 est obtenu, par exemple, par un séparateur (non représenté) de flux disposé en aval de l’échangeur thermique 130. Le gaz naturel réchauffé du réseau 1200 subit une détente annexe en étant injecté dans la chambre 1700 de détente annexe du surpresseur 3000 par une entrée 1800.
On note, en figure 16, que le réseau de gaz naturel 1300 est un réseau de gaz naturel ayant subi une détente annexe dans la chambre de détente annexe 1700 du surpresseur 3000. Le gaz naturel détendu est injecté dans le réseau 1300 par une sortie 1900 de la chambre de détente 1700. Ainsi, l’énergie de détente annexe du gaz naturel est transférée en intégralité au piston réalisant la compression du gaz calorifique 125 dans la chambre de compression 2300 permettant donc un transfert d’énergie optimal et efficace.
On note, en figure 16, que le gaz naturel détendu circulant dans le réseau 1300 est injecté dans le deuxième réseau 115. Par exemple, le deuxième réseau 115 est un réseau de distribution de gaz naturel. Dans des variantes (non représentées), le gaz naturel détendu circulant dans le réseau 1300 subit d’autres transformations thermodynamiques avant injection dans le deuxième réseau 115. Dans d’autres variantes (non représentées), le gaz naturel détendu circulant dans le réseau 1300 n’est pas injecté dans le deuxième réseau 115. De plus, on observe, en figure 16, que le dispositif 4000 comporte un détendeur principal 105 entre un premier réseau de gaz 110 à une première pression et un deuxième réseau de gaz 115 à une deuxième pression inférieure à la première pression. On note également que le détendeur principal 105 est une turbine couplée à une génératrice 101 produisant une énergie électrique. On observe, sur la figure 17, une vue schématique d’un neuvième mode de réalisation du dispositif 5000 objet de l’invention, dans lequel le système thermodynamique 5020 comporte un suppresseur 3000 à piston libre 1100. Le surpresseur 3000 à piston libre 1100 présente :
- une chambre de compression 2300 assimilable au compresseur principal 160 et
- une chambre de détente 1700 assimilable au détendeur principal 105 et étant une turbine couplée à une génératrice 101 produisant une énergie électrique.
On note, en figure 17, qu’un réseau 3300 de gaz calorifique 125 à comprimer en aval de l’évaporateur 155 est injecté au surpresseur 3000. L’injection du gaz calorifique 125 à comprimer dans le surpresseur 3000 est réalisée par l’utilisation d’une entrée 1500. Par exemple, l’entrée 1500 du gaz calorifique 125 à comprimer est munie d’un clapet. Autrement dit, le gaz calorifique 125 à comprimer circulant dans le réseau 3300 est injecté dans la chambre de compression 2300 par l’intermédiaire de l’entrée 1500. On observe, en figure 17, que le gaz calorifique 125 comprimé dans la chambre de compression 2300 est injecté dans un réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé. Le réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé est disposé en amont de l’échangeur thermique 130. On note également que le gaz calorifique 125 circulant dans le réseau 3400 présente des caractéristiques similaires au gaz calorifique 125 précédemment décrit. L’injection du gaz calorifique 125 comprimé dans le réseau 3400 est réalisée par l’utilisation d’une sortie 1600 de gaz calorifique comprimé. Autrement dit, le gaz calorifique 125 comprimé est évacué depuis la chambre de compression 2300 vers le réseau 3400 de gaz calorifique 125 comprimé par l’intermédiaire d’une sortie 1600.
On note, en figure 17, que le réseau de gaz naturel 1200 est un réseau de gaz naturel réchauffé en aval de l’échangeur thermique 130. Le gaz naturel réchauffé du réseau 1200 subit une détente principale dans la chambre de détente 1700 du surpresseur 3000. Le gaz naturel réchauffé circulant dans le réseau 1200 est injecté dans la chambre de détente 1700 par une entrée 1800. On note, en figure 17, que le réseau de gaz naturel 1300 est assimilable à un deuxième réseau de gaz naturel 115. Par exemple, le deuxième réseau 115 est un réseau de distribution de gaz naturel. Le gaz naturel détendu est injecté dans le réseau 1300 par une sortie 1900 de la chambre de détente 1700. On observe, en figure 17, que la chambre de détente 1700 est une turbine couplée à une génératrice 101 produisant une énergie électrique. Autrement dit, une partie de l’énergie de détente du gaz naturel générée dans la chambre de détente 1700 est convertie en énergie électrique grâce à l’utilisation d’une génératrice 101. Ainsi, l’utilisation du surpresseur 3000 dans le dispositif 5000 permet de réaliser une compression du gaz calorifique 125 et de générer une énergie électrique.
On note que les modes de réalisation décrits précédemment pour le compresseur principal 160 sont également transposables au compresseur secondaire 661 du dispositif 600 et au compresseur auxiliaire 361 du dispositif 300.

Claims

REVENDICATIONS
1 . Dispositif (100, 200, 300, 400, 500, 500, 600, 800, 4000, 5000) de détente d’un gaz, qui comporte au moins un détendeur principal (105) entre un premier réseau de gaz (110) à une première pression et un deuxième réseau de gaz (115) à une deuxième pression inférieure à la première pression, caractérisé en ce qu’il comporte au moins un système thermodynamique principal (120, 220, 320, 420, 520, 620, 4020, 5020), utilisant un fluide calorifique (125) pour réchauffer le gaz à détendre en amont du détendeur principal, comportant :
- un échangeur thermique (130) entre le fluide calorifique et le gaz à détendre, configuré pour réchauffer le gaz à détendre,
- un détendeur secondaire (135) en aval de l’échangeur thermique, qui détend le fluide calorifique,
- un séparateur (140) disposé en aval du détendeur secondaire, qui sépare le flux de fluide calorifique en un flux de liquide calorifique (145) et un flux de gaz calorifique (150),
- un évaporateur (155) disposé en aval du séparateur, configuré pour évaporer le liquide calorifique en gaz calorifique et
- au moins un compresseur principal (160), disposé en aval de l’évaporateur et en amont de l’échangeur thermique, configuré pour comprimer le gaz calorifique issu directement du séparateur et/ou issu de l’évaporateur.
2. Dispositif (100, 300, 200, 400, 500, 600, 800, 4000, 5000) selon la revendication 1 , dans lequel le détendeur principal (105) est une turbine couplée à une génératrice (101) produisant une énergie électrique.
3. Dispositif (100, 300, 200, 400, 500, 600, 800) selon la revendication 2, dans lequel le compresseur principal (160) est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice (101).
4. Dispositif (100, 300, 200, 400, 500, 600, 800, 4000, 5000) selon l’une des revendications 1 à 3, dans lequel l’évaporateur (155, 356) est alimenté, au moins en partie, par une source de chaleur de récupération (102).
5. Dispositif (200) selon l’une des revendications 1 à 4, dans lequel le système thermodynamique principal (220) comporte, de plus, un deuxième échangeur thermique (231) disposé en aval du premier échangeur (130), entre le fluide calorifique (125) en sortie du premier échangeur et le gaz à détendre du premier réseau de gaz (110), pré-réchauffant le gaz à détendre et sous-refroidissant le fluide calorifique.
6. Dispositif (500) selon l’une des revendications 1 à 5, dans lequel le détendeur secondaire (135) est une turbine de détente couplée au compresseur principal (160).
7. Dispositif (600) selon l’une des revendications 1 à 6, dans lequel le système thermodynamique principal (620) comporte, de plus, un compresseur secondaire (661) pré-comprimant le gaz calorifique en amont de l’évaporateur (155), l’évaporateur en amont de l’injection dans le compresseur principal (160) étant configuré pour réaliser un échange thermique et refroidir le gaz calorifique pré-comprimé.
8. Dispositif (100, 200, 300, 400, 500, 600, 800, 4000, 5000) selon l’une des revendications 1 à 7, qui comporte, de plus, un système thermodynamique secondaire (321) utilisant un deuxième fluide calorifique (326), comportant un moyen de transfert thermique configuré pour réaliser un échange thermique dans l’évaporateur(155) entre le deuxième fluide calorifique et le liquide calorifique (145) à évaporer.
9. Dispositif (100, 200, 300, 400, 500, 600, 800, 4000, 5000) selon la revendication 8, dans lequel le système thermodynamique secondaire (321) produit le deuxième fluide calorifique froid (326) utilisé comme une source froide (103).
10. Dispositif (300) selon l’une des revendications 2 ou 3 et l’une des revendications 8 ou 9, dans lequel le système thermodynamique secondaire (321) est alimenté, au moins en partie, par l’énergie électrique produite par la génératrice (101).
11. Dispositif (800) selon l’une des revendications 1 à 10, qui comporte, de plus, un échangeur thermique subsidiaire (801) disposé en aval du détendeur principal (105), configuré pour récupérer des frigories (104) provenant du gaz détendu par le détendeur principal (105).
12. Procédé (700) de détente d’un gaz, qui comporte au moins une étape de détente principale (730) entre un premier réseau de gaz à une première pression et un deuxième réseau de gaz à une deuxième pression inférieure à la première pression, caractérisé en ce qu’il comporte, en amont de l’étape de détente principale :
- une étape d’échange thermique (725) entre un fluide calorifique comprimé et le gaz à détendre qui réchauffe le gaz à détendre,
- une étape de détente secondaire (705) du fluide calorifique refroidi en sortie de l’étape d’échange thermique,
- une étape de séparation (710) du flux de fluide calorifique, en sortie de l’étape de détente secondaire, en un flux de liquide calorifique et un flux de gaz calorifique,
- une étape d’évaporation (715) du flux de liquide calorifique et
- une étape de compression (720) qui comprime le gaz calorifique en sortie de l’étape de séparation et/ou en sortie de l’étape d’évaporation et qui forme le fluide calorifique comprimé.
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