Les affiches ci-dessous (financées par la Région wallonne) peuvent être utilisée dans le cadre d’une campagne de sensibilisation que vous souhaiteriez réaliser dans votre bâtiment. Un plus grand format est accessible en cliquant sur les réductions ci-dessous. Il vous est possible de les imprimer directement sur votre imprimante.
Cet usage est limité à une utilisation interne à votre établissement. En aucun cas, une exploitation commerciale ne peut en être faite.
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Aujourd’hui, suite à l’isolation des parois et au placement de vitrages performants, le profil de la demande des bâtiments tertiaires a totalement évolué.
Chaque local reçoit des apports (internes ou externes) et a besoin de chaleur ou de froid pour maintenir le confort intérieur.
Ainsi, pour un bureau, on distingue :
La demande thermique d’un local est donné par la relation :
Demande thermique = Puissance des équipements x Temps
La demande thermique du bâtiment regroupe ainsi les besoins thermiques des locaux, et les besoins thermiques liés à la préparation de l’air neuf pulsé.
On peut établir la puissance demandée par les équipements chaque heure de l’année et la représenter en fonction de la température extérieure qu’il fait à ce moment.
Par exemple, si l’on regarde la demande des parois, la puissance de chauffe est d’autant plus grande que la température extérieure est basse; la puissance de refroidissement est d’autant plus forte que la température extérieure est élevée. Entre les deux, il existe une zone neutre où la température ambiante évolue entre 21 et 24°C. Par exemple, pour un bureau type on aurait :
Les 8 760 heures de l’année se répartissent en fonction de la température extérieure comme suit (année type moyenne) :
En multipliant la puissance par le temps, on obtient donc un graphique du type :
La demande de chaleur est représentée en rouge sous l’axe des x, la demande de froid est représentée en bleu au dessus de l’axe des x, tout au long d’une année type moyenne.
On constate dès lors que si la puissance de refroidissement est forte pour des températures élevées, l’énergie correspondante est très faible puisque cela n’arrive (hélas !) que quelques heures par an.
Le bâtiment-type étudié est prévu pour 380 personnes, et a une surface de 3 000 m² répartie entre
Les locaux sont occupés de 8h à 18h sauf pour la salle de réunions (2 X 2 heures par jour) et la salle de conférences (2 heures par jour).
Pour plus de détails sur le bâtiment étudié, consultez l’ (sous format Word).
Voici les bilans obtenus par simulation informatique des 2 bâtiments :
On constate logiquement que le bâtiment récent demande nettement moins de chauffage, mais plus de refroidissement. Si autrefois le bâtiment était chauffé jusque 15°C, la température d’équilibre s’établit aujourd’hui vers 12°C.
À noter que simultanément certains locaux demandent d’être refroidis (au Sud, à l’Ouest) alors que des locaux au Nord demandent encore de la chaleur.
Curieusement, l’accroissement de la demande de climatisation se fait surtout pour une température extérieure comprise entre 14 et 24°C, c’est-à-dire à un moment où de l’air frais extérieur peut être utilisé pour refroidir naturellement le bâtiment.
Alors, faut-il faire marche arrière et ne pas isoler nos bâtiments ?
Non ! La consommation totale est nettement plus faible qu’avant, surtout si le système de climatisation valorise intelligemment l’air frais extérieur !
Il restera sans doute une période où la machine frigorifique est nécessaire, mais elle ne représente proportionnellement qu’une très faible consommation : alors pourquoi se priver de ce confort ?
Partons du bâtiment « récent » et décomposons les courbes de chauffage et de refroidissement :
Remarque : les paramètres d’exploitation ont été légèrement modifiés, aussi les demandes totales sont légèrement différentes.
Les besoins de chauffage (ancienne courbe rouge) se décomposent en 3 postes :
La demande de refroidissement est composée :
Le premier réflexe est de se dire que l’on a tout intérêt à maîtriser le débit d’air neuf en période de chauffage ! Par exemple, un détecteur de présence peut activer l’apport d’air neuf dans les salles de réunions uniquement lors de la présence effective des occupants, ou dans la salle de conférences, le débit d’air neuf peut être régulé en fonction de l’indication d’une sonde CO2.
Deuxième réflexion : l’humidification de l’air n’est nécessaire que par température extérieure très froide. On pourrait la supprimer au-dessus de 8°C, par exemple.
Enfin, des besoins simultanés de chaud et de froid existent. Or une machine frigorifique qui extrait du froid, libère de la chaleur à son condenseur : on pourrait donc transférer de la chaleur d’un local vers l’autre ou préchauffer l’air neuf qui entre.
Mieux : imaginons que le refroidissement se fasse par des plafonds froids. L’eau entre à 15°C et sort à 17°C. Cette eau à 17°C peut préchauffer l’air neuf directement pour éviter le fonctionnement du groupe frigorifique. L’eau se refroidit et l’air se réchauffe : le bilan énergétique est nul !
Question : n’est-ce pas curieux de refroidir le local et de simultanément réchauffer l’air neuf de ce local ? Oui, mais le problème est que l’on ne peut pulser de l’air à 10°C dans un local sans créer un désagréable courant d’air.
Il n’empêche que l’on va privilégier les bouches hélicoïdales ou à jets toriques (qui réalisent un bon brassage de l’air) afin de pouvoir pulser de l’air dans les locaux à basse température, sans devoir le réchauffer de trop préalablement.
Jusqu’à présent nous n’avons regardé que les demandes de chaud et de froid. Analysons à présent les consommations réelles en tenant compte des rendements de la chaudière et de la machine frigorifique et en intégrant les consommations des équipements (éclairage, bureautique, .)
Toujours pour cet immeuble de bureaux-type, voici des ordres de grandeur
(Pour connaître les valeurs de rendement et de coût de l’énergie, consultez l’).
Représentation graphique du bilan énergétique du bâtiment
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Consom. du bât. [kWh/m²] |
Cons. nrj primaire [kWh/m²] |
Coût de la consom. [€] |
Consom. relative du bât.
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Consom. Relative nrj primaire
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Coût relatif de la consom.
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Traitement des locaux |
– | – | – | – | – | – |
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– apports de chaleur |
30,6 | 30,6 | 0,765 | 17,2 % | 7,9 % | 6,0 % |
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– apports de froid |
10,9 | 31,1 | 1,088 | 6,1 % | 8,1 % | 8,5 % |
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Préparation de l’air |
– | – | – | – | – | – |
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– énergie sensible |
37 | 39,6 | 1,03 | 20,8 % | 10,3 % | 8,0 % |
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– énergie latente |
14,6 | 41,7 | 1,46 | 8,2 % | 10,8 % | 11,4 % |
| – | – | – | – | – | – | – |
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Pulsion de l’air |
7,8 | 22,4 | 0,78 | 4,4% | 5,8 % | 6,1 % |
| – | – | – | – | – | – | – |
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Ventilo-convecteurs des locaux |
6,7 | 19 | 0,66 | 3,8 % | 4,9 % | 5,2 % |
| – | – | – | – | – | – | – |
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Charges internes électriques |
– | – | – | – | – | – |
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– éclairage |
27,8 | 79,4 | 2,78 | 15,6 % | 20,6 % | 21,7 % |
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– équipements |
42,6 | 121,7 | 4,26 | 23,9 % | 31,6 % | 33,2 % |
| – | – | – | – | – | – | – |
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TOTAL |
178 | 385,5 | 12,83 | – | – | – |
Bilan énergétique du bâtiment initial : consommation du bâtiment, consommation d’énergie primaire et du coût de la consommation.
À l’analyse de ce bilan énergétique, on constate que :
Au regard du bilan énergétique global du bâtiment, c’est dans la consommation électrique des équipements que l’on peut faire le maximum d’économies : gestion automatisée de l’éclairage, mise en veille des équipements bureautiques.
Mais au niveau des besoins de chaud et de froid du bâtiment lui-même, profitons de notre bâtiment simulé pour lui injecter quelques rénovations URE et analysons l’impact de chacune de ces mesures.
| Stopper l’humidification lorsque la température extérieure dépasse 8°C | > | – 14 % |
| Placer un double vitrage à basse émissivité et avec un facteur solaire de 0,4 | > | – 13 % |
| Placer des stores extérieurs mobiles (facteur solaire de 0,2) | > | – 12 % |
| Organiser une ventilation nocturne naturelle de 4 renouvellements/heure, tout en augmentant l’inertie du bâtiment pour valoriser ce free cooling (si la ventilation était mécanique il faudrait ajouter la consommation des ventilateurs) | > | – 11 % |
| Pulser l’air neuf à 16°C dès que le local est en mode refroidissement (au lieu de 21°C) | > | – 10 % |
| Passer de 60 % de surfaces vitrées en façade à 40 % | > | – 8 % |
| Adopter une consigne de climatisation en été à 25°C au lieu de 24°C (surtout si plafonds froids rayonnants) | > | – 7 % |
| Améliorer l’étanchéité de la façade (taux d’infiltration passant de 0,3 à 0,1 vol/h) | > | – 2 % |
Les différentes modifications ont été comparées indépendamment les unes des autres, toutes autres choses restant identiques.
Lorsqu’on cumule ces interventions, elles s’influencent l’une l’autre. Si bien que, si l’ensemble des améliorations est réalisé, la consommation thermique totale diminue de 42 % en énergie primaire, et de 44 % en coût, mais il est alors difficile de déterminer la part de chaque intervention sur la réduction totale.
Au niveau de la consommation globale du bâtiment, on constate une diminution de 26 % de la consommation en énergie primaire, et une diminution de 26 % du coût de l’énergie consommée (les consommations électriques pour la bureautique restant les mêmes).
Le cumul des interventions permet donc de diminuer de façon importante la consommation totale du bâtiment.
| — | Demande thermique [kW/m²]
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Consom. totale [kW/m²]
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Énergie primaire [kW/m2]
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Emission de CO2 [kg de CO2/m² x 10]
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Coût de l’énergie [€]
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Différence par rapport au bât. initial
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Traitement des locaux |
– | – | – | – | – | – |
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– demande de chaud |
19,8 | 24,8 | 24,8 | 65,3 | 0,62 | – 19,2 % |
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– demande de froid |
4,6 | 1,8 | 5,3 | 6,2 | 0,185 | – 83,1 % |
|
Préparation de l’air |
– | – | – | – | – | – |
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– nrj sensible |
21,0 | 23,3 | 25,9 | 62,5 | 0,687 | – 37,1 % |
|
– nrj latente |
9,4 | 9,4 | 26,9 | 90,5 | 0,94 | – 35,6 % |
| — | – | – | – | – | – | — |
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Pulsion de l’air |
7,8 | 22,4 | 26,4 | 0,78 | – | |
| — | – | – | – | – | – | – |
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Ventilo-convecteurs des locaux |
– | 6,7 | 19,0 | 22,4 | 0,66 | |
| – | – | – | – | – | – | – |
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Charges internes électriques |
– | – | – | – | – | – |
|
– éclairage |
– | 14,1 | 40,3 | 47,5 | 1,41 | – 49,3 % |
|
– équipements |
– | 42,6 | 121,7 | 143,6 | 4,26 | |
| — | – | – | – | – | – | – |
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TOTAL thermique |
54,8 | 59,3 | 82,7 | 224,5 | 2,43 | – |
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Par rapport au bâtiment initial |
– 44,3 % | – 36,4 % | – 42,2 % | – 37,1 % | – 44,1 % | – |
| – | — | – | – | – | – | – |
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TOTAL global |
– | 130,4 | 286,1 | 464,4 | 9,54 | – |
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Par rapport au bâtiment initial |
– | – 26,7 % | – 25,8 % | – 27,8 % | – 25,6 % | – |
| — | – | – | – | – | – | – |
| > | Il n’existe pas de « mesures miracles » pour faire chuter la consommation des bâtiments. |
| > | C’est un ensemble de mesures qui permet d’améliorer progressivement le bilan final. |
| > | Certaines de ces mesures sont du ressort de la créativité de l’architecte dès le stade de la conception (le traitement des apports solaires par exemple, ou le refroidissement naturel du bâtiment par une ventilation transversale des locaux). |
| > | D’autres sont apportées par l’ingénieur de bureau d’études dans la gestion des équipements (la régulation de l’humidification en fonction de la température extérieure, par exemple). |
| > | Mais lorsqu’architecte et ingénieur travaillent de concert, on peut atteindre des bâtiments de confort avec des solutions très économes. |
Par exemple :
Avec un réchaud électrique à plaque en fonte, le récipient est chauffé par conduction thermique. Sur un réchaud à gaz à feu ouvert, il est chauffé par convection et rayonnement. L’appareil à induction chauffe le récipient par ondes électromagnétiques.
Le courant du réseau, fréquence 50 Hz est converti en courant à très haute fréquence, généralement 25 000 Hz, par un générateur électronique. Ce courant alimente une bobine de fil de cuivre, l’inducteur, lequel crée un champ magnétique. Tout récipient en métal magnétique, fer, fer émaillé, acier doux, inox ferrique entrant dans le champ magnétique est parcouru par des courants induits, ce qui a pour résultat de l’échauffer. Le transfert se fait sans perte, aucun autre élément n’absorbant de l’énergie.
Une plaque à induction est composée de :
La vitrocéramique est un matériau dont les performances sont appréciées pour la cuisson :
Les foyers à induction sont équipés d’un limitateur de température intégré dans un ensemble isolé et ventilé.
La régulation est réalisée par variation continue à 1 % près.
Pour certaines plaques, à partir d’un certain niveau de température, la régulation se fait par paliers correspondants aux cuissons courantes.
Une programmation permet de limiter la surveillance.
Comparaison de la régulation de la plaque à induction avec les autres types de plaques.
Toutes les cuissons habituellement réalisées sur des feux vifs peuvent être faites sur les plaques à induction : griller, saisir, cuire, assembler.
La plaque à induction est la seule plaque de cuisson sur laquelle on peut réaliser des réglages au degré près en basse température (fonte du chocolat ou autre cuisson très délicate).
La casserole doit obligatoirement avoir des propriétés électromagnétiques : tôle noire, fonte, acier émaillé, inox ferritique ou autres matériels bénéficiant de la marque « Class Induction ».
De l’analyse du fonctionnement thermodynamique de la machine frigorifique, on déduit son efficacité énergétique. C’est le rapport entre la quantité de chaleur absorbée par l’évaporateur et la quantité d’énergie électrique totale absorbée par l’installation, soit principalement le compresseur, mais également les équipements annexes (ventilateurs, pompes de circulation d’eau, … )
Efficacité théorique d’une machine frigorifique.
Le bilan énergétique d’une machine frigorifique apparaît sur le diagramme : toute l’énergie captée dans l’application alimentaire (meuble frigorifique ouvert, congélateur, chambre froide, …) par l’évaporateur (II), plus l’énergie utilisée par le compresseur (I), doit être évacuée par le condenseur vers l’air extérieur (I + II).
L’installation de réfrigération sera donc énergétiquement efficace si elle demande peu d’énergie électrique au compresseur pour atteindre une puissance frigorifique donnée à l’évaporateur.
Appliquons ceci à une chambre froide :
Évaluer l’efficacité frigorifique d’un appareil, c’est établir le rapport entre énergie frigorifique fournie et énergie électrique absorbée par le compresseur.
Que dit EUROVENT ?
La plus élevée possible naturellement !
A priori, le catalogue du fabricant permet d’évaluer cette situation dans les conditions nominales.
| Exemple : voici les spécifications techniques d’un compresseur à détente directe pour application positive.
À l’heure actuelle, c’est sans difficulté qu’il vous est possible de consulter en ligne les catalogues des constructeurs de compresseur. Par rapport à la photographie de la plaque signalétique du compresseur ci-dessus, on retrouve les caractéristiques suivantes :
Extrait du catalogue en ligne Cet extrait du catalogue nous indique les caractéristiques suivantes pour une application en froid positif (température d’évaporation = -10 °C) utilisant le fluide réfrigérant R22 : > Pour une température de condensation de 30°C
> Pour une température de condensation de 40°C
> …Dans l’extrait du catalogue, on constate que plus la température du condenseur s’élève plus les performances énergétiques du compresseur diminuent. En général, c’est le climat qui va conditionner le fonctionnement du circuit frigorifique; ce qui signifie que si le condenseur est placé en plein soleil sur une toiture noire, par exemple, le condenseur risque de souffrir plus que le même condenseur placé à l’ombre d’une façade.
Pour une application froid négatif, les températures d’évaporateur disponible au niveau de l’application (une chambre froide de boucherie par exemple) peuvent atteindre parfois -35 °C en froid alimentaire. De nouveau, le catalogue nous renseigne que pour des températures de -25°C : > Pour une température de condensation de 30°C
> Pour une température de condensation de 40°C
> …On constate que plus la température d’évaporation (dans la chambre de conservation du boucher) est basse moins bon est l’efficacité de la machine frigorifique. Les différents constructeurs sont aussi à même de fournir des informations complètes au niveau de l’ensemble des points constituant le cycle frigorifique tel que les pressions, les températures, …: |
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Remarques.
La procédure est complexe, il faut l’admettre. Mais pour une grande partie des installations à condensation par air, il est possible de mesurer approximativement le Delta T°; des échangeurs et d’en déduire le COP de l’installation. La précision est suffisante pour déceler des anomalies à l’installation.
Les mesures seront réalisées pendant un temps « stable », la température extérieure étant de 20 à 30°C car l’installation doit être bien chargée, le compresseur doit fonctionner à plein régime, tous les ventilateurs étant en fonctionnement continu.
On mesure :
On calcule alors :
Le facteur 1,2 est la chaleur volumique de l’air (1,2 kJ/m³.K), et doit éventuellement être corrigé en fonction de la température.
La puissance évaporateur, l’EE (COPfroid) et le COPchaud se calculent alors aisément.
Finalement, on mesure au manomètre (demandez à un frigoriste) la pression d’aspiration et de refoulement du compresseur.
En connaissant le réfrigérant, on peut déduire des tables thermodynamiques la température d’évaporation T0 [en °C] et de condensation Tc [en °C]. Sur base de ces mesures, il est possible de déduire le point de fonctionnement de l’appareil et de vérifier son adéquation avec les données du constructeur et les données du concepteur de l’installation.
Cette méthode est précise à moins de 10 %, en fonction de la précision des mesures. Pour l’avenir, il est important de bien noter les mesures et les résultats obtenus, pour vérification ultérieure et suivi de l’évolution du matériel.
En fait, ce n’est pas tant l’exactitude absolue des mesures qui compte, que la possibilité de comparer les valeurs d’une mesure à l’autre et de repérer une dérive, un jeu dans les clapets, … L’intervention à temps du fabricant permet alors de sérieuses économies.
Si l’estimation ponctuelle du COP de la machine frigorifique n’est déjà pas simple, réaliser le bilan énergétique annuel de l’appareil est vraiment complexe.
La consommation globale annuelle de l’installation est :
Pour évaluer ces consommations, il ne suffit pas, hélas, de multiplier la puissance des consommateurs par leur temps de fonctionnement…
En effet, la puissance du compresseur est fonction de ses conditions d’utilisation, donc des besoins de froid réels au cours d’une saison. À tout besoin de froid correspond une condition de fonctionnement de l’installation (température d’évaporation, température de condensation) et la chose se complique lorsque le fluide de refroidissement du condenseur n’a pas une température constante tout au long de la saison (ce qui est quasiment toujours le cas).
Pour déterminer la consommation d’énergie d’une installation, il est donc nécessaire d’intégrer tout au long de l’année les puissances absorbées à chaque régime de marche de tous les éléments consommant de l’énergie. Pour cela, il faut déterminer la variation des besoins de froid et le nombre d’heures correspondant à chacun de ses besoins; ceux-ci seront spécifiques à chaque installation.
Le calcul est donc complexe …
En pratique, c’est un compteur électrique qui pourra totaliser les consommations, et l’historique du régulateur numérique qui pourra établir le fonctionnement sur une saison.
Reprenons cependant l’exemple d’une installation frigorifique dont le bilan thermique est décrit dans l’ouvrage de J. Bernier (L’itinéraire d’un frigoriste paru chez PYC- Éditions) : l’analyse est intéressante pour visualiser l’origine des consommations d’une installation.
| L’installation fonctionne toute l’année avec des besoins maximums de froid (Besoin de Froid = BF) de 10 kW. Pour simplifier, on répartira la puissance frigorifique par pas de 1 kW.
Le tableau ci-dessous illustre le calcul de consommation de cette installation fictive. Par exemple, l’installation a fonctionné durant 400 heures à 6 kW-froid, avec une température de condensation de 40°C.
On remarquera que le nombre d’heures de la deuxième ligne correspond à un total de 8 760 heures, soit une année. Les lignes 3, 4 et 5 indiquent la répartition de ces heures en fonction du régime de fonctionnement du compresseur, lui-même fonction de la température extérieure. Nous allons mettre en situation le compresseur et déterminer ainsi ses consommations partielles à chaque régime de marche. La température d’évaporation est supposée constante à – 10°C. Consommation du compresseur La puissance frigorifique et la puissance absorbée d’un compresseur varient suivant les températures d’évaporation et de condensation. La figure ci-dessous illustre ces variations pour notre exemple. La puissance frigorifique au régime extrême -10/+50 °C est de 11 kW. (On notera que les courbes utilisées correspondant aux conditions réelles de surchauffe et de sous-refroidissement, et non aux conditions nominales données par le constructeur).
Reprenons maintenant notre tableau de fréquences que nous allons compléter avec :
Cependant, il faut savoir que pour les faibles taux de fonctionnement, le rendement de production de froid s’écroule littéralement. C’est normal, iI ne doit pas seulement couvrir le BF, mais aussi la mise à température du circuit, qui après chaque arrêt se réchauffe complètement.
Exemple d’affaiblissement de la Production de froid en fonction Ainsi, l’installation étudiée doit assurer pendant 50 heures une puissance froid de 1 kW lorsque la condensation se produit à 40 °C. La figure ci-dessus prévoit à ce régime 13,2 kW frigorifique. Le taux de fonctionnement sera de 1 kW/ 13,2 kW, soit 7,5 %. Mais à un tel taux de charge, le rendement de production de froid est de 80 %. Si bien que le temps de fonctionnement réel sera de : 50 heures x 1 kW / (0,80 x 13,2 kW) = 5 heures D’une manière générale, le nombre d’heures de fonctionnement du compresseur hc à chaque fonctionnement partiel est égal à : hc = nh x BF / (RPF x Qo) où,
La consommation totale annuelle du compresseur est égale à la somme de toutes les consommations partielles, aux divers régimes.
Calcul de la consommation annuelle du compresseurEn additionnant toutes les consommations partielles, on trouve pour notre exemple : cc = 29 556 kWh/an (soit 106 400 MJ/an) De la même manière, le temps total de fonctionnement annuel du compresseur est égal à la somme des temps de fonctionnement partiels aux divers régimes : hc = 5 091 heures. Consommation des auxiliaires permanentsComme leurs noms l’indiquent, ces auxiliaires consommateurs d’énergie fonctionnent en permanence. Dans notre exemple, le ventilateur de l’évaporateur fonctionne en permanence, soit 8 760 heures par an. Il absorbe 500 W et va donc consommer par an : Cp = 0,5 kW x 8 760 h = 4 380 kWh/an Consommation des auxiliaires non permanentsCe sont les auxiliaires asservis au fonctionnement du compresseur (ventilateur de condenseur, vanne magnétique départ liquide, résistance de carter, etc.) Pour notre exemple, le ventilateur de condenseur absorbe 300 W et est asservi au compresseur. La bobine de l’électrovanne absorbe 10 W. Le compresseur comporte en outre une résistance de carter (non régulée) qui consomme 20 W quand le compresseur est à l’arrêt. Nous avons vu que le compresseur fonctionnait 5 091 heures par an. Les auxiliaires non permanents vont donc consommer : Cnp = (0,3 + 0,01) x 5 091 + 0,02 x (8 760 – 5 091) Cnp = 1 651 kWh/an Consommation du dégivrageEstimer sans observation les consommations d’un dégivrage n’est pas chose toujours facile, car leur fréquence est très variable. Pour notre exemple, nous estimerons en moyenne quatre dégivrages par jour de 15 minutes (0,25 heure) à l’aide dune résistance électrique de 6 kW, ce qui conduit à une consommation annuelle de : Cd = 6 x 0,25 x 365 x 4 = 2 188 kWh/an Récapitulation des consommations annuellesLa consommation totale annuelle est égale à la somme des consommations de tous les composants de l’installation soit : C = 29 556 + 4 380 + 1 651 + 2 188 = 37 775 kWh/an ( soit 136 000 MJ) Traduire en coût une telle consommation dépend essentiellement du régime tarifaire appliqué : entre 11 et 16 c€/kWh, généralement. Tout dépend du moment de fonctionnement de l’installation : jour ? jour durant la pointe ? nuit ? … . Quelle efficacité énergétique ?Déterminons l’énergie froid utilisée sur l’année. Il suffit d’intégrer les besoins de froid sur l’année, donc de totaliser les produits des besoins frigorifiques par le temps, pour les 3 régimes de marche.
Exemple de calcul simplifié de l’énergie froid annuelleL’énergie froid annuelle nécessaire est la somme des chiffres de la dernière ligne du tableau soit : EF annuel = 61 120 kWh (220 000 MJ) L’efficacité énergétique moyenne annuelle de l’installation frigorifique est le rapport entre l’énergie froid produite et l’énergie électrique consommée soit, pour notre exemple : EEmoy = 61 120 / 37 775 = 1,62 On est loin de la valeur nominale de 2,9 pour le COP au fonctionnement (- 10°C (évaporateur) / + 30°C (condenseur) sur base des données du catalogue (15,2 kW / 5,3 kW) ! Plus l’installation sera performante, bien réglée, et bien entretenue et plus ce coefficient sera élevé, ce qui veut donc dire tout simplement que moins l’installation sera gourmande en énergie électrique. |
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Une autre manière d’évaluer le bilan énergétique annuel et le COPA (coefficient de performance global annuel) est de placer une installation frigorifique dans des conditions de simulation dynamique tant au niveau du climat externe qu’interne. En d’autres termes, pendant 365 jours, par modélisation TRNSYS (logiciel de simulation dynamique de la thermique des bâtiments), le climat extérieur d’ Uccle est appliqué à un supermarché comportant des allées froides de meubles frigorifiques ouverts eux-même soumis aux rigueurs de l’occupation durant la semaine.
Données principalesLe supermarché considéré est modélisé sur base d’un magasin existant dont les caractéristiques principales simplifiées sont les suivantes :
ModélisationLe logiciel TRNSYS de simulation dynamique de la thermique des bâtiments est utilisé. L’intérêt d’une simulation dynamique est de tenir compte des influences conjuguées des climats externes et internes au magasin en tenant compte principalement :
HypothèsesDes hypothèses sont prises afin de simplifier le modèle :
Simulation
Analyse des résultatsDans le jargon des chauffagistes on parle souvent de monotone de chaleur qui représente un classement décroissant des puissances de chauffe nécessaires sur toute la période de chauffe.
Monotone de chaleur (exemple : pendant 750 heures sur l’année, la chaudière fonctionnement à un niveau de puissance de 835 [kW]) Dans le même esprit, il est possible d’établir une monotone de froid afin de déterminer :
Monotone de froid d’un groupe frigorifique. L’analyse de la monotone de froid ci-dessus permet de montrer que :
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Le placement d’un compteur horaire de fonctionnement sur l’alimentation du compresseur est un petit investissement qui permettra de déceler une dérive de consommation.
Les tests à effectuer consistent :
Certaines grosses installations comportent deux compteurs d’énergie qui intègrent le débit de fluide frigorigène et le delta T° avec lequel soit l’évaporateur, soit le condenseur travaillent. Ceci permet de connaître les consommations thermiques sur une période donnée.
L’énergie du compresseur peut alors être déduite puisque l’on sait que les relations suivantes sont toujours vérifiées :
Ou
Pour vérifier la qualité de l’installation, il faut établir ce bilan à plusieurs régimes de fonctionnement et le comparer à la courbe d’efficacité en fonction de la charge du constructeur. Chaque installation est particulière et il est donc difficile de comparer sa consommation à des ratios standards. Les seules références sont : soit celles données par le constructeur, soit l’installation elle-même, à une période antérieure, lorsqu’elle était soumise à une charge similaire.
La rentabilité énergétique des opérations de contrôle et de maintenance n’est pas évidente à chiffrer. Toutefois, on peut donner les économies suivantes (chiffres établis sur base de l’expérience de la société SECA mais qui n’ont pas fait l’objet de mesures en laboratoire), :
Pas besoin d’un camion si une camionnette suffit ! Une installation surdimensionnée génère des pertes de fonctionnement supplémentaires…
La puissance frigorifique nécessaire à la production doit « coller » le plus possible à celle de l’application dans les conditions de fonctionnement prévues au niveau de l’application même.
EUROVENT, par exemple, définit des classes de fonctionnement pour les meubles frigorifiques ouverts. Sur base de ces classes, les fabricants testent leurs applications dans les conditions de température et d’humidité de l’ambiance définies (classe 4 = 24°C et 50 % d’humidité relative) et déterminent les puissances frigorifiques nécessaires à l’évaporateur pour garantir un fonctionnement optimal de l’application;
Constater que la puissance frigorifique mentionnée sur la plaque signalétique du compresseur est équivalente à celle de l’application, est, à priori, un gage de fonctionnement correct de l’installation.
À titre indicatif, on reprend ci-dessous les puissances frigorifiques nécessaires en fonction du type d’application.
| Famille de meubles | Surface d’exposition [m²/ml] | Température de service [°C] | Puissance frigorifique spécifique [kW/ml] |
| Vitrine service par le personnel en convection naturelle | 0,8 | 2 à 4 | 0,2 à 0,25 |
| Vitrine service par le personnel en convection forcée | 0,25 à 0,28 | ||
| Comptoir horizontal self-service en convection | 0,9 | 0 à 2 | 0,4 à 0,43 |
| Meuble vertical self-service en convection forcée | 1,3 | 4 à 6 | 1,2 à 1,3 |
En multipliant le nombre de mètres linéaires des différentes applications par leur puissance spécifique respective, on obtient une valeur de puissance globale proche de celle de la production frigorifique.
| Famille de meubles | Type de rideau d’air | Surface d’exposition [m²/ml] ou [m²/porte] | Température de service [°C] | Puissance frigorifique spécifique [kW/ml] |
| Gondole self-service en convection forcée | horizontal, asymétrique, laminaire | 0,8 | -18 à -20 | 0,42 à 0,45 |
| Vitrine service par le personnel en convection forcée | horizontal, asymétrique, laminaire | 1,1 | -23 à -25 | 0,63 à 0,67 |
| Meuble vertical self-service en convection | vertical, à 3 flux parallèles, turbulents | 1,1 | -18 à -20 | 1,9 à 2,1 |
| Meuble vertical self-service en convection forcée | portes vitrées, rideau d’air interne turbulent | 0,84 | -23 à -25 | 0,8 0,86 |
De la même manière, en multipliant le nombre de mètres linéaires des différentes applications par leur puissance spécifique respective, on obtient une valeur de puissance globale proche de celle de la production frigorifique.
Le rapport final : 
Energy Savings Potential for Commercial Refrigeration Equipment, by Arthur D. Little, Inc. For Building Equipment Division Office of Building Technologies U.S. Department of Energy, June 1996 
donne des indications intéressantes quant aux valeurs approchées de puissance spécifique pour les chambres froides de réfrigération.
| Famille de meubles | Volume de stockage[m³] | Température de service [°C] | Puissance frigorifique spécifique [W/m³] |
| Chambre froide (isolation 10 cm) | 7,2 | 2 | 68 |
Du même rapport final que ci-dessus, on tire des valeurs approchées pour les chambres froides de congélation.
| Famille de meubles | Volume de stockage[m³] | Température de service [°C] | Puissance frigorifique spécifique [W/m³] |
| Chambre froide (isolation 10 cm) | 21,6 | -23 | 87 |
Une machine frigorifique extrait la chaleur excédentaire de l’application frigorifique et la rejette à l’extérieur.
Si des besoins de chauffage (de locaux, d’allée froide, d’eau chaude sanitaire, …) sont présents simultanément dans le magasin, il semble alors logique de tenter de récupérer la chaleur sur le condenseur de la machine frigorifique.
Par exemple, un supermarché Delhaize à Bruxelles évacue la chaleur du condenseur du groupe frigorifique (armoires de congélation) en réalimentant la boucle de chauffage. Cette boucle, elle-même alimente en récupération un rideau d’air chaud à l’entrée du magasin et les batteries chaudes des centrales de traitement d’air qui pulsent l’air, via le pied des meubles frigorifiques ouverts, vers les allées froides.
En été, la chaleur est évacuée par les condenseurs à air en toiture.
Il est tentant naturellement de vouloir récupérer la chaleur de condensation qui habituellement est évacuée à l’extérieur. Il faut toutefois être très prudent dans la façon de récupérer cette chaleur. Il faudra toujours garder à l’esprit que plus la température de condensation est basse, meilleures sont les performances énergétiques du compresseur. La règle principale étant que :
Ce qui veut dire que la récupération d’énergie pour alimenter des circuits de chauffage à haute température comme par exemple les régimes de température :
dégrade la performance énergétique des compresseurs (le COP de la machine peut descendre dans certains cas à 1); ce qui signifie que l’on se chauffe avec un système de chauffage purement électrique. Néanmoins, même avec un mauvais COP et à un niveau de conservation des denrées (températures constantes à l’intérieur des meubles frigorifiques) et de confort des clients et du personnel (température de confort dans les espaces de vente), permet de faire « tourner » une certaine quantité d’énergie en circuit fermé.
| Pour en savoir plus sur la récupération de chaleur au condenseur des machines frigorifiques. |
De toute façon, on pensera donc :
Il n’empêche que si le bâtiment comprend simultanément des besoins de froid (c’est le cas des magasins d’alimentation en produit froid) et des besoins de chauffage à basse température (eau chaude sanitaire des douches, chauffage au sol, …), il semble clair qu’une récupération d’énergie doit être étudiée par un bureau d’études.
Des ballons de préchauffage de l’eau chaude sanitaire prééquipés d’un échangeur en série avec le condenseur de la machine frigorifique existent sur le marché.
La récupération de chaleur au niveau de la désurchauffe des gaz (phase entre la fin de compression des gaz et le début de la condensation) n’interfère que très peu sur l’efficacité énergétique du compresseur. Ce type de récupération peut être intéressant pour autant qu’il y ait bien une condensation des gaz à basse température après récupération sur la désurchauffe. La quantité de chaleur récupérée sur la désurchauffe est faible par rapport à celle de condensation.
Il sera toujours nécessaire de voir l’impact financier du placement d’un récupérateur de chaleur sur la désurchauffe par rapport au bénéfice énergétique retiré.
La toiture chaude inversée désigne la toiture plate dont l’étanchéité est placée sur le support et dont l’isolant est posé sur l’étanchéité. L’isolant est donc mouillé par les eaux pluviales, ce qui diminue ses performances.
L’isolant est lesté.
En cas de rénovation, dans un but d’amélioration de l’isolation de la toiture, la membrane d’étanchéité existante peut être conservée, si elle est encore bonne.
La membrane d’étanchéité fait en même temps office de pare-vapeur. La technique de la toiture inversée protège la membrane d’étanchéité contre les chocs thermiques et le rayonnement ultraviolet, et de ce fait, ralentit son vieillissement.
Les structures porteuses en matières végétales ou en fibres organiques et minérales liées au moyen d’un liant minéral, doivent avoir une épaisseur minimale de 18 mm afin de garantir une résistance thermique minimale de 0.2 m²K/W (NIT 134 p31).
Une couche filtrante d’une charge surfacique d’au moins 120 gr/m² est placée entre l’isolant et la couche de lestage et de protection.
Cette couche filtrante doit permettre la diffusion de vapeur, retenir peu d’eau et en rompre le film. Elle doit résister aux intempéries et être imputrescible.
Il est déconseillé de poser deux couches d’isolant. Il peut, en effet, y avoir entre les deux couches un film d’eau qui agit en barrière de vapeur provoquant ainsi l’imprégnation de la couche inférieure par l’eau.
La couche filtrante et la couche d’usure doivent être perméables à la vapeur pour éviter le même phénomène.
REM: La somme des résistances thermiques des couches situées sous l’étanchéité ne peut excéder 30 % de la résistance thermique globale afin d’éviter que de la condensation ne se forme avant l’étanchéité (vers l’intérieur). Lorsque les conditions climatiques intérieures sont très sévères (classe de climat IV) ou lorsque le support a un effet isolant, il est de plus nécessaire de déterminer par calcul l’absence de condensation sous l’étanchéité et l’absence de glace sous l’isolant.
Lorsqu’un émetteur est disposé le long d’une paroi extérieure (radiateur ou convecteur placé en allège, plancher chauffant au dessus d’un local non chauffé ou du sol), les pertes de chaleur augmentent au travers de cette paroi.
La température au dos d’un radiateur est nettement plus élevée que le long des autres parois. Si ce radiateur est disposé le long d’une paroi extérieure, cela augmente donc les pertes de chaleur.
| Exemple.
On pourrait montrer que la différence de température entre l’intérieur et l’extérieur a doublé localement par la présence du radiateur. Sans radiateur, une allège composée d’un mur plein de 24 cm (ancienne construction) perd sur la saison de chauffe : 2,6 [W/m²K] x 1 [m²] x (15 [°C] – 6 [°C]) x 5 800 [h/an] / 0,7 = 193,8 [kWh/an] où :
Avec la présence du radiateur, chaque m² d’allège au dos de celui-ci perdra le double d’énergie, soit : 387,6 [kWh/an] ou 39 [litres fuel ou m³ gaz / an] |
Radiateur en alcôve.
Les pertes au dos des radiateurs sont renforcées si :
Radiateur devant une allège vitrée.
Des études menées par le GREC (Groupe de recherche sur les émetteurs de Chaleur) en France ont montré que les pertes au dos des radiateurs placés sur une paroi extérieure varient en fonction du degré d’isolation de celle-ci, de 1,2 à 10 % de la chaleur émise.
Le même radiateur devant une allège en bois, après remplacement des châssis.
Dans le cas d’un convecteur, les pertes en allège sont généralement moindres, du fait de l’absence de rayonnement vers la paroi (l’émission de chaleur se fait à 92 .. 96 % par convection).
Le GREC site des pourcentages de perte allant de 1 à 3 % de la chaleur émise.
Un chauffage par le sol émet sa chaleur tant par sa surface supérieure que sa surface inférieure.
Cette dernière doit donc être la plus isolée possible pour limiter les pertes vers le sol, vers les vides ventilés ou les caves.
On peut estimer que la perte de chaleur vers une cave, d’un chauffage par le sol est de l’ordre de .. 15 % .. avec une épaisseur d’isolant de 5 cm, de .. 9 % .. avec une épaisseur d’isolant de 10 cm.
| Pour estimer la perte d’un chauffage par le sol situé au-dessus d’une cave, en fonction du degré d’isolation. | |
| Isoler les allèges derrière les radiateurs. |
Lorsque tout ou une partie de la chaleur est transmise par convection, c’est-à-dire par de l’air chaud, apparaît une stratification des température source de pertes.
En effet, l’air chaud montant, il stagnera en partie haute du local et pour obtenir une température de confort voulue dans la zone d’occupation, la température moyenne de l’air de l’ensemble du local sera plus élevé
| Exemple.
Les radiateurs émettent 70 % de leur chaleur par convection, les convecteurs, 92 .. 96 % et les planchers chauffants, 20 .. 30 %. On observe un gradient vertical de :
Ce gradient n’a guère d’influence sur la consommation des locaux de taille courante (hauteur sous plafond de 2,5 .. 3 m). Il n’en va pas de même pour les locaux de plus grande hauteur.
Exemple de stratification des températures avec un chauffage par radiateur et un chauffage par convecteur (source : « Les émetteurs de chaleur » du Groupe de Recherche sur les Émetteurs de Chaleur de l’ADEME). Dans ce cas, la stratification augmente la température moyenne de la pièce pour un même confort au niveau des occupants et augmente fortement la température sous le plafond et donc les pertes si celui-ci est en contact avec l’extérieur. |
| Diminuer la température de l’eau. |
Le confort thermique des occupants dépend non seulement de la température de l’air ambiant mais aussi de la température de surface des parois qui les entourent (le corps humain perd en partie sa chaleur par rayonnement vers les parois).
On peut estimer que la température réelle de confort est la moyenne entre la température des parois et la température de l’air.
Plus les parois ont une température de surface élevée, moins la température de l’air devra être élevée pour un même confort. Cela est favorable à la diminution des consommations.
En ce sens, les radiateurs et surtout les planchers chauffants sont énergétiquement avantageux, car présentant des surfaces chaudes importantes, ils permettent une température de consigne intérieure moindre, surtout dans des bâtiments mal isolés.
Beaucoup d’installations de chauffage sont régulées en fonction d’une ou de plusieurs sondes extérieures. Ce type de régulation établit une correspondance entre la température de l’eau de l’installation et la température extérieure. Cette correspondance est appelée courbe de chauffe.
Par exemple, quand la température extérieure est de 3°C, la température de l’eau de chauffage est réglée à 70°C.
Une courbe de chauffe, dépend du type de bâtiment, de l’installation et du confort recherché.
Théoriquement, elle ne doit varier que si un de ces 3 paramètres est modifié. Par exemple, si une isolation complémentaire est apportée au bâtiment. Peu de gestionnaires savent comment on effectue le réglage de la courbe de chauffe. Voici donc comment optimaliser le réglage en fonction des différentes situations que l’on peut rencontrer : nouvelle installation, rénovation des bâtiments, plaintes des occupants, …
Elle doit ainsi permettre de tirer un profit maximum de la régulation que ce soit du point de vue de la consommation d’énergie ou du point de vue du confort.
Dans la pratique, toutes les installations de chauffage sont, durant la majeure partie de la saison de chauffe, surpuissantes par rapport aux besoins réels.
| Exemple.
La puissance des installations de chauffage est proportionnelle à la différence de température maximale entre l’intérieur et extérieur. Pour la région de Namur, la puissance calculée est proportionnelle à 20° – (- 9°) = 29°. Or la température extérieure moyenne durant la saison de chauffe est de 5°C. Donc, en moyenne, la puissance nécessaire est proportionnelle à 20° – 5° = 15°. Il en résulte un facteur moyen de surdimensionnement de 29° / 15° = 2 Et c’est sans compter sur les majorations pour sécurité et imprécisions de calcul. |
La puissance calorifique émise par un corps de chauffe donné dépend de la température de l’eau l’alimentant, de son débit d’irrigation et de la température ambiante.
La première adaptation que l’on pourrait imaginer est la réduction du débit d’eau en fonction des besoins. C’est le rôle qui est généralement dévolu aux vannes thermostatiques. Cette solution est rarement satisfaisante.
En effet, la puissance d’un radiateur varie peu en fonction de son débit.
Puissance émise par un radiateur en fonction de son débit d’eau. Par exemple si on veut diminuer de 50 % la puissance (T. ext = + 5°C au lieu de – 10°C), le débit dans le radiateur doit être abaissé à ± 20 % de son débit nominal.
La course utile des vannes thermostatiques étant extrêmement petite (environ 0,5 mm), exiger d’importantes réductions de débit (plus de 80 %) les oblige à fonctionner dans des conditions extrêmes (moins de 0,1 mm d’ouverture). Cela leur est impossible.
Par ailleurs, on remarque que pour les faibles débits, une petite variation de position de la vanne provoque une importante variation de puissance du radiateur. La température ambiante fluctuera en conséquence. Dans ces conditions, la vanne thermostatique s’ouvrira et se fermera perpétuellement, essayant de corriger ses erreurs. Jamais elle ne trouvera son point d’équilibre.
Les vannes thermostatiques ne peuvent donc être utilisées que comme organe de réglage final et non comme réglage principal.
Dans nos régions, la puissance des corps de chauffe est généralement dimensionnée pour un régime d’eau de 90/70, c’est-à-dire une température d’entrée de l’eau dans les radiateurs de 90° et une température de sortie de 70°.
Puissance émise par un radiateur en fonction de son débit et de la température de l’eau.
On remarque que la puissance peut être réduite de moitié si on abaisse la température de l’eau à 60°C (on a alors Teau – Tamb = 40°C), tout en maintenant le débit nominal (100 %).
La courbe de chauffe, via un régulateur dit « climatique », établit une correspondance entre les besoins en chaleur du bâtiment et la température de l’eau qui alimente les corps de chauffe.
Le plus souvent, la grandeur qui sera prise comme représentative des besoins sera la température extérieure, éventuellement compensée en fonction de l’ensoleillement et/ou de la vitesse du vent si l’orientation du bâtiment l’exige.
Lorsque la température extérieure est de 5°, la température de l’eau alimentant les radiateurs est de 50°C si ceux-ci ont été sélectionnés pour 80°C par – 10°C de température extérieure de base.
La plupart des régulateurs définissent la courbe de chauffe grâce à trois grandeurs dont deux sont réglables :
Les paramètres d’une courbe de chauffe.
La pente de la courbe est représentée sur la plupart des régulateurs, par un nombre décimal (souvent de 0 à 4,5).
| Exemple.
Une pente = 2,3 signifie que pour une variation de 1°C de la température extérieure, la température de l’eau varie de 1°C x 2,3 = 2,3°C. |
Certains régulateurs multiplient la valeur de la pente par 10 (réglage de 0 à 45).
Dans la pratique, le mode de réglage varie suivant le type de régulateur.
On peut rencontrer :
Régulateur analogique avec visualisation directe de la courbe de chauffe.
Potentiomètre de réglage de la pente.
Boîtier de dialogue pour régler la courbe de chauffe sur un régulateur électronique.
Le point pivot est le point fixe autour duquel tourne la courbe de chauffe lorsque l’on fait varier la pente. Un point pivot de base est généralement prédéfini sur les régulateurs ((20°, 20°), (35°, 15°),…). La valeur de celui-ci est reprise dans la notice technique de l’appareil.
Le point pivot prédéfini dans le régulateur ne correspond pas forcément aux besoins réels du bâtiment.
Il est possible de choisir un nouveau point pivot grâce à une translation verticale par rapport au point pivot de base. Celle-ci induira un déplacement parallèle de la courbe de chauffe par rapport à la courbe de base.
Dans la pratique, le déplacement parallèle de la courbe de chauffe peut s’effectuer grâce à :
Potentiomètre gradué en température d’eau.
| Exemple.
1 graduation = 5°C de déplacement (ou 5°C de température d’eau en plus ou en moins). |
| Tracer la courbe de chauffe programmée sur le régulateur. |
Lorsque le bâtiment est occupé de façon intermittente, un ralenti nocturne des installations de chauffage s’impose. Dans une régulation à température d’eau variable, cela se traduit souvent par un changement de courbe de chauffe programmé pour les périodes d’inoccupation, bien que cela ne soit pas la manière la plus performante de pratiquer l’intermittence.
Les régulateurs proposent généralement un déplacement parallèle de la courbe de chauffe pour la nuit via :
Potentiomètres gradués en température ambiante ou en température d’eau.
Pour des corps de chauffe dimensionnés en 90/70, on considère généralement qu’une variation de 4 – 5°C de température d’eau entraîne une variation de température ambiante de 1°C.
En fonction du type de régulateur, le déplacement parallèle de nuit proposé correspond :
Abaissement de la température de l’eau par rapport à la courbe de base ou par rapport à la courbe réelle de jour.
Il est donc important de vérifier dans la documentation de l’appareil de régulation le mode de ralenti que celui-ci applique.
Certains régulateurs proposent une limite basse et une limite haute de température de l’eau.
La limite basse permet par exemple de :
La limite haute de température est notamment utile lors de l’utilisation de planchers chauffants.
Sur beaucoup de régulateurs, le réglage de la température de l’eau en fonction de la température extérieure peut être corrigé de façon automatique par exemple, en fonction d’une mesure de température intérieure, en fonction d’une sonde d’ensoleillement, …
La solution la plus courante est le placement d’un thermostat d’ambiance dans un local témoin. En fonction de l’écart entre la température réelle la consigne, le régulateur va corriger le réglage de sa courbe de chauffe.
Cette possibilité ne signifie cependant nullement que la courbe de chauffe ne doit pas être réglée au préalable. En effet, l’ampleur de la correction possible est limitée pour éviter l’influence du comportement des occupants du local témoin sur la courbe de chauffe (ouverture des fenêtres, « occultation » de la sonde, …).
Quatre situations peuvent se présenter à l’utilisateur :
Dans chacun des cas, il s’agira de définir la pente de la courbe et le déplacement parallèle de celle-ci pour satisfaire aux besoins.
Notons ici, que beaucoup de régulateurs peuvent être « compensés » par une mesure de température ambiante. Dans ce cas, la température d’eau établie par la courbe de chauffe est affinée en fonction d’un thermostat d’ambiance situé dans un local témoin.
Cela ne dispense cependant pas de choisir une courbe de chauffe relativement correcte au départ, car l’ampleur des ajustements reste réduite.
Pour apprécier le réel impact d’une modification des paramètres de la courbe de chauffe lorsque l’installation est équipée de vannes thermostatiques, il est important de maintenir celles-ci en position ouverte durant la durée du réglage.
Toute modification des paramètres de la régulation doit être consignée par écrit :
La température extérieure de base est la température extérieure minimum qui est prise en considération pour le dimensionnement des installations de chauffage. Celle-ci est définie dans la norme NBN B62-003.
En théorie la température maximale de l’eau est la température de l’eau pour laquelle on a dimensionné toute l’installation de chauffage et qui doit garantir le confort en plein hiver. Souvent on dimensionne l’installation pour un régime d’eau 90/70. La température maximale de l’eau est alors de 90°C.
Cependant, dans la pratique, les corps de chauffe sont presque toujours surdimensionnés. Si les radiateurs ne sont pas équipés de vannes thermostatiques, une température d’eau de 90° conduit alors inévitablement à des surchauffes, même en plein hiver.
Suite aux plaintes des occupants, le responsable des installations aura sûrement déjà diminué la température de l’eau au niveau de la chaudière. En premier réglage, on choisira donc comme température maximum de l’eau la température à laquelle le responsable règle par expérience la température des chaudières lors des moments les plus froids de l’hiver, pour éviter les plaintes.
La température extérieure de non-chauffage est la température extérieure au-delà de laquelle il n’est plus nécessaire de chauffer.
Intuitivement, on pourrait imaginer que cette température est de 20°C. En fait, l’arrêt des installations de chauffage intervient pour des températures extérieures inférieures à 20°C. Dans nos régions, on considérera souvent une température moyenne extérieure de 15°C comme une température raisonnable de non-chauffage. Le complément de chaleur alors nécessaire au confort est fourni par les apports internes (occupants, éclairage, …) et les apports externes (soleil).
Lorsque la température extérieure a atteint la limite définissant l’arrêt des installations, la température de l’eau aura atteint un minimum. Ici aussi, on pourrait imaginer que ce point correspond pour une température intérieure de consigne de 20°C à une température extérieure de 20°C (besoins nuls) et à une température d’eau d’entrée et de sortie des corps de chauffe de 20°C (émission calorifique nulle).
Dans la pratique, la température de l’eau de chauffage ne peut descendre jusqu’à 20°C. Il est généralement convenu qu’une température minimum de 35°C est nécessaire pour compenser la sensation de fraîcheur due à l’important taux d’humidité ambiante régnant dans nos régions en mi-saison.
35°C de température d’eau pour 15°C de température extérieure est donc souvent recommandé comme point de non-chauffage.
La méthode décrite ci-après, s’applique au réglage de la courbe de chauffe à l’installation des appareils ou encore lorsque l’on veut supprimer complètement les anciens réglages qui paraissent erronés et repartir à zéro.
Premier réglage.
T° extérieure de base = ……… (a)
T° maximale de l’eau = ……… (b)
T° extérieure de non-chauffage = ……… (c)
T° minimale de l’eau = ……… (d)
Remarquons que certains régulateurs permettent un réglage immédiat de la courbe par définition des températures de plein hiver et de non-chauffage (visualisation directe de la courbe de chauffe, boîtier de dialogue).
Pente = [(b) – (d)] / [(c) – (a)] = ……… (e)
T° extérieure de non-chauffage = ……… (f)
T° minimum de l’eau = ……… (g)
Température de l’eau pour une pente égale à (e), le point pivot de base du régulateur [(f), (g)] et une température de non-chauffage égale à (c) = (g) + [(f) – (c)] x (e) = ……… (h)
Déplacement parallèle = (d) – (h) = ……… (i)
| Exemple de premier réglage. | |
| Déterminer votre propre réglage. |
Lorsqu’un inconfort se fait ressentir (trop chaud ou trop froid) en mi-saison, il y a lieu de corriger le déplacement parallèle.
De même, si on veut optimaliser le rendement énergétique de l’installation de chauffage, on abaissera progressivement la courbe de chauffe jusqu’à ce que les premières plaintes des occupants apparaissent.
Dans cette situation, une correction de la pente s’impose pour ne pas perturber le fonctionnement d’hiver.
Les ajustements se feront pas par pas (une graduation à la fois), un jour ou deux devant s’écouler entre deux modifications successives pour donner au bâtiment le temps de s’adapter à la modification.
Ajustement en mi-saison.
Pente = ……… (a)
Déplacement parallèle (en degrés) = ……… (b)
Le nouveau déplacement parallèle = l’ancien +/- une graduation (c)
T° extérieure de non-chauffage = ……… (d)
T° minimale de l’eau = ……… (e)
T° extérieure de base = ……… (f)
Pente = [(b) – (c)] / [(d) – (f)] + (a) = ……… (g)
| Exemple de réglage en mi-saison. | |
| Déterminer votre propre réglage. |
Lorsqu’un inconfort (trop chaud ou trop froid) se fait ressentir durant l’hiver, il y a lieu de corriger la pente de la courbe.
Ici aussi, par souci d’optimalisation du fonctionnement des installations, la courbe de chauffe sera abaissée jusqu’au minimum n’engendrant pas de plainte.
Les corrections doivent s’effectuer pas par pas (une graduation à la fois). Un jour ou deux doivent s’écouler entre deux actions successives.
Dans le cas d’une modification de la pente, deux méthodes peuvent être appliquées :
Nouvelle pente = ancienne pente +/- une graduation.
Ajustement en hiver.
Nouvelle pente = ancienne pente +/- une graduation.
La mi-saison venue, si des plaintes apparaissent, on appliquera la méthode de la 2ème situation.
| Exemple de réglage en hiver. | |
| Déterminer votre propre réglage. |
Lorsqu’une rénovation énergétique du bâtiment a été réalisée (placement de double vitrage, isolation des combles, …) la puissance calorifique nécessaire au confort diminue. Il convient donc d’ajuster la courbe de chauffe.
Mise en garde : lorsque la rénovation ne touche pas l’ensemble des locaux alimentés par le circuit à réguler, une modification de la courbe de chauffe risque d’entraîner une insuffisance de chaleur dans les locaux non rénovés. Dans ce cas une des solutions serait de maintenir l’ancienne courbe de chauffe et d’équiper les locaux rénovés d’éléments de réglage locaux (vannes thermostatiques) ou lors d’une rénovation plus importante des installations de chauffage, de séparer hydrauliquement les locaux ayant des besoins différents et de munir chaque circuit d’une régulation propre.
Ajustement après modification de l’enveloppe.
Pente actuelle = ……… (a)
Déplacement parallèle actuel = ……… (b)
T° extérieure de non-chauffage = ……… (c)
T° minimale de l’eau = ……… (d)
T° extérieure de base = ……… (e)
T° de l’eau de départ en plein hiver = (b) + (d) + (a) x [(c) – (e)] = ……… (f)
Température moyenne de l’eau dans un corps de chauffe dimensionné en régime 90/70.
T° moyenne de l’eau = ……… (g)
| Définition :
Le facteur d’émission « f » compare l’émission réelle (E) d’un corps de chauffe à son émission normalisée. Celle-ci est calculée pour une différence entre la température moyenne de l’eau du corps de chauffe et la température intérieure de 60°C et est appelée émission normalisée (E60). Ainsi f (= E / E60) vaut 1 lorsqu’en fonctionnement cette différence de température vaut 60°C Exemple :
Tableau 1 : Facteur d’émission des corps de chauffe courants en fonction de la différence (T° moyenne de l’eau – T° ambiante). Exemple : si Tmoyenne = 73°C, Tambiante = 20°C, Tmoyenne – Tambiante = 53°C (= 50°C + 3°C), f = 0,85 |
Différence de température corps de chauffe – ambiance intérieure = (g) – 20° = ……… (h)
Facteur d’émission du corps de chauffe avant rénovation = ……… (i)
Réduction des déperditions = ……… (j)
Exemple.
Ces valeurs peuvent être déterminées plus exactement grâce à la norme NBN B 62-003 (calcul des déperditions). On peut également ajuster la courbe de chauffe par tâtonnements comme dans les situations 2 et 3. |
Nouveau facteur d’émission = (i) x [1 – (j)] = ……… (k)
Différence de température ambiance – corps de chauffe = ……… (l) (suivant le tableau 1, à partir du facteur d’émission)
T° moyenne de l’eau du corps de chauffe = (l) + 20° = ……… (m)
Température de départ de l’eau en plein hiver = ……… (n)
Température moyenne de l’eau dans un corps de chauffe dimensionné en régime 90/70.
À partir de (n), on appliquera la démarche décrite dans la 1ère situation.
| Exemple de réglage après rénovation de l’enveloppe. | |
| Déterminer votre propre réglage. |
Si le vitrage est récent, un nom commercial d’identification de vitrage, propre à chaque firme, se trouve gravé dans l’intercalaire du double vitrage et est lisible à l’œil nu même lorsque le vitrage est posé. Il reprend : les dimensions, l’agrément technique, le code commercial, le nom de l’usine, le chiffre de production, etc.
Cet indice permettra au fabricant de vous communiquer précisément les caractéristiques lumineuses et énergétiques du vitrage.
On place une allumette devant le vitrage, si la flamme est reflétée 4 fois, nous sommes en présence d’un double vitrage. Ou plus simplement, le double vitrage se reconnaît grâce à la présence de l’espaceur entre les 2 feuilles de verre.
Si une des 4 flammes est bleue, le double vitrage est équipé d’une couche basse émissivité.
Si deux verres sont collés sans espace interstitiel, ce verre est feuilleté.
Il est difficile de quantifier précisément les performances d’un vitrage vis-à-vis du contrôle solaire. Les propriétés d’absorption et de réflexion sont présentes ensemble mais dans des proportions variant d’un vitrage à l’autre.
Un vitrage teinté et aux reflets mats accuse des propriétés absorbantes souvent importantes.
Les vitrages de couleur bleue claire ou verte, ont généralement un coefficient de transmission lumineuse plus élevé que les vitrages teintés traditionnels de couleur bronze ou grise mais un facteur solaire moins élevé que ces derniers.
Lorsque les fenêtres sont à ouvrant, on peut évaluer la transmission lumineuse d’un vitrage, en comparant les éclairements mesurés dans le local à l’aide d’un luxmètre lorsque la fenêtre est fermée et lorsqu’elle est ouverte.
On peut classer les vitrages selon leurs caractéristiques, par exemple leur facteur solaire (FS) et leur transmission lumineuse (TL).
Certaines firmes distribuent des lecteurs d’épaisseur de vitrages permettant d’évaluer rapidement l’épaisseur d’un vitrage et de l’espace intercalaire.
En appuyant le lecteur contre le vitrage selon une inclinaison précise, des cercles correspondant aux différentes épaisseurs de vitrages possibles dessinés sur la surface du lecteur sont reflétés deux fois sur le vitrage. Le cercle dont les 2 reflets sont tangents est celui dont l’épaisseur correspond à l’épaisseur du vitrage.
…le type de gaz présent dans l’espace entre les deux verres d’un double vitrage.
Connaissant le nombre de verres, leurs épaisseurs, la présence d’un film basse émissivité et les tendances à contrôler le rayonnement solaire, on peut évaluer grossièrement le type de vitrage, son coefficient de transmission thermique U, à l’aide des valeurs de référence des différents types de vitrages présents sur le marché.
| Pour connaître les caractéristiques thermiques et lumineuses des vitrages courants. |
Les constructeurs proposent généralement des épaisseurs de 5, 8 ou 10 cm. Lors de l’acquisition d’un nouveau ballon, nous recommandons sans hésiter une isolation de 10 cm.
Passer de 5 à 10 cm est amorti généralement en 3 ans. L’investisseur est donc récompensé dès la 4ème année. Pouquoi s’en priver : c’est un placement plus sûr qu’à la bourse de New York !
Si vous n’êtes pas convaincu, utilisez le petit programme ci-après et testez deux épaisseurs différentes : le gain financier apparaîtra sur les 30 ans de durée de vie du ballon.
| Pour évaluer la rentabilité de la pose d’un isolant, cliquez ici ! |
Cette très bonne rentabilité de l’isolant est liée au fait que l’eau chaude est maintenue en permanence à haute température par rapport à l’ambiance (Delta T° élevé).
Voici les recommandations du programme suisse « Ravel » pour les accumulateurs calorifugés sur place
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Contenance en litres |
Épaisseur minimale de laine minérale en cm |
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< 400 |
10 |
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de 400 à 2 000 |
12 |
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> 2 000 |
14 |
La lutte contre le développement de la légionelle ne fait que renforcer la nécessité d’une forte isolation puisque la température de maintien dans le ballon doit atteindre un minimum de 60°C.
On rencontre différentes techniques :
Parmi ceux-ci, surtout si le montage a lieu sur chantier, on sera attentif à deux critères :
C’est le défaut des accumulateurs : ils prennent beaucoup de place.
Accumulateurs d’eau chaude en milieu hospitalier.
Si nécessaire, il est possible de limiter le volume de stockage en augmentant la consigne de stockage au delà de 60°C. Mais il est alors nécessaire de placer un mitigeur thermostatique pour diminuer la température de distribution.
En voici le schéma pour une installation électrique :
Pour éviter le développement de la légionelle, il faut éliminer les zones tièdes dans les ballons de stockage. On sera donc attentif à la conception du ballon et à une éventuelle poche d’eau tiède qui se formerait en dessous de l’élément chauffant (la face inférieure du ballon est-elle isolée ?). L’existence d’un robinet de purge en partie inférieure est également un facteur favorable pour la maintenance.
Il faut savoir que les installations d’eau chaude sanitaire sont tapissées d’un dépôt visqueux (le biofilm) composé de micro-organismes, dont des amibes… Or les légioelles créent des colonies dans les amibes. Et une fois logées dans celles-ci, elles peuvent exceptionnellement résister jusqu’à 80°C car les amibes sont plus résistantes à la chaleur !
« Les installations doivent être entretenues régulièrement; à cet effet, les appareils de production d’eau chaude seront dotés des ouvertures nécessaires » (source CSTC).
Si un ballon de 1 000 litres à 50°C est vidé pour moitié, il faut y trouver 500 litres d’eau à 50°C (encore exploitables) et 500 litres à 10°C. Et non 1 000 litres à 30°C, inutilisables…
La stratification des températures, assure la valorisation du volume utile et donc supprime tout besoin de surdimensionnement du stockage, générateur de pertes par l’enveloppe.
Pour réaliser cette stratification correcte, on adoptera :
Exemple d’isolation de la tuyauterie de départ.
Pour limiter la consommation d’énergie, il est souvent judicieux d’arrêter la boucle de circulation durant la nuit. Mais cette mesure entraîne une perturbation de la stratification lors du réenclenchement de la circulation. Il est alors utile de programmer cet enclenchement à la fin de la période de chauffage de nuit, pour bénéficier encore du tarif avantageux.
Dans les calculs de dimensionnement, pour tenir compte du degré de stratification des ballons, on considérera une température minimum possible du stock de 10° et on y associera un coefficient d’efficacité ‘a’. Dans la plupart des cas courants, celui-ci prendra une valeur de 0,8 à 0,95 (bonne stratification), ce qui signifie que 80 à 95 % du volume réel du ballon est utilisable pour la température voulue. Si on se trouve dans le cas d’un ballon avec mélange important, ‘a’ peut descendre jusqu’à 0.45.
Combien de ballons ne sont-ils pas surdimensionnés !!!
Ils génèrent des pertes de chaleur permanentes par leurs parois…
| Pour calculer le volume de stockage nécessaire, cliquez ici ! |
parmi les différentes matières de cuve, pour lutter contre la corrosion de l’eau, on prévoit (source RAVEL-Suisse, que nous n’avons pas vérifiée) :
Les cuves émaillées seront en plus munies d’une protection cathodique : le principe est de protéger l’acier par un métal moins noble que lui. Aussi, les constructeurs incorporent généralement une anode sacrificielle (une barre de magnésium) qui, sacrifiée, se dissout… laissant l’acier intact.
Une régulation de température par mélange avec l’eau froide de distribution procure divers avantages :
Mieux : il est judicieux de placer des mitigeurs thermostatiques séparés pour les différents usages de l’ECS dans un bâtiment. La température de l’eau sera adaptée aux différents usages (cuisine et buanderie, chambres, …).
Le risque de brûlure est limité et les pertes des conduites sont diminuées. Les vannes trois vannes seront équipées d’un moteur rapide. La sonde de température aura une très faible constante de temps et sera placée à moins de 50 cm après le mélange.
Dans le cas où les douches n’ont pas leur propre régulateur thermostatique, la régulation de la température de départ peut être améliorée en plaçant un petit ballon entre la vanne et la sonde de température (source : Costic). Un dispositif de sécurité anti-brûlure fermera la vanne en cas de dépassement de la température maximale.
S’il existe une boucle de distribution, le retour de boucle doit être repiqué sur l’entrée « Eau Froide » de la vanne mélangeuse (voir schéma similaire pour la préparation instantanée gaz).
Mais question ?
Peut-on conserver une boucle à température mitigée… sans risque de développement de la légionelle ?
Deux réponses semblent possibles :
Il semble que la réponse actuelle soit de placer toute dérivation de plus de 5 m ou de plus de 3 litres sur une boucle (maintenue à un départ de 60 et un retour de 55°C min.), ou d’y organiser un rinçage automatique par semaine.
| Comparaison de différents systèmes de production avec accumulateur. |
Le ballon de stockage est chauffé par un serpentin d’eau chaude. Le chauffage de l’eau du serpentin est réalisé grâce à une chaudière (gaz, fuel, …) qui assure également le chauffage du bâtiment.
Pour les petites puissances, il est possible que le ballon soit intégré dans la même jaquette que la chaudière. Cette solution a l’avantage de présenter moins de pertes vers l’ambiance, en raison
On peut parler ici de semi-accumulation puisque le stockage permet de subvenir aux besoins de pointe et la chaudière reconstitue ensuite rapidement le stock d’eau chaude.
L’avantage de ce système est de permettre un approvisionnement important, sans risque de « pénurie » en fin de journée (contrairement au système à accumulation électrique), et avec un confort d’approvisionnement optimum (contrairement au système instantané gaz).
Pour limiter les pertes de distribution au niveau du collecteur primaire, il est conseillé de raccorder la production d’eau chaude directement sur la chaudière, ce qui permet de fonctionner en température glissante au niveau du collecteur primaire (diminution des pertes), tout en pratiquant une priorité sanitaire.
De même, en été, cela permet de ne pas maintenir en température tout un collecteur uniquement pour produire de l’eau chaude.
Lorsque l’installation de chauffage est composée de chaudières en cascade de puissances différentes, il est évident qu’en été, c’est la chaudière dont la puissance est la plus proche des besoins de la production d’ECS qui doit être utilisée, de manière à limiter les pertes à l’arrêt de la chaudière et à optimaliser les temps de fonctionnement du brûleur.
Autrefois le risque de corrosion (lié à la condensation de la vapeur d’eau des fumées) entraînait le maintien en température de la chaudière fuel toute l’année, y compris l’été. On parlait d’un maintien « sur aquastat » à 65°C, par exemple.
Mais aujourd’hui, il est possible de sélectionner une chaudière régulée à température glissante, c’est à dire dont l’aquastat descend lorsque la température extérieure remonte. Le rendement de combustion en est amélioré.
La présence d’un ballon d’eau chaude perturbe cette volonté de travail à basse température. Pour réchauffer l’eau chaude sanitaire, une température minimale de 70°C environ est en effet nécessaire. Temporairement, par mesure de précaution anti-légionelle, une montée de l’eau de stockage à 70°C est même parfois organisée.
Pour résoudre ce problème, il est possible de mettre en place une régulation avec telle que la chaudière ne monte en température qu’au moment du réchauffage du ballon. Le ou les vannes mélangeuses des circuits de chauffage se ferment alors légèrement.
Pour plus d’infos sur la régulation en présence d’une production combinée, cliquez ici !
Si l’on prévoit que la demande peut être couverte facilement par une ou deux relances de la chaudière sur la journée, il sera utile de greffer une horloge sur la régulation pour imposer les plages horaires durant lesquelles le réchauffage du ballon est autorisé. Par exemple : de 5 à 7 heures du matin (juste avant la relance, ainsi on peut profiter de la haute température de l’eau) et de 16 à 18 heures en fin de journée. On évitera dès lors de remettre la chaudière en route pour un puisage d’un seau d’eau ! c’est surtout avantageux en été, bien sûr, mais ce l’est également en hiver puisque la température moyenne saisonnière de l’eau d’une chaudière régulée en fonction de la température extérieure est de 43°C.
Cette technique a fait l’objet d’une simulation sur une installation ECS domestique (consommation de 45 m³ à 55°C). Voici les rendements obtenus (source « Chauffage et production d’ECS » – M. Rizzo – Éditions Parisiennes) :
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Chauffage de l’ECS constant |
Chauffage de l’ECS programmé |
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Été |
44 % | 66 % |
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Hiver |
69 % | 80 % |
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Année |
59 % | 75 % |
Soit un gain moyen annuel de 16 % sur la production d’eau chaude.
Alternative : s’il est difficile de planifier les périodes de chauffage de l’eau chaude, il est possible d’obtenir un effet similaire en régulant le ballon au moyen d’un thermostat à fort différentiel situé en partie haute (au moins au 2/3 de la hauteur). Ce thermostat arrête la pompe de circulation du réchauffeur quand on atteint la température de ballon désirée, généralement 60 à 65°C, et remet le chauffage en service quand la température d’eau tombe à 40/45°C.
Nous sommes en présence d’un paradoxe :
Deux solutions apparaissent :
> 1° Il existe deux raccordements de retour à la chaudière à condensation. Le retour de l’eau chaude sanitaire est raccordé à l’entrée « haute température ». On a abandonné tout espoir de condenser avec le réseau d’eau chaude sanitaire.
> 2° On décide au contraire de valoriser au maximum la condensation. Sachant que la température de retour doit être inférieure à 53°C, on décide de travailler avec un circuit d’eau de chauffage du ballon à la plus basse température de retour possible. Lors du dimensionnement de la puissance de l’échangeur de production d’eau chaude, un retour à 40 .. 45°C est choisi, par exemple via un régime 70° – 40° ou 90° – 45° au lieu d’un traditionnel régime 90° – 60°.
| Pour plus d’informations sur les circuits hydrauliques favorables à la condensation, cliquez ici ! |
Le placement d’une résistance électrique complémentaire permet de désolidariser la production de chaleur en été et d’arrêter la chaudière. On parle d’un accumulateur mixte.
Un tel équipement est également perçu comme un moyen d’assurer un complément de chaleur à un système de production de chaleur par énergie solaire ou par pompe à chaleur, par exemple. Mais la position de l’échangeur électrique est alors toute autre ! Il va se placer en position médiane, créant 2 ballons : un demi-ballon inférieur pour le préchauffage solaire et un demi-ballon supérieur pour l’appoint électrique.
Parmi les différentes techniques de chauffe, les résistances tubulaires blindées (thermoplongeurs) présentent de nombreux avantages sur leurs concurrents en céramique, dont notamment :
Le thermoplongeur est en contact direct avec l’eau du boiler et est donc susceptible de s’entartrer. Pour le remplacer, il faut vider complètement le réservoir. Ce n’est pas le cas pour les résistances logées dans un fourreau que l’on peut remplacer facilement.
Les thermostats installés sur les chauffe-eau sont préréglés (60 à 65°C) mais il est important de choisir un appareil dont le point de consigne peut être modifié si nécessaire.
Pour permettre la dilatation de l’eau lors du chauffage, on trouvera en amont du chauffe-eau un groupe de sécurité (un par appareil), comportant un robinet d’arrêt, un clapet de retenue, une soupape de sûreté et un dispositif de vidange.
Il doit porter l’agréation ANS-NAV (reconnaissable aux initiales NA devant le numéro de référence).
Il est possible de greffer plusieurs accumulateurs électriques de forte capacité. Leur dimensionnement correct est très important puisque :
Si une relance est nécessaire en journée, une bonne gestion de cette relance doit être réalisée :
Hydrauliquement, ces appareils seront montés en série, avec un by-pass permettant d’isoler chaque ballon le cas échéant.
La distribution doit être indépendante du stockage. Il faut proscrire les montages « ballons en parallèle » et « bouclage par stock complet » qui amènent à des relances diurnes coûteuses puisque l’eau de recirculation détruit toute la stratification.
Un bouclage par le dernier ballon est à la limite possible si le volume du stock est approprié : 250 litres à 65°C sont nécessaires pour 100 mètres de tuyauterie de distribution à 50°C, bien isolée.
Pour limiter les pertes de stockage, préférer 2 ou 3 grands ballons plutôt que de nombreux petits ballons.
La première mesure pour améliorer la stratification consiste à installer des ballons verticaux et bien calorifugés.
La qualité de la stratification des températures dans le ballon est d’autant plus cruciale que l’on souhaite valoriser l’énergie électrique de nuit. Pour gérer l’effet de déstratification lié au retour de l’eau « froide » de circulation, deux techniques sont possibles :
Mais il nous semble que dans les deux cas le bilan financier risque d’être lourd, puisque l’on réchauffe l’eau par de l’électricité de jour.
Les techniques de stratification exprimées ci-dessus seront préférées (et tout particulièrement l’isolation renforcée de la boucle de circulation), complétées par une légère augmentation de la température du ballon : en misant sur la faiblesse de la chute de température dans la boucle, on pourrait se passer de réchauffeur.
Si la boucle est fort longue, un réchauffeur semble inévitable. Rappelons qu’une tuyauterie bien isolée perd 7 W/m. Si le circuit totalise 150 m de longueur, c’est une puissance d’1 kW qui est émise. La chaleur perdue en 24 heures correspond au chauffage de 430 litres à 60°C… Et le coût en chauffage électrique avoisine les 750 € par an.
Autre solution : abaisser la consigne du réchauffeur de boucle afin de juste maintenir la température minimale souhaitée.
Un des désavantages de cette technique est le risque de tomber à court d’eau chaude en fin de journée, en cas de puisages très importants. Pour éviter cela, il faut :
Dans ce dernier cas, on adoptera un appareil équipé de 2 résistances :
l’élément chauffant inférieur assure la charge nocturne à bas tarif, alors que l’élément chauffant supérieur couvre les demandes de pointe en eau chaude durant la journée, soit environ le 1/3 supérieur du ballon. L’enclenchement simultané des deux résistances n’est généralement pas autorisé en raison de la puissance cumulée.
La température de stockage est généralement comprise entre 50 et 60°C.
Si la longueur des circuits entre ballon et point de puisage dépasse 5 à 6 mètres, on n’hésitera pas à dédoubler le ballon électrique.
Les thermostats des batteries électriques doivent être équipés d’une double sécurité contre la surchauffe, cette deuxième sécurité devant être active sur toutes les phases.
Étant donné le coût de l’électricité, une horloge ou une télécommande sur le réseau du distributeur commanderont la charge durant les heures creuses (la nuit ou le WE).
L’avantage de ce type d’équipement (par rapport à la solution électrique), c’est que le fonctionnement n’est pas réservé à la nuit. À tout moment le stock d’eau chaude peut se reconstituer, ce qui permet de mieux gérer des puisages importants et exceptionnels. En fait, on peut parler ici de système semi-instantané ou semi-accumulation.
Mais malheureusement, ces accumulateurs gaz sont généralement équipés d’un brûleur atmosphérique restant ouvert en permanence vers la cheminée. De l’air à température ambiante entre dans l’appareil et sort par effet de cheminée, évacuant ainsi une part de la chaleur stockée…
Il en résulte des pertes à l’arrêt plus importantes que pour un ballon totalement fermé (ballon électrique ou ballon avec serpentin d’eau chaude) et le rendement saisonnier diminue.
Il sera donc très utile de demander au fournisseur la consommation de maintien annoncée (ou cachée…) de son appareil pendant 24 heures sans puisage (c.-à-d. la consommation pour simplement assurer le maintien de l’eau à 60°C durant 24 h).
Les appareils à ventouse sont probablement meilleurs à ce niveau (dépression moins forte de la cheminée). Idéalement, il faut choisir un appareil à air pulsé (ou aspiré) : lorsque la flamme s’arrête, la ventilation est stoppée elle aussi.
Accumulateur gaz à ventouse.
Cette fois, le foyer restera clos lors de l’arrêt du brûleur.
Un compromis entre préparateur instantané gaz et accumulateur gaz peut être trouvé dans les appareils dits « accumulateur à gaz à chauffe rapide ».
Ils peuvent travailler en toute autonomie, ce qui permet de séparer les fonctions chauffage et production ECS.
Leur foyer est ouvert, donc de l’air ambiant, attiré par la dépression de la cheminée, va balayer l’appareil et refroidir l’eau stockée en permanence. La flamme s’allumera régulièrement,… rien que pour maintenir l’eau en température.
| Exemple.
Voici la fiche catalogue de l’appareil ci-dessous : Capacité : 185 l Puissance utile : 9,18 kW Consommation d’entretien : 5,04 kWh/24 h
Sur base des données catalogue, on obtient un assez bon rendement instantané de combustion : 9,18/10.2 = 90 % Mais par contre on annonce une consommation d’entretien de 5,04 kWh/24 h. Imaginons que seulement 150 litres d’eau à 45°C soient utilisés. Cela représente une énergie utile de : 0,150 m³ x 1,163 kWh/m³.K x (45 – 10) K = 6,1 kWh Le rendement de stockage devient 6,1 / (6,1 + 5,04) = 55 % Soit un rendement global de 55 % x 90 % = 49,5 % !!! Bien sûr, on a utilisé l’appareil en mode accumulation pure… Si, par contre, on lui fait tirer 2 000 litres d’eau chaude sur la journée, le rendement se rapproche des 90 % annoncés. |
Condenser la vapeur contenue dans les fumées de l’appareil au gaz ? Bien sûr, puisque l’eau arrive à 10°C dans le bâtiment ! Du moins, à première vue car le ballon est globalement maintenu à une consigne de 60°C …
Les constructeurs ont donc logiquement utilisé la stratification régnant le réservoir : les fumées sont refroidies jusqu’à condenser dans un échangeur qui se termine dans la partie froide du ballon.
En soutirage continu, le fabricant annonce un rendement de combustion de 105 % sur PCI.
À noter que l’utilisation d’un ventilateur (obligatoire puisque les fumées froides ne montent plus toutes seules…) garantit de très faibles pertes par balayage à l’arrêt du brûleur.
Calorifuge soigné, rendement de combustion élevé, pertes à l’arrêt maîtrisée,… le parent pauvre de l’HVAC a enfin ses lettres de noblesse !
Il existe différentes technologies de pompe à chaleur (PAC) pour la préparation de l’eau chaude sanitaire.
Il est important de placer l’évaporateur de la pompe à chaleur (PAC) dans un milieu chargé de chaleur « gratuite » ! Il n’y a pas de sens à le placer dans un local qui doit être chauffé…
Le placement dans une cave est toujours sujet à réflexions. Faut-il récupérer les pertes de l’installation de chauffage, pertes par des tuyauteries mal isolées par exemple ? La réponse nous semble non. Le refroidissement de la cave par la PAC ne ferait qu’augmenter les pertes du réseau… Si une PAC est placée dans une vieille chaufferie, et qu’une rénovation ultérieure supprime ces pertes, c’est l’investissement dans la pompe à chaleur qui s’en trouve pénalisé…
Le bon réflexe consiste d’abord à limiter les pertes. Et à chercher une véritable source de chaleur « gratuite »
On cite un volume de local de 25 m³ au minimum par kW de puissance compresseur installée, mais nous préférons analyser la puissance de la source de chaleur.
Cet emplacement doit être compatible avec le souhait de ne pas s’éloigner des points de soutirages d’eau chaude (cuisines, sanitaires, …). À défaut, il faudra soit utiliser un système « split », soit un appareil muni d’un raccord pour gaine de ventilation.
La réflexion doit inclure l’hiver et l’été, et donc éventuellement prévoir un orifice donnant sur l’extérieur pour la période estivale. Si l’appareil n’est pas en service pendant la période de chauffage, les critères ci-dessous doivent être adaptés.
On évitera les locaux :
La chaleur de la PAC est fournie au condenseur de la machine. Pour les appareils avec intégration du condenseur dans le ballon d’eau chaude, les exigences suivantes sont requises :
Il nous semble que le système où le transfert de chaleur est réalisé par un condenseur extérieur disposé tout autour de l’accumulateur d’eau chaude est plus adéquat, toute infiltration du frigorigène étant alors impossible. De plus, suite à la surface importante de l’échangeur, le dépôt de tartre est exclu.
Il existe également des pompes à chaleur pour l’eau chaude sanitaire placée sur le retour de la boucle de circulation. Ce choix permet :
Réchauffage de la boucle par la PAC.
Chauffage du ballon par la PAC.
Utilisation d’eau chaude.
L’ensemble de ces arguments intéressants permettent-ils d’amortir le coût de l’investissement dans un double équipement de production de chaleur ? C’est le calcul à faire !
Pour diminuer la température de condensation de la PAC (et donc augmenter sa performance), il faut concevoir la PAC comme une source de chaleur de préchauffage jusque 35°C ou 45°C, par exemple. L’appoint serait donné par une deuxième source de chaleur, dans un deuxième ballon en série. Ce n’est pas forcément une résistance électrique pour ne pas diminuer la performance énergétique globale du projet…
Bien souvent on se contente d’un système d’accumulateur mixte, mais la stratification des températures n’est pas parfaite (la résistance chauffera une certaine part du ballon, s’il n’y a pas de grilles de stratification dans le ballon). Plus important, il faut se rendre compte que le ballon de préchauffage est à une température idéale de prolifération de la légionelle. Ce n’est pas grave pour autant qu’il soit suivi d’une réserve à haute température dans laquelle l’eau reste durant un temps suffisamment long (3 heures à 60°C, par exemple, ou 1 heure à 70°).
ll faut donc s’assurer que le débit d’eau de pointe ne génère passage trop rapide dans le 2ème ballon, sans assurer le temps de destruction des bactéries.
Le dimensionnement d’un préparateur d’eau chaude sanitaire avec pompe à chaleur est sensiblement identique au dimensionnement d’un chauffe-eau électrique traditionnel.
Pour favoriser le fonctionnement de nuit de la PAC (bas tarif), une majoration du volume de stockage est préconisée. Mais s’il s’agit d’une PAC sur l’air extérieur, cette technique de chauffage de nuit doit être étudiée de plus près car la température de nuit étant plus faible, c’est le COP, coefficient de performance de la pompe à chaleur, qui diminue. Il faut donc comparer (sur base de la documentation du constructeur) la baisse du COP et la baisse du tarif électrique.
Ce raisonnement est aussi fonction du type de source froide : une récupération de chaleur sur l’air extrait se fera essentiellement en journée, par exemple.
Le bilan énergétique est directement fonction du COP, coefficient de performance de la pompe à chaleur.
Un COP de 3 signifie que pour 1 kWh électrique consommé au compresseur, on obtiendra 3 kWh au condenseur, c.-à-d. dans le ballon d’eau.
Il est difficile d’obtenir des informations neutres à ce sujet. De nombreux paramètres influencent le bilan final : la température de l’eau sanitaire, la température de la source, le fluide de transfert,… La température de l’eau chaude sanitaire est un facteur prépondérant : comment l’appoint est-il fourni ? comment la gestion de la légionelle va-t-elle influencer ce bilan ?
Ci-dessous, voici l’évolution du coefficient de performance telle que présentée dans une étude suisse réalisée en 1994 pour le compte de l’Office fédéral des questions conjoncturelles (programme RAVEL).
Rappelons que le facteur numéro 1 de consommation restera la quantité d’eau chaude consommée !
À l’heure actuelle, le choix d’une pompe à chaleur comme préparateur d’eau chaude sanitaire devient délicat vu sa difficulté à atteindre des températures de l’ordre de 55 °C minimum nécessaires à la lutte contre la prolifération des légionelles.
Afin d’adapter les débits d’extraction du local de cuisson aux besoins réels, il est possible de faire tourner le ventilateur d’extraction à une vitesse inférieure à sa vitesse maximale. Dans ce cas, si la pulsion est également mécanique, le ventilateur de pulsion (qu’il soit dans le même local ou dans un autre : système avec transfert) devra être asservi au fonctionnement du ventilateur d’extraction.
Le taux de filtration des séparateurs de graisse étant relatif au débit, il est impératif que tout système de gestion assure toujours le débit minimum nécessaire pour garantir une filtration adéquate dès qu’un appareil est en utilisation. Le fabricant des hottes, plafond filtrant ou séparateurs de graisse est à consulter en cas de gestion du ventilateur d’extraction uniquement.
Il existe 2 approches différentes. Une gestion générale sur le groupe d’extraction uniquement et une gestion ou chaque segment de hotte, généralement d’une longueur maximale de 3m, est traité indépendamment des autres segments. La gestion par segment ayant un gain énergétique plus ou moins double par rapportau système de gestion sur groupe uniquement, le retour sur investissement des deux systèmes est environ identique.
Pour une telle gestion, chaque segment doit être équipé d’un clapet mécanique motorisé qui adapte le débit selon le besoin du segment. Comme pour un bon fonctionnement le temps de réaction est critique, les clapets sont munis de moteurs rapides et le système gère le groupe d’extraction directement. Ces systèmes peuvent éventuellement être complétés par une horloge sur le circuit électrique qui coupe la ventilation pendant les heures ou les locaux sont inoccupés.
Les possibilités pour une gestion par segment sont :
Le calcul du débit se fait à l’aide de sondes infrarouges intégrées dans le plafond (ou les hottes) qui mesurent à tout instant le fonctionnement de chaque appareil individuellement. Pour des raisons d’hygiène et de sécurité il est important que ces sondes soient installées à fleur avec le plafond ou les hottes.
Chaque appareil de cuisine nécessitant un certain débit, le débit total nécessaire pour un segment est alors calculé sur base des données des sondes infrarouges individuelles. Ces différents débits sont sommés par un calculateur central qui envoie alors un signal (par exemple 0-10V) vers le groupe d’extraction et le clapet modulant le débit total de chaque segment. Certains fabricants permettent ainsi de gérer jusqu’à 4 locaux sur un même extracteur.
Cette gestion peut être complétée par une sonde de température d’ambiance, une sonde de CO2 ou autre sonde qui génèrerait une demande supérieure selon les situations spécifiques de chaque cuisine. Par exemple : une grande baie vitrée exposée au soleil ou une ouverture vers le restaurant dans le cas d’une situation front-cooking. Situations dans lesquelles sans activité dans la cuisine, la température ou le taux de CO2 pourraient dépasser les valeurs acceptables et un débit supérieur serait donc nécessaire.
Le calcul du débit se fait à l’aide d’un système de lasers qui mesurent la densité de l’air au-dessus des appareils de cuisson. Ce système ne détecte pas la source de chaleur directement mais les effets secondaires de la cuisson : la vapeur ou les fumées.
Une grande importance est à donner au placement correct de chaque faisceau (par segment) afin de s’assurer que le flux passe bien devant ce faisceau, sans ceci le système risquerait de rester sans réaction.
Comme ce système détecte uniquement l’effet secondaire crée par la cuisson, il réagit plus tardivement que les systèmes à sondes infrarouge. Une manière de contrer ce retard de réaction est d’augmenter les débits minimum à 50% du débit total requis.
Ce système peut également être accompagné de sondes de température, CO2 ou autre.
Vu la difficulté d’installation des faisceaux lasers, ce système est souvent installé en tant que système de gestion du groupe uniquement. Les lasers sont alors incorporés dans les extrémités latérales de la hotte assurant ainsi une installation correcte permanente.
Tous les systèmes décrits ci-dessous nécessitent un déclenchement manuel, par horloge ou par sonde. La gestion du débit ne se fait qu’une fois l’extraction enclenchée.
Une attention particulière aux caractéristiques de chaque fabricant de hottes/plafonds est à prendre en compte avant toute installation de gestion sur le groupe uniquement.
Il existe plusieurs possibilités pour une telle gestion.
Une première solution consiste à utiliser un ventilateur à 2 vitesses commandé par un interrupteur à 3 positions (grande vitesse, petite vitesse et arrêt).
On peut, bien entendu, étendre ce système à un ventilateur à plus de deux vitesses.
Les utilisateurs règlent manuellement la vitesse du ventilateur selon l’intensité des activités.
| Cette gestion n’est efficace que si elle est accompagnée d’une sensibilisation des utilisateurs aux économies d’énergie. En effet, l’expérience montre que les oublis sont fréquents et que la grande vitesse fonctionne souvent 24/24 ! Pour en savoir plus. |
Une deuxième solution consiste à placer une horloge sur le circuit électrique de la ventilation. Elle sera programmée afin d’adapter les débits de ventilation selon les temps d’activité supposés de la cuisine.
On choisit un ventilateur à 2 vitesses comme ci-dessus. Mais cette fois, c’est l’horloge qui commande le passage d’une vitesse à l’autre.
Fonctionnement continu à grande vitesse.
Fonctionnement intermittent avec horloge.
L’horloge peut aussi couper la ventilation pendant les heures d’inactivité totale de la cuisine (en général de 15h00 à 7h00).
On peut, bien entendu, étendre ce système à un ventilateur à plus de deux vitesses.
Une dérogation au programme horaire est à prévoir. Elle doit pouvoir être réalisée par une manœuvre simple avec retour automatique au programme.
L’inconvénient de l’horloge est qu’elle fonctionne suivant l’utilisation supposée, et non pas réelle, de la cuisine.
On choisit un ventilateur à 2 vitesses comme ci-dessus. Mais cette fois, c’est une sonde de température qui commande le passage d’une vitesse à l’autre.
On peut, bien entendu, étendre ce système à un ventilateur à plus de deux vitesses.
La sonde est placée dans le flux d’air de la gaine d’extraction. Ainsi, elle mesure principalement la chaleur convective dégagée par l’activité et non la chaleur rayonnante car le but de la ventilation est effectivement d’évacuer la chaleur qui se trouve dans l’air et non la chaleur rayonnante des équipements.
Comme ce système ne travaille qu’à débit réduit tant qu’aucune augmentation de température significative n’est remarquée, les buées propagées ne sont pas toutes captées par la hotte, retardant son déclenchement. Ce système a donc fort tendance à réagir tardivement sur un changement d’utilisation des appareils. Un débit minimum plus élevé peut remédier à ceci.
Certains fabricants placent la sonde de température dans la pièce plutôt que dans le conduit d’extraction. Comme ceci implique que l’air chaud contenant vapeurs et graisses se propage d’abord dans la cuisine avant que le débit ne soit augmenté, ce genre d’installation est fortement à déconseiller.
On choisit un ventilateur à 2 vitesses comme ci-dessus. Mais cette fois, une mesure est faite sur le courant appelé par l’ensemble des appareils du local de cuisson. C’est cette mesure qui commande le passage d’une vitesse à l’autre. Cela n’est bien sûr valable que pour les cuisines « tout électrique ».
Comme il n’est pas possible de savoir si le courant est utilisé pour chauffer de l’eau de 20° à 80°C ou de l’huile de 20° à 180°C (chacune de ces options ne nécessitant qu’un faible débit pour l’évacuation d’un léger flux convectif uniquement, ou si ce courant est utilisé pour faire bouillir de l’eau à 100°C ou cuire des frites à 150-160°C. Ce système ne peut fonctionner qu’en mode maxi/mini.
Cette solution consiste à adapter les débits aux pollutions réelles de la cuisine, cela grâce à un régulateur PI(proportionnel et intégral ) combiné à un moteur à vitesse variable.
La régulation est composée de 3 contrôleurs PI en parallèle mesurant la température, l’humidité et le taux de CO2 (pour les cuisines au gaz) de l’air ambiant.
Le maximum des trois sorties est appliqué au moteur d’extraction.
D’après des essais faits au centre de recherches des Renardières d’EDF, c’est, en général, le contrôleur en température qui impose le fonctionnement du moteur. Dès lors, pour simplifier, on peut, d’après ces études, se contenter d’une régulation PI en fonction de la température et de deux alarmes pour le taux de CO2 et l’humidité qui entraînent un passage en vitesse maximale en cas de dépassement de consigne.
Le contrôleur PI va donc commander le moteur d’extraction à une vitesse qui dépend de l’écart entre la température mesurée et la température de consigne (avec une fonction intégrale qui permet d’affiner la vitesse).
Réduction possible des débits de ventilation à l’aide de régulateur.
Tout comme pour le système de gestion avec un ventilateur à 2 vitesses + sonde de température, ce système réagit tardivement à un changement d’utilisation, un débit minimum plus important est donc fortement conseillé.
Ce système est sophistiqué et délicat à régler. Il est à mettre au point par un installateur averti.
Les systèmes de gestion par segment peuvent également être installés sans clapets motorisé, ils perdent dans ce cas bien sûr de leur efficacité d’économie, mais le débit nécessaire reste toujours garanti.
Echangeur à plaques.
Le rendement thermique représente la proportion de l’énergie de ventilation que le système permet de récupérer. C’est le rapport du transfert réel de chaleur sur le transfert maximum possible.
En général, le rendement est rapporté au débit d’air neuf. Le rendement est dit total parce qu’il concerne l’énergie sensible et latente, il est donc basé sur le rapport des enthalpies.
h = (Man x (h2 – h1)) / (Mmin x (h3 – h1))
On passe du débit volumique Q (que l’on pourra mesurer) au débit massique M en multipliant par la masse volumique ρ qui vaut environ 1,2 kg/m³ à 20°C.
Pour tous les types de récupérateurs sauf pour la roue hygroscopique, il n’y a pas de transfert de vapeur d’eau entre l’air neuf et l’air vicié.
La montée en température de l’air neuf se fait à humidité constante, et physiquement le point 2 ne pourra donc au maximum qu’atteindre le point 2′ (t2‘ = t3).
Evolution des caractéristiques de l’air neuf et de l’air vicié dans un récupérateur de chaleur. 1 : entrée d’air neuf, 2 : pulsion d’air neuf, 3 : extraction d’air vicié, 4 : sortie d’air vicié, 2′ : pulsion d’air neuf dans le cas d’une récupération de chaleur totale
Il peut arriver que l’on remplace la notion de rendement par celle d’efficacité thermique.
Elle est basée sur le rapport des températures.
On a donc :
ε = (qan x (t2 – t1)) / (qmin x (t3 – t1))
Et si les débits d’air neuf et d’air vicié sont identiques, l’expression devient :
ε = (t2 – t1) / (t3 – t1)
C’est le rapport entre l’énergie économisée par rapport à l’énergie totale fournie à l’air qui transite dans le système de ventilation. Il montre clairement l’impact du récupérateur sur la diminution de la puissance du chauffage.
Ee = (t2 – t1) / (tpulsion – t1) = Qrec / (Qrec + Qapp)
Apports de chaleur nécessaires à l’air neuf pour l’amener à la température de pulsion.
Les paramètres qui caractérisent un récupérateur sont :
Ces paramètres influencent le rendement dont la valeur est généralement donnée par le constructeur.
On notera que d’une manière générale, le rendement d’un échangeur augmente avec :
Attention, si le bâtiment est mis en surpression, c’est au contraire le débit d’air neuf qui est supérieur au débit d’air vicié.
On notera que, vu la faible plage de variations des températures, le coefficient d’échange d’un récupérateur donné peut être considéré comme constant.
En conséquence, pour un récupérateur de surface d’échange A et dont les débits de fluide sont fixes (ce qui sera généralement le cas en récupération), le rendement est indépendant des températures d’entrée de l’air neuf et de l’air rejeté. Il est donc sensiblement constant.
Le principe de ce type d’humidificateur consiste à favoriser au maximum l’évaporation d’eau dans l’air pulsé, sans pulvérisation. La surface de contact entre air et eau doit donc être maximale, grâce
Dans l’appareil schématisé ci-dessus, un bac maintient l’eau à niveau constant grâce à un flotteur. La pompe envoie l’eau au sommet de l’appareil, d’où elle s’écoule dans le média ou sur le support.
La fraction non évaporée est recueillie dans le bac et recyclée.
Puisque les sels ne sont pas évaporés, la concentration en sels augmente régulièrement dans l’eau du bac, risquant d’obstruer ainsi le média par les dépôts. On prévoit alors un débit de déconcentration, fonction de la teneur en sels de l’eau de ville.
Comme pour les appareils à pulvérisation, les humidités relatives maximales à la sortie de l’appareil sont de l’ordre de 80 à 85 %. L’encombrement est toutefois plus faible.
À noter que le taux d’humidité relative est fonction de la température de l’air à humidifier :
L’humidificateur agit comme un filtre humide très efficace. On considère d’ailleurs que la classe du filtre s’en trouve relevée d’une unité. Mais il s’en suit que :
L’évaporation de l’eau nécessite un changement d’état, et donc une quantité de chaleur appelée « chaleur de vaporisation ». Cette énergie est prise sur l’air, … qui se refroidit en s’humidifiant.
Globalement, dans le système « eau + air », rien ne se perd, rien ne se crée. L’énergie totale est conservée : l’énergie de l’air « sec et chaud » est égale à l’énergie de l’air « froid et humide ». On dit que la transformation est « isenthalpique » ou encore « adiabatique ».
Sur le diagramme de l’air humide, l’évolution de l’air suit une isenthalpe. Au maximum, l’air peut atteindre la saturation.
| Exemple : de l’air à 20°C 30 % HR sort de l’humidificateur à 12°C et 85 % HR. |
Certains humidificateurs travaillent avec de l’eau recyclée, d’autres avec de l’eau perdue.
La vitesse de déplacement de l’air est généralement comprise entre 1 et 3 m/s. Au-delà, il sera utile de prévoir un casse-gouttelettes qui recueillera les micro-gouttelettes qui seraient emportées par la veine d’air.
Un matériau de type synthétique est placé (sorte d’éponge); il peut absorber jusqu’à 100 litres d’eau par m³ !
Des fils de nylon sont tendus verticalement. De l’eau ruisselle tout au long des fils et de l’air est forcé au travers de ce réseau très serré. L’échange est efficace mais l’entretien ne semble pas évident.
Ce type d’humidificateur (généralement monté sur roulettes) est utilisé dans des bureaux, des salles de musées, etc..
Le principe de fonctionnement est généralement le suivant. Une roue constituée de média absorbant est mise en rotation lente. Sa partie inférieure plonge dans un bac-réservoir placé en partie basse de l’appareil. Parallèlement, un ventilateur pulse l’air au travers du média. La vitesse de rotation de la roue étant réglable et le ventilateur étant un appareil à 3 vitesses, il est aisé de réguler par hygrostat le taux d’humidité de l’ambiance.
Le débit d’humidification est en général assez faible (de l’ordre de 2 litres à l’heure).
Pour des raisons hygiéniques, le média sera renouvelé régulièrement et le bac soigneusement nettoyé.
Par rapport à un système à pulvérisation, l’humidificateur à évaporation présente les avantages
En pratique, on constate que :
A priori, l’humidificateur à évaporation semble donc peu recommandable pour une bonne qualité hygiénique de l’air. La stérilisation de l’air au moyen de lampes à ultraviolets est une des solutions possibles.
Lorsqu’on parle d’humidification surgit très souvent la crainte de la légionellose. Les légionelles se multiplient à partir d’une température de 20°C, la croissance est maximum jusqu’à environ 45°C. Elles meurent dès qu’on dépasse 60°C.
Ce type de bactérie se développe en eau stagnante, en présence de substances organiques, d’algues vertes, d’amibes, tartre, etc.
Tout type d’humidification doit être entretenu. Certains peuvent être nettoyés avec de l’eau chaude. Il est conseillé, sous réserve des précautions habituelles, de désinfecter les agrégats pendant 48 heures avec 5 à 10 ppm de chlore dans l’eau.
En règle générale, un humidificateur à évaporation devrait être vidangé et nettoyé au moins deux fois par an et au mieux une fois par mois.
Idéalement, on peut automatiser la chose
Pour minimiser les risques de présence excessive de légionelles, on peut
Afin d’éviter l’entartrage des alvéoles, des fils,… , il est conseillé d’utiliser une eau ayant subi un adoucissement puis un mitigeage pour atteindre 10 à 15°F de dureté.
Le constructeur précise généralement le pourcentage de déconcentration à adopter en fonction de la qualité de l’eau. Un calcul du débit de déconcentration est proposé.
On utilise généralement des humidificateurs par action tout ou rien, l’hygrostat enclenchant l’appareil lors du dépassement d’un seuil réglable. Un hygrostat supplémentaire de sécurité est également prévu pour limiter le risque en cas de panne du premier régulateur.
Une régulation par on-off est également possible mais reste peu précise. Dans les systèmes avec humidification d’un média par écoulement, il est possible de moduler le débit par un régulateur proportionnel agissant sur une vanne à servomoteur placée sur l’écoulement.
L’année climatique type caractérise le climat qu’il fait dans une région bien particulière (par exemple à Uccle). Les températures et les humidités moyennes sont collectées heure par heure et ce pendant plusieurs années. Chaque point heure donne la température et l’humidité moyenne.
Sur base des points heures climatiques, il est intéressant de déterminer comment réagissent théoriquement les équipements composant un système de climatisation tout air neuf.
Pour maintenir le confort de l’occupant, il est nécessaire de contrôler la température et l’humidité ambiantes. De l’existence d’une tolérance ou d’une « fourchette » sur ces paramètres dépendra l’économie d’énergie.
Dans les hôpitaux, la tolérance est faible de part l’exigence accrue de confort des patients et du personnel. Néanmoins, la tolérance aux variations de l’humidité est plus importante qu’à celles de la température. Pour cette raison, on étudie ici la consommation théorique des équipements de climatisation en fonction du contrôle de l’humidité sachant que dans de nombreux espaces de l’hôpital les débits d’air sont importants et conditionnent la facture énergétique plus que dans tous autres bâtiments.
Ils sont de deux ordres :
Ils dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituant l’enveloppe de la zone considérée en période chaude.
Elles dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituant l’enveloppe de la zone considérée en période froide.
Il est nécessaire de tenir compte de ces apports et déperditions afin de règler la température de soufflage qui est fonction :
|
La température de soufflage est exprimée par : T°soufflage = T°ambiante– Bilan / (qv x c x volume x taux de renouvellement) [°C] |
| Exemple.
Soit :
On détermine la température de soufflage : T°soufflage = 20 – 3 000 / (0.34 x 30 x 150) soit T°soufflage = 18° C |
En considérant que dans les hôpitaux les occupants sont très nombreux, il est intéressant d’évaluer l’apport d’eau dans l’air par transpiration et par conséquent de déterminer la valeur de la chaleur latente de vaporisation.
|
Apport d’eau = apport par personne x nombre de personne / qv x ρ [kWh/an]
|
| Exemple.
Soit :
pour un débit de 4 500 m³/h, l’apport dans la salle est de l’ordre de : Apport d’eau = 80 [geau / h] x 10 / (4 500 [m³/h] x 1.2 [kg/m³air]) = 0,15 geau / kgair ou, La chaleur de vaporisation/condensation étant de 2 500 kJ/kg environ, la correspondance est donnée par : 800 [g/h] x 2 500 [J/g] / 3 600 [s/h] = 555 [Watts] |
À titre de comparaison, en une heure suivant le graphique ci-dessous, la batterie froide déshumidifie l’air extérieur de 9 [geau /kgair]
Soit 9 [geau /kgair] x 1.2 [kg/m³] x 4 500 [m³/h] x 2 500 [J/g] / 3 600 [s/h]
= 33 750 [Watts]
En conclusion, on peut constater qu’il sera nécessaire de légèrement déshumidifier plus pour tenir compte des apports d’eau interne. Mais quand on compare les puissances en présence, il ne sera pas nécessaire de surdimensionner la batterie froide pour englober les apports d’eau dans la déshumidification de l’air extérieur surtout à des débits aussi importants.
Le traitement de l’air est variable au cours de l’année suivant les conditions climatiques extérieurs et intérieures. La maîtrise de l’humidité ambiance est déterminante des consommations des équipements.
On analyse quelques cas de figure théoriques :
Les graphes des cas traités ci-dessous représentent 5 zones distinctes divisant la représentation de l’ensemble des binômes température-humidité extérieurs heure par heure au cours d’une année climatique type (sans canicule et froid sibérien). Pour amener l’air extérieur à une température de soufflage fixe, pour les différents points il est nécessaire de :
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Préchauffer et d’humidifier. |
 |
Préchauffer. |
 |
Refroidir, déshumidifier et post-chauffer. |
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Refroidir et déshumidifier sans post-chauffer. |
 |
Refroidir et humidifier. |
On impose la température et l’humidité de soufflage à 18°C et 7.3 geau / kgair
On constate que ce type de contrôle de traitement de l’air est très « énergivore » ne fusse que par la nécessité d’humidifier et de déshumidifier pratiquement toute l’année. Cette configuration est extrême et demandera de la part des intervenants dans le projet de porter un jugement pertinent quant à la nécessité de fixer ou pas la consigne d’humidité.
On impose la température de soufflage à 18°C et une fourchette sur l’humidité de soufflage entre 6.6 et 9.5 geau / kgair
Énergétiquement parlant, cette solution est intéressante car elle permet de réduire l’humidification, la déshumidification et la post-chauffe. En effet :
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Zone 1 : on diminue l’humidification en ne ramenant l’humidité de l’air extérieure qu’à la valeur de consigne inférieure de l’humidité d’ambiance |
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Zone 2 : ces points-heures de l’air extérieur ne nécessite pas d’humidification |
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Zone 3 : on diminue le refroidissement, la déshumidification et la post-chauffe en ne ramenant l’humidité de l’air qu’à la valeur de consigne supérieure de l’humidité d’ambiance. |
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Zone 4 : ces points-heures de l’air extérieur ne nécessite pas de post-chauffe |
|
Zone 5 : on diminue l’humidification en ne ramenant l’humidité de l’air extérieure qu’à la valeur de consigne inférieure de l’humidité d’ambiance |
Il s’agit ici d’estimer la consommation de chauffage et d’humidification de l’air de la salle d’opération pendant les heures ouvrables (8h00-18h00) en fonction de la consigne d’humidité ambiante. Le choix des heures ouvrables se justifie par le fait qu’en période d’inoccupation on se soustrait au devoir de contrôler le taux d’humidité ambiant (il est plus lié à l’activité dans la zone à risque).
| Soit un système de climatisation « tout air neuf » de salle d’opération où l’on prend en compte un certain nombre de données et d’hypothèses.
Données
Hypothèses
par conséquent, les déperditions à travers des parois en hiver et les apports externes en été sont négligeables.
|
Afin de mettre en évidence l’intérêt de laisser « flotter » l’humidité relative d’ambiance dans une fourchette acceptable, on se propose d’étudier deux cas distincts :
La méthode de détermination du bilan énergétique de chauffe est basée sur l’intégration des écarts d’enthalpie de chauffe pendant une année climatique type.
Dans ce cas, la plage des points heures climatiques étudiée est au-dessous de la valeur de 7.3 geau / kgair. La plage au-dessus nécessite de, paradoxalement, déshumidifier l’air afin de pouvoir « ramener » le point heure extérieur à la bonne valeur de l’humidité.
Chaque point du diagramme de l’air humide représentant une heure pendant laquelle les conditions climatiques sont fixes et représentatives de la période de chauffe.
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour chauffer l’air en intégrant tous les écarts d’enthalpie; l’enthalpie de chauffe de chaque point se déduisant de la manière suivante :
| Chauffage de l’air pour une année type. |
Le résultat du calcul donne :
| Remarque.
Une autre façon de calculer l’énergie nécessaire au chauffage de l’air pour une année type est l’utilisation des degrés-heures d’une année climatique type. Le réchauffage de l’air est fonction :
D°Hvent = Σ heures ventilation x (T°ambiante – T°extérieure) Les besoins de chauffage sont alors exprimés par :
Pour déterminer les Degrés-Heures de ventilation, sur base du climat à Uccle, on peut utiliser le programme de calcul suivant :
calcul
|
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour humidifier l’air en intégrant tous les écarts d’enthalpie; l’enthalpie d’humidification de chaque point se déduisant de la manière suivante :
| Humidification de l’air pour une année type. |
Le résultat du calcul donne :
| Remarque.
Une autre façon de calculer l’énergie nécessaire à l’humidification de l’air pour une année type est l’utilisation des grammes-heures d’une année climatique type. Pour atteindre la valeur d’humidité HR de 50 % à 20 °C, il en résulte une consommation fonction :
GHhum = Σ Heures humidification x (Humambiante – Humextérieure ) La consommation nette est alors exprimée par :
Pour déterminer les Degrés-Heures d’humidification, il est possible de déterminer les Grammes-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :
On détermine le nombre de grammes-heures d’humidification pour une consigne d’ambiance dans la zone contrôlée de 50 % à 20 °C, soit 5 488 (geau / kgair) . heure/an.
Attention !
|
Dans ce cas, la plage des points heures climatiques étudiés
|
Au-dessous de la valeur de 7.3 geau / kgair , nécessite la préchauffe et l’humidification de chaque point heure; |
|
Comprise dans la fourchette 6.6-9.5geau / kgair (45-65 % à 20 °C) , demande uniquement le chauffage de l’air. On voit tout de suite l’intérêt d’élargir la plage de contrôle de l’humidité afin de réduire la nécessité d’humidifier. |
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour chauffer l’air dans les deux zones du graphe ci-dessus.
| Chauffage de l’air pour une année type. |
Le résultat du calcul donne :
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour humidifier l’air dans la zone 1 du graphe ci-dessus.
Le résultat du calcul donne :
Le bilan énergétique de chauffe et d’humidification dans une année type donne :
|
Besoin
|
Consigne d’humidité
|
||
|
fixe |
flottante (45-65 %) selon la NF S90-351 |
flottante (40-70 %) selon le RGPT
|
|
| Besoin énergétique de chauffe et d’humidification (kWh/an) | |||
|
Chauffage [kWh/an] |
27 551 |
25 599 |
22 841 |
|
Humidification [kWh/an] |
15 106 |
10 642 |
6 958 |
|
Chauffage [kWh/an] |
0 |
3 930 |
6 708 |
|
Total [kWh/an]
|
42 657
|
40 171
|
36 507
|
|
Soit une économie sur l’année
|
|||
|
6 %
|
14 %
|
||
Il est évident que plus la plage flottante entre deux valeurs d’humidité est large, plus l’économie sera grande. Dans les zones non contrôlées telles que les zones de bureau, de consultation, … on essayera d’ouvrir la fourchette au maximum sachant qu’il faut respecter les règlementations en vigueur en Belgique.
Mais tout le débat se situe surtout au niveau de l’hygiène des zones contrôlées. La qualité de l’air augmente lorsque l’humidité ambiante diminue; ce qui signifie que l’on a intérêt à baisser le taux d’humidité le plus bas possible. Énergétiquement parlant, pour l’année type, fixer à 40 % le taux d’humidité ambiant, signifie que l’on va diminuer la consommation en réchauffe et humidification mais par contre on augmentera le poste énergétique de déshumidification.
Il s’agit ici d’estimer la consommation de refroidissement et de déshumidification de l’air de la même salle d’opération. La configuration de la salle, les données et les hypothèses dans ce cas-ci sont les mêmes que celles prises pour la réchauffe et l’humidification de l’air.
Afin de mettre en évidence l’intérêt de laisser « flotter » l’humidité relative d’ambiance dans une fourchette acceptable, on se propose d’étudier les deux mêmes cas distincts, à savoir :
La méthode de détermination du bilan énergétique de chauffe est basée sur l’intégration des écarts d’enthalpie de chauffe pendant une année climatique type.
Chaque point du diagramme de l’air humide ci-dessous représente une heure pendant laquelle les conditions climatiques sont fixes et représentatives de la période de chauffe.
Dans ce cas, la plage des points heures climatiques étudiés est au-dessus de la valeur de 7.3 geau / kgair ou au-dessus de la consigne de température de pulsion de 18°C.
Dans la plage :
|
Au-dessus de la consigne d’humidité ambiante et de la droite de refroidissement, la zone 3 nécessite du refroidissement, de la déshumidification, suivi, malheureusement, d’une post-chauffe; |
|
Entre la droite de refroidissement et la consigne d’humidité de 7.3 geau / kgair , la petite zone 4 ne nécessite que du refroidissement et de la déshumidification; |
|
Au-dessous de la consigne d’humidité la zone 5 nécessite , paradoxalement, de refroidir et d’humidifier l’air afin de pouvoir « ramener » le point heure extérieur à la bonne valeur de l’humidité et de température. |
**ajouter la droite de refroidissement
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour refroidir et déshumidifier l’air en intégrant tous les écarts d’enthalpie; l’enthalpie de chauffe de chaque point se déduisant de la manière suivante :
| Refroidissement et déshumidification de l’air pour une année type. |
Le résultat du calcul donne :
Soit sans la post-chauffe :
|
Besoins de refroidissement et de déshumidification = 13 959 kWh/an |
| Remarques.
Une autre façon de calculer l’énergie nécessaire au refroidissement de l’air pour une année type est l’utilisation des degrés-heures de refroidissement d’une année climatique type. Le refroidissement de l’air est fonction :
D°Hrefroid = Σ heures ventilation x (T°extérieure – T°ambiante). Les besoins de refroidissement sont alors exprimés par :
Pour déterminer les Degrés-Heures de refroidissement, sur base du climat à Uccle, on peut utiliser le programme de calcul suivant :
On détermine le nombre de Degrés-Heures de refroidissement à Uccle, soit 2013 D°H.
Pour atteindre la valeur d’humidité HR de 50 % (comme dans la norme NF S90-351), il en résulte une consommation en fonction :
GHhum = Σ Heures humidification x (Humambiante – Humextérieure ) La consommation nette est alors exprimée par :
Pour déterminer les Degrés-Heures de déshumidification, il est possible de déterminer les Grammes-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :
On détermine le nombre de grammes-heures d’humidification pour une consigne d’ambiance dans la zone contrôlée de 50 %, soit 1 098 (geau / kgair) . heure/an. La consommation nette d’humidification d’air neuf : = qv x r x GHhum x masse volumique x f / 1 000 = 4 500 x 0,694 x 1 098 x (5/7) / 1 000 = 2 450 [kWh/an]. Le total net de refroidissement et de déshumidification = 2 200 + 2 450 = 4 650 [kWh/an]. |
La nette différence dans le calcul des énergies mises en jeu pour refroidir et déshumidifier l’air extérieur en période chaude pour l’amener à une température de soufflage de 18 °C et 7.3 geau / kgair :
est due au fait que dans le premier cas on dépense beaucoup d’énergie à ramener chaque point-heure de l’année climatique à des valeurs de température et d’humidité proches de celles rencontrées au niveau des ailettes de la batterie de refroidissement (on « tire » le point de E vers X engendrant un écart d’enthalpie plus grand que si on déshumidifie et refroidit de E vers S).
Comme vu ci-dessus, le refroidissement et la déshumidification de l’air entraînent le « tirage » du point heure climatique extérieur vers les basses températures (température de la batterie froide) et, par conséquent, vers la saturation. La température de l’air est à ce moment trop froide pour la souffler dans l’ambiance. La post-chauffe s’impose et dès lors le bilan énergétique devient mauvais.
On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour post-chauffer l’air en intégrant tous les écarts d’enthalpie; l’enthalpie de post-chauffe de chaque point se déduisant de la manière suivante :
Le résultat du calcul donne :
|
Besoins de post-chauffe de l’air neuf = 8 463 kWh/an |
Le cas très particulier de la zone 5 où, théoriquement, il est nécessaire de refroidir et d’humidifier l’air extérieur, reste marginal; et c’est tant mieux ! En effet :
Dans la pratique, on n’est pas du tout sûr que la régulation de la rampe d’humidification puisse réagir par rapport à ce genre de conditions.
Dans la plage :
|
Au-dessus de la consigne d’humidité ambiante et de la droite de refroidissement, la zone 3 nécessite du refroidissement, de la déshumidification, suivi d’une post-chauffe. |
|
Entre la droite de refroidissement et la consigne d’humidité de 7.3 geau / kgair, la zone 4 ne nécessite que du refroidissement et de la déshumidification (cette zone s’est agrandie). |
|
La zone 5 nécessite, paradoxalement, de refroidir et d’humidifier l’air afin de pouvoir « ramener » le point heure extérieur à la bonne valeur de l’humidité et de température cette zone se réduit). |
| Refroidissement et déshumidification de l’air pour une année type. Toutes choses restant égales, on introduit les valeurs de l’humidité relative HR de consigne; soit HR compris entre 45 et 65 % (selon la NF S90-351). |
Le résultat du calcul donne :
|
Besoins de refroidissement et de déshumidification 1 874 + 2107 + 123 = 4 104 [kWh/an] |
Le résultat du calcul donne :
|
Besoins de post-chauffe de l’air neuf = 621 kWh/an |
| Refroidissement et déshumidification de l’air pour une année type. Toutes choses restant égales, on introduit les valeurs de l’humidité relative HR de consigne; soit HR compris entre 40 et 70 % (selon le RGPT). |
Le résultat du calcul donne :
|
Besoins de refroidissement et de déshumidification 551 + 2 833 + 16 = 4 104 [kWh/an] |
|
Besoins de post-chauffe = 217 [kWh/an] |
|
Besoins d’humidification = 13 [kWh/an] |
Le bilan énergétique de refroidissement et de déshumidification dans une année type donne :
| Besoin |
Consigne d’humidité
|
||
|
fixe |
flottante (45-65 %) selon la NF S90-351 |
flottante (40-70 %) selon le RGPT
|
|
|
Besoin énergétique de refroidissement et de déshumidification (kWh/an) |
|||
|
Refroidissement et déshumidification [kWh/an] |
13 959 |
4 106 |
3 400 |
|
Post-chauffe [kWh/an] |
8 463 |
621 |
217 |
|
Humidification [kWh/an] |
334 |
91 |
13 |
|
Total [kWh/an]
|
22 756
|
4 818
|
3 630
|
|
Soit une économie sur l’année
|
|||
|
79 %
|
84 %
|
||
Tout comme pour le bilan de chauffe, et dans une proportion beaucoup plus importante, la présence d’une plage où l’humidité ambiante peut varier permet de réduire énormément les consommations.
Sur l’ensemble des zones décrites ci-dessus, c’est-à-dire pour une saison climatique type en période d’occupation, si on effectue la somme des consommations d’énergie en fonction des différents équipements présents dans une centrale de traitement de l’air en « en tout air neuf », on obtient :
Le résultat est repris dans le diagramme suivant sachant que les consommations liées aux batteries de préchauffe et de post-chauffe sont groupées (même source de production) :
Le bilan énergétique final par type d’énergie donne :
On peut en déduire que l’élargissement de la fourchette de variation de l’humidité relative entraîne :
| (+)
une diminution de la consommation en énergie :
(-) Une légère augmentation de la consommation en énergie de la batterie de préchauffe quand la limite supérieure de la fourchette humidité augmente. |
Pour établir le bilan économique du traitement de l’air d’une salle d’opération pour une saison climatique type en période d’occupation , il est nécessaire de connaître les coûts de production d’eau glacée, d’eau chaude et de l’humidification (dans ce cas la vapeur à partir d’un générateur électrique).
| Pour évaluer les coûts liés aux différentes productions. |
|
Coût = consommation froid / COP du groupe de froid x coût du kWh électrique
avec un COP de 2.5 et un prix de kWh électrique de 0.16 € |
|
Coût = consommation chaud / rendement de l’installation de chauffage x coût du kWh thermique avec un rendement de 0.8 et un prix de kWh thermique de 6.22 c€ |
|
Coût = consommation humidification x coût du kWh thermique un prix de kWh électrique de 0.16 € |
Le bilan économique final par type d’équipement donne :
En période chaude, on observe, lorsque la plage de variation de l’humidité d’ambiance est restreinte, qu’il y a destruction de l’énergie puisque l’on est obligé de « trop refroidir » et ensuite de post-chauffer. Économiquement parlant on voit que l’on paye deux fois pour pouvoir contrôler le taux d’humidité dans la salle d’opération. Il est donc nécessaire, pour autant qu’il n’y est pas de contrainte stricte de maintient d’une consigne d’humidité fixe, de laisser varier l’humidité d’ambiance dans une fourchette la plus large possible :
Comme on le voit dans l’analyse des bilans énergétiques et économiques, le système de traitement de l’air en « tout air neuf » est très énergivore même si on contrôle l’humidification et la déshumidification. Il s’aggrave si on fait l’exercice du bilan général pour l’ensemble des périodes qu’elles soient d’occupation ou d’inoccupation.
Transformateur à huile.
Un transformateur présente des pertes à vide (ou pertes « fer ») constantes quelle que soit la puissance appelée, et des pertes en charge variables. Il est important de tenir compte de ces pertes dans le choix d’un transformateur, car celles-ci vont se répercuter tout au long de sa vie.
En fonction de leurs aspects constructifs, tous les transformateurs ne présentent pas les mêmes pertes. La réduction des pertes se réalisant par l’augmentation des quantités de matériaux du transformateur, cela s’accompagne d’une augmentation du coût.
Dans un souci d’utilisation rationnelle de l’énergie, la FPE (Fédération Professionnelle des Producteurs et Distributeurs d’Electricité de Belgique) impose, dans ses prescriptions techniques (« Prescriptions techniques – cabines HT (<15 kV) ») le respect des valeurs de pertes reprises dans les normes NBN HD428.1 S1 (tableaux II et III) (transformateurs immergés) et NBN HD 538.1 S1 (transformateurs secs) suivantes:
| Transformateurs immergés (NBN HD428.1 S1) | ||
|
Puissance assignée |
Pertes en charge [W] |
Pertes à vide |
| 50 | 875 | 125 |
| 100 | 1 475 | 210 |
| 160 | 2 000 | 300 |
| 250 | 2 750 | 425 |
| 400 | 3 850 | 610 |
| 630 | 5 400 | 860 |
| 630 | 5 600 | 800 |
| 1 000 | 9 500 | 1 100 |
| 1 600 | 14 000 | 1 700 |
| 2 500 | 22 000 | 2 500 |
|
Transformateurs secs (NBN HD538.1 S1) |
||
|
Puissance assignée |
Pertes en charge |
Pertes à vide |
| 100 | 1 750 | 360 |
| 160 | 2 500 | 490 |
| 250 | 3 450 | 660 |
| 400 | 4 900 | 970 |
| 630 | 6 900 | 1 270 |
| 800 | 9 400 | 1 400 |
| 1000 | 11 000 | 1 650 |
| Exemple.
Comparaison des pertes des transformateurs (12 kV/400 V) de la marque « x ».
*14 373 [kWh/an] = (970 [W] + 4 900 [W] x 0,37²) x 8760 [h] / 1 000
*934,25 [€/an] = 14 373 [kWh/an] x6.5 [c€/kWh] On remarque que les transformateurs (transformateurs à huile minérale) présentant le moins de pertes sont aussi les moins onéreux. Au niveau de l’efficacité énergétique, on a donc tout intérêt à choisir ces derniers. Par exemple, pour le transformateur de 400 kVA chargé à 37 %, on réalise une économie de 4 415 kWh/an sans encore avoir touché aux consommateurs internes du bâtiment. Cependant, les transformateurs secs sont de plus en plus préconisés par les bureaux d’études qui négligent les économies d’énergie en mettant en évidence les inconvénients des transformateurs à huile (risques de pollution, nécessité de prévoir un système de rétention de l’huile, risques d’incendie, …). |
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Pour diminuer les pertes de fonctionnement, il faut acheter un transformateur adapté à la charge appliquée :
Il est cependant important lors de tout achat de transformateurs de bien analyser la courbe de charge du réseau alimenté par le futur transformateur et lors de la demande d’offre aux constructeurs, il faudra spécifier le rapport Wfe/Wcu désiré. Les fabricants sont à même de construire les transformateurs selon les pertes désirées. Pour diminuer les pertes à vide, ils doivent optimaliser le circuit magnétique et pour diminuer les pertes en charge, ils doivent augmenter les sections des conducteurs. Toutefois chaque diminution des pertes à vide se fait au détriment des pertes en charge et vice-versa, ceci afin de ne pas construire des transformateurs démesurés et pour maintenir des prix acceptables.
Un transformateur ne fournit pas que de l’énergie réactive dont ont besoin les récepteurs qui sont raccordés à son secondaire.
Il en absorbe lui-même pour assurer son fonctionnement. On pourra, en fonction des pertes magnétiques du transformateur en charge et de la consommation d’énergie réactive des récepteurs, installer une batterie de condensateurs de type fixe aux bornes du TGBT.
Il sera nécessaire de s’assurer que la puissance de celle-ci en kVAr, n’excède pas 10 à 15 % de la puissance nominale du poste en kVA.
| Exemple de calcul du condensateur associé à un transformateur. | |
| Pour en savoir plus sur la compensation de la consommation réactive |
En rénovation, la tâche est plus aisée qu’en construction neuve. En effet, on peut se fier aux factures électriques des années antérieures. On peut reprendre les factures des 3 dernières années et y relever la pointe 1/4 horaire maximum, ainsi que le cos φ minimum enregistrés :
La réserve de 20 ..30 % sera précisée en fonction du profil de consommation escompté pour les années à venir.
On remarquera souvent que le résultat de cette formule conduit à une nouvelle puissance nettement inférieure au transformateur existant.
On constate également que, dans cette formule, la puissance du transformateur nécessaire augmente (donc ses pertes aussi) si le cos φ de l’ensemble de l’installation électrique est mauvais. Il est donc important de corriger ce dernier pour qu’il soit le plus proche de 1.
| Pour en savoir plus sur la compensation de la consommation réactive |
Comme vu ci-dessus, il faudra choisir le meilleur rapport (Pertes à vide / Pertes en charge), pour minimiser les pertes sur toute la durée de vie du transformateur.
| Exemple.
Voici le diagramme de charge d’un home de 100 lits, pour un jour type. La pointe 1/4 horaire maximum de l’institution a été enregistrée en décembre, avec une valeur de 68 kW.
La puissance du nouveau transformateur est estimée à (avec un cosφ de 0,9) : 68 [kW] / 0,9 x 1,2 = 90 [kVA] Le choix s’est porté sur un transformateur de 100 [kVA]. La puissance moyenne appelée sur l’année par l’institution est de 26 kW (somme des kWh consommés sur l’année (heures pleines + heures creuses) divisée par 8 760 heures/an). La charge du futur transformateur sera donc de : 26 [kW] / 0,9 / 100 [kVA] = 32 % Avec une telle charge présumée, la tendance est de choisir les pertes à vide minimales au détriment des pertes en charge. |
Dans le cas d’un bâtiment neuf, le dimensionnement est évidemment plus ardu puisqu’on ne connaît pas le profil de consommation futur du bâtiment.
| Ordre de grandeur
Un ratio raisonnable de dimensionnement du transformateur pour un immeuble de bureaux est : 25 W/m² de surface totale utilisée
|
La surface totale utilisée comprend les locaux de travail, mais aussi les garages, les sanitaires, les circulations, …
À titre de comparaison, voici le relevé des puissances électriques maximales enregistrées dans les différents immeubles de bureaux de l’administration régionale wallonne :
Pointe 1/4 horaire maximum enregistrée dans les bâtiments de l’admiministration régionale wallonne :
Par rapport à ces chiffres, le dimensionnement réalisé par les bureaux d’études est bien souvent supérieur. Cela s’explique par le fait que, par raison de sécurité, ces derniers prévoient une puissance maximum sur chacun des points de raccordement. Or, on peut raisonnablement estimer qu’une chaufferette ne sera pas installée sur chaque prise.
L’estimation des équipements les plus probables (par exemple : 1 ordinateur et 1 imprimante par personne, …), de leur puissance et de coefficients de simultanéité raisonnables conduit à un dimensionnement plus proche de la réalité.
| En première approximation, pour estimer la pointe 1/4 horaire d’un bâtiment futur en fonction des équipements qui y seront installés |
Remarque : les transformateurs en dessous de 630 kVA ne nécessitent pas de sectionneurs avec protections, tandis que les transformateurs 630 kVA et plus, bien. L’investissement supplémentaire n’est pas négligeable. Ainsi, pour éviter ce surcoût, lorsque la puissance calculée est légèrement supérieure à 630 kVA, on pourra éventuellement prendre des mesures de gestion de charge et essayer de diminuer la consommation de puissance réactive ou se satisfaire d’une marge de sécurité inférieure.
Pour en savoir plus sur :
| L’écrêtage de la pointe 1/4 horaire | |
| La compensation de la consommation réactive |
Découvrez cet exemple de redimensionnement d’un transformateur au Centre Administratif de Sambreville.
La décontamination des transformateurs contenant plus de 0,05 % de PCB/PCT en poids est soumise aux conditions suivantes :
D’après cette loi, les propriétaires de transformateurs contenant du PCB sont non seulement obligés d’assumer les frais d’enlèvement des transformateurs, mais aussi tenus responsables des dommages, quels qu’ils soient, qui pourraient être causés par leurs déchets toxiques, notamment pendant le transport, ainsi que leur neutralisation ou élimination. Le propriétaire n’est pas déchargé de ses responsabilités en confiant ses transformateurs à un tiers (,art. 7 de la loi du 22 juillet 1974).
| S’il fallait en quelques lignes préciser une installation performante d’aujourd’hui, on pourrait la décrire comme suit :
Il s’agit une installation qui ne dépasse pas une puissance installée de 1,3 W/m²/100 lux, soit pour une situation classique de bureaux (où 500 lux sont requis sur la table de travail) 6,5 W/m². Pour ce faire, l’éclairage direct est privilégié (avec éventuellement une petite composante indirect) tout comme l’usage de luminaires à bon rendement. L’installation visera à apporter un niveau d’éclairement suffisant mais pas plus important que nécessaire.
|
Découvrez cet exemple de limitation de la consommation d’éclairage réalisée à l’université de Montfort.
Se centrer sur ses objectifs relatifs à l’URE et tenter d’obtenir les réponses de chaque service cloisonné. Jouer le rôle d’interface : faire passer une information d’un service vers l’autre.
Surtout, il faut rencontrer les différentes personnes et ne pas se décourager devant ce cloisonnement que l’on rencontre dans la plupart des organisations du pays.
Vos interlocuteurs sont tout aussi logiques que vous. Mais leur raisonnement n’est pas basé sur les mêmes critères que les vôtres.
Pour être plus performant dans la recherche des actions à mener et des arguments à utiliser, le responsable énergie peut utiliser un tableau d’analyse présenté ci-dessous, appelé « tableau d’analyse stratégique » et inspiré des thèses de M. CROZIER.
| Acteur 1 | Acteur 2 | … | |
| Objectifs | |||
| Enjeux | |||
| Contraintes | |||
| Ressources | |||
| Comportements habituels |
Le tableau doit être rempli en tenant compte de la vision de l’acteur repris en haut de colonne et pas de celui qui fait l’analyse.
Remplir ce tableau permet d’avoir une vue générale de la situation. On se rend souvent compte alors que les acteurs ont des vues très divergentes sur la même chose : c’est souvent une indication que le tableau est bien rempli. En effet, il s’agit ici de mettre à plat la réalité telle qu’un acteur plus ou moins objectif peut la percevoir et surtout pas telle qu’elle devrait être.
Les objectifs désignent les buts que l’acteur énonce facilement et qu’il poursuit dans la situation. Par exemple, les objectifs d’un responsable énergie dans un contexte de modification des installations peuvent être une régulation efficace, un fonctionnement homogène, augmenter le confort des utilisateurs, diminuer la facture énergétique, …
Les enjeux sont aussi des objectifs, mais qu’on énonce moins souvent. Ce sont les conséquences positives ou négatives de la situation présente ou projetée. Par exemple, si nous reprenons la situation déjà évoquée plus haut, les enjeux du responsable énergie peuvent être : se rendre crédible comme responsable énergie, avoir plus d’autonomie pour ses prochains projets URE, …
Les ressources désignent tout ce que l’acteur pense être à sa disposition pour atteindre les objectifs qu’il se fixe. Pour le responsable énergie, cela peut être sa formation, son expertise si elle est reconnue, des règlements (par exemple, les températures de consigne), les bonnes relations qu’il a avec un décideur ou avec les utilisateurs et donc toutes les informations qu’il possède grâce à eux.
Les contraintes, ce sont les obstacles que l’acteur perçoit à la réalisation de ses objectifs. Par exemple, le responsable énergie vivra souvent comme une contrainte le fait qu’il ne décide pas lui-même des projets URE à mettre en œuvre. S’il n’y a pas de règlement interdisant les chaufferettes ou que le responsable hiérarchique ne se préoccupe pas d’URE, il considérera cela aussi comme une contrainte.
Les comportements habituels enfin, ce sont les comportements prévisibles que les personnes pourront avoir dans la situation. Tel responsable énergie abdiquera facilement, tel autre sera très agressif et un autre encore se fera très persuasif et sera plus têtu …
En lisant en ligne les objectifs, on peut élaborer des objectifs fédérateurs, c’est-à-dire ceux qui vont permettre de se mettre d’accord plus facilement. On dit qu’un objectif est fédérateur quand il est acceptable par l’ensemble des personnes. Ainsi, un objectif fédérateur en matière d’URE peut souvent être « améliorer le confort des utilisateurs », mais il peut aussi porter sur un objectif plus environnemental ou l’acquisition de comportements éco-civiques.
En connaissant bien les enjeux des différents acteurs, on se donne plus de chances de trouver les arguments adéquats.
S’interroger sur les ressources et les contraintes telles qu’elles sont perçues par les acteurs, permet souvent d’avoir une vue bien plus réaliste de la situation. En effet, nous avons souvent tendance à penser que ce que nous voyons de la réalité est La Vérité. Mais les rapports de pouvoir ne sont pas vus de la même façon par tout le monde et là où certains verront des contraintes, d’autres verront des ressources.
Les comportements habituels nous renseignent sur ce que vont probablement faire les acteurs. Les comportements humains sont souvent peu prévisibles parce qu’ils sont contingents (à la fois libres et déterminés). Toutefois, savoir qu’un tel est assez souvent agressif nous permet de prendre un peu de recul quand on sera face à cette personne. Ce recul est indispensable pour parvenir à se centrer plus sur ses objectifs et moins sur ses émotions.
La gestion de l’occupation des locaux est primordiale pour réduire les consommations d’électricité. La lampe la plus économique ? C’est la lampe éteinte !
Figure 1: une ampoule intelligente.
Le principe est simple :
La gestion de présence en fonction de l’occupation se retrouve sous différentes formes dans les bâtiments tertiaires :
Cas d’un store fermé avec détecteur de présence :
Stores fermés, la lumière naturelle est insuffisante, en cas de détection de présence, le luminaire s’active
Les interrupteurs constituent les organes de commande les plus simples dans une gestion d’occupation. Leur caractéristique principale est qu’ils restent en l’état ON ou OFF s’ils ne sont pas actionnés par l’occupant. Le changement d’état nécessite l’intervention de l’occupant.
L’occupant allume ou pas l’éclairage en fonction de sa sensibilité personnelle et des conditions d’ambiance du local dans lequel il se trouve. L’acte d’allumer ou d’éteindre est volontaire, ce qui devrait responsabiliser les occupants.
Différentes études ont montré que la responsabilisation de l’occupant est plus liée à l’allumage des luminaires quand il rentre dans un local qu’à leur extinction quand il le quitte. Leur perspective de perdurer dans une installation moderne qui tient compte de la gestion énergétique des consommations d’éclairage ne repose que sur la démarche volontaire d’éteindre les luminaires quand on quitte son boulot.
Dans les bâtiments tertiaires, on voit tout de suite leur limite si les occupants sont peu ou pas responsables.
On retrouve différents types d’interrupteur suivant la configuration du local : les interrupteurs simples et 2 directions existent toujours sur le marché.
Les boutons poussoirs, contrairement aux interrupteurs, n’ont qu’un seul état au repos : soit ON, soit OFF suivant leur type. Ils ne servent, par une simple impulsion, qu’à changer l’état d’un équipement intermédiaire de commande des luminaires comme, par exemple, les télérupteurs, les relais, les entrées digitales des automates (DI : Digital Input), …
Cette caractéristique leur permet aussi de pouvoir être couplés avec une détection d’occupation automatique.
L’idée est de combiner :
![Filtres [ventilation]](https://energieplus-lesite.be/wp-content/uploads/2007/09/Filtre-300x225.jpg "Filtres [ventilation]")
Attention : la norme portant sur la classification des filtres à air a été mise à jour en 2017. Vous trouverez sur cette page toutes les informations concernant la norme ISO 16890. La classification des filtres G3, G4, M5, M6, F7, F8 et F9 a été modifié. on parle désormais de filtres grossiers, ePM10, ePM2,5 et ePM1.
Exemple
| Exemple.
Chez l’homme, la desquamation constante de la peau, la respiration, l’agitation des vêtements, entraînent par seconde une génération de 10 millions de particules de plus de 0,1μm , pour une personne en mouvement actif. |
| Exemple.
une installation de ventilation, située dans une ville industrielle, pulse un débit d’air neuf de 36 000 m³/h. La teneur en poussière de l’extérieur est de 0,25 mg/m³ (0,1 mg/m³ pour une ville classique). Le débit de poussière est donc de 9 g/h. En 12 mois de fonctionnement continu, l’installation a aspiré près de 80 kg de poussière dont la majorité s’est déposée dans les composants de l’installation (batteries, boues dans les humidificateurs, gaines, bouches de soufflage et peintures des plafonds). |
Batterie protégée par un filtre de performance insuffisante.
Dans ces filtres, l’air à épurer traverse une couche poreuse ou fibreuse dans laquelle il abandonne ses poussières. C’est le mode de filtration de l’air actuellement le plus répandu, tant pour la préfiltration « de protection » que pour la filtration de « confort », de salubrité (immeubles, bureaux), de haute et de très haute efficacité (salles blanches, salles d’opérations « stériles »).
Dans ce type de filtre, l’interception des poussières se fait par :
Il faut que les pores de l’élément filtrant aient des dimensions inférieures à celles des particules : ce peut être un amas de particules arrêtées par le filtre qui constitue un tamis filtrant vis-à-vis des particules plus fines se présentant ultérieurement.
Les particules lourdes ne peuvent pas accompagner le courant d’air quand celui-ci s’incurve autour d’une fibre. Elles s’attachent alors à la fibre à l’endroit de l’impact.
Les petites particules légères accompagnant le courant d’air seront interceptées si leur centre passe à une distance de la fibre inférieure à leur rayon. Ainsi, un média filtrant offrant un bon effet d’interception doit contenir un grand nombre de fibres fines, de même diamètre moyen que celui des particules à séparer.
Les particules dont le diamètre est inférieur à 1 μm ont un mouvement vibratoire dû aux mouvements des molécules d’air. Elles se fixent sur les fibres si elles entrent en contact avec elles. La probabilité d’impact croissant quand la vitesse, le diamètre des particules et le diamètre des fibres diminuent (l’amplitude du mouvement est de 7,4 μm pour une particule de 1 μ m et de 37 μm pour une particule de 0,1 μm).
Les forces électrostatiques peuvent prendre naissance soit sur les poussières soit sur les filtres. Elles provoquent l’agglomération des poussières entre elles et facilitent leur filtration. Pour favoriser ce principe de filtration, les fibres du filtre sont polarisées.
Attention : une erreur fort répandue consiste à penser que la filtration, c’est principalement un effet de tamisage et que le maillage de fibres doit être de plus en plus fin à mesure que la dimension des particules à arrêter diminue. Il n’en est rien. L’effet de tamisage n’a qu’une importance accessoire pour l’efficacité du filtre, encore qu’il puisse, dans le cas d’un filtre mal conçu, atténuer sa longévité (accroissement de perte de charge par effet de surface).
Filtre en cours de colmatage (agrandissement).
L’efficacité d’un filtre est synthétisée de façon précise par une série de grandeurs dépendant des caractéristiques de l’air entrant : température et humidité, teneur en poussières, granulométrie des poussières, nature et structure physique des poussières. Concrètement, cela se traduit par une classification des performances en fonction des particules à arrêter.
Les filtres sont classés en fonction de leur capacité à arrêter des particules de plus en plus petites. La dénomination de leur classe dépend de la méthode de mesure utilisée pour les essais. Par exemple, GRA signifie « méthode gravimétrique », OPA, « méthode opacimétrique ». Les filtres faisant l’objet d’un essai « DOP » atteignent 100 % d’efficacité par les méthodes opacimétrique et gravimétrique. Ce sont les filtres absolus.
Voici la correspondance de classification entre différentes normes de mesure (américaine, belge et européennes). Ce sont les principales dénominations que l’on retrouve dans la documentation des fabricants.
Filtres grossiers.
Filtres fins.
Filtres absolus.
Correspondance entre les filtres.
On classe les filtres à couche poreuse en fonction de leur efficacité :
Les filtres à chocs ou labyrinthe sont composés de profilés en quinconce qui interceptent les particules de graisse, principalement :
Les filtres à treillis correspondent à des filtres plans composés d’un treillis de fils d’acier.Ils s’encrassent plus facilement que les filtres à choc et sont moins facilement nettoyés.
Ces types de filtres sont généralement utilisés pour effectuer une préfiltration.
Filtre à treillis métallique et filtre à choc.
La surface filtrante est composée de fibre de verre grossière ou de fibre synthétique maintenue dans des cadres en carton ou métallique. Les filtres peuvent être plan ou légèrement plissés pour augmenter la surface filtrante, donc la longévité. On trouve également des médias en mousse de polyuréthane ou polyester expansée, utilisée sous forme de couches planes ou des tricots en fil d’acier galvanisé ou inoxydable, montés dans des cadres.
Ils fonctionnent principalement par l’effet d’inertie des particules.
Filtre plan.
Ces filtres sont composés soit d’un papier-filtre plissé en cellulose ou en fibres de verre, soit de poches (on parle de filtres à poches) disposées dans un cadre sous forme de sacs flottants qui leur donnent une surface de filtration pouvant aller jusqu’à 27 fois la surface frontale.
Les filtres à poches ont une forte capacité de colmatage et un coût d’exploitation peu élevé.
Ils fonctionnent principalement par effet d’interception et de diffusion.
Ils sont largement utilisés pour la filtration de l’air dans les systèmes de ventilation.
Filtre à poches et filtre à dièdre.
Le milieu filtrant est constitué de papiers de fibres de verre maintenues par un liant, pour les plus hautes efficacités, ou bien d’un mélange de fibres de cellulose et de fibres minérales. Ces papiers sont plissés sur toute la profondeur du filtre. Chaque pli est parfois maintenu par un séparateur ondulé. La surface de filtration peut atteindre 100 fois la surface frontale pour les filtres dits absolus.
Dans ces filtres, c’est l’effet de diffusion qui devient prépondérant.
Filtres absolus.
Il existe des filtres plans à déroulement automatique, en fonction de la perte de charge qu’ils engendrent.
Il existe également des filtres nettoyés automatiquement : les éléments filtrants sont montés sur une chaîne sans fin et viennent tremper successivement dans un bac où se fait leur nettoyage avant de reprendre place dans le courant d’air à filtrer. Le mouvement de rotation qui est très lent, peut être à commande manuelle et intermittent, ou mieux, mécanique et continu.
Il existe aussi des filtres en tricots métalliques ou plastiques nettoyés de façon cyclique par lavage à l’aide de rampes de pulvérisation d’eau.
Filtre à déroulement automatique.
Dans ce type de filtres constitués par des empilages de tôles gaufrées, on donne aux filets d’air un tracé sinusoïdal entre deux surfaces humectées d’huile, afin que les effets de force centrifuge contraignent les poussières à venir se coller contre les parois. Le filtre est divisé en petits éléments dont le nettoyage s’effectue par trempage pendant quelques secondes dans un bac rempli d’huile. Afin de conserver une perte de charge constante à l’ensemble du filtre, on remplace en général un ou plusieurs éléments sales par jour de façon à ce que tous les éléments aient été nettoyés en une quinzaine de jours.
L’on peut classer dans cette catégorie des filtres où la tôle est remplacée par des feuilles de matière plastique percée de trous et gaufrée : le haut pouvoir diélectrique de la matière choisie peut ajouter un effet électrostatique de captation. L’huilage n’est pas indispensable, mais le pouvoir de captation est alors diminué.
Même si les principes de filtration restent identiques, les filtres utilisés dans les cuisines collectives pour les hottes ou les plafonds filtrant représentent une familles à part entière !
Les filtres pour cuisine doivent en effet pouvoir filtrer les graisses, les odeurs et les fumées émises lors de cuissons.
| Pour en savoir plus sur les appareils de traitement d’air spécifiques aux cuisines collectives |
C’est un charbon traité qui a une structure poreuse très développée donc un pouvoir adsorbant important.
Ils sont utilisés pour la désodorisation dans le traitement de l’air des bureaux et des laboratoires.
Il est peu efficace pour les vapeurs de graisses. On a donc pas intérêt à l’utiliser pour le traitement principal de l’air d’extraction en cuisines collectives. Il peut cependant servir en finition pour éliminer les odeurs.
Filtre à charbon actif.
| Recommandations ASHRAE | |
| Filtres grossiers | |
| 50 – 74 % GRA |
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|
75 – 84 % GRA
|
|
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> 85 % GRA |
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|
Filtres fins |
|
| 40 – 69 % OPA |
|
|
70 – 89 % OPA |
|
|
90 – 98 % OPA |
|
|
Filtres absolus |
|
|
85 – 94 % OP |
|
|
95 – 99 % OP |
|
|
> 99,97 % OP |
|
|
Recommandations SICC |
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|
Éléments à filtrer |
Applications |
|
| Insectes, fibres textiles, cheveux, sable, cendres, pollen, ciment | G1
G2 |
Utilisations simples (protection contre les insectes) |
| G3
G4 |
Préfiltre et filtre pour les installations de protection civile
Évacuation de l’air des cabines de peinture, des cuisines Protection anti-pollution pour les climatiseurs (par exemple de fenêtre) Préfiltre pour les classes de filtration F6 à F8 |
|
| Pollen, ciment, particules salissantes (poussière), germes, poussières chargées de bactéries | F5 | Filtre sur l’air neuf des locaux à faible exigence (ateliers, garages, entrepôts) |
| F5
F6 F7 |
Préfiltre et filtre pour les centrales de traitement de l’air
Filtre final dans les installations de climatisation pour magasins, bureaux et locaux de fabrication Préfiltre pour classes F9 à H12 |
|
| Fumées d’huile et de suie agglomérées, fumée de tabac, fumée d’oxyde métallique | F7
F8 F9 |
Filtre final dans les installations de climatisation pour bureaux, locaux de fabrication, hôpitaux, centrales électriques, locaux ordinateurs
Préfiltre pour filtres absolus et filtres à charbon actif |
| Germes, bactéries, virus, fumée de tabac, fumée d’oxyde métallique | H10
H11 et H12 H13 et H14 U15 et U16 |
Filtre final pour locaux à haute exigence, laboratoires, alimentation, pharmacies, mécanique de précision, industrie optique et électronique |
| H11 et H12 | Filtre final pour salles blanches | |
| Vapeur d’huile et suie en formation, particules radioactives | H13 et H14
U15 et U16 |
Filtre final pour salles blanches
Filtre final pour salle d’opération Filtre final pour évacuation d’air des installations nucléaires |
Les ventilo-convecteurs très peu inertes chauffent l’ambiance uniquement par convection.
Chaque demande de chauffage (généralement commandée par un thermostat d’ambiance) entraîne une montée en température très rapide de l’air ambiant. Inversement, la chute de la température sera rapide dès la commande d’arrêt du thermostat.
Cette situation conduit à des fluctuations de température (alternance de périodes fort chaudes et fort froides) qui sont d’autant plus importantes que :
Evolution dans le temps de la température intérieure en fonction du différentiel de température du thermostat et du degré de surdimensionnement des émetteurs.
Une première amélioration peut ainsi consister en la diminution de la vitesse du ventilateur, ce qui aura pour effet de diminuer la puissance émise.
Les émetteurs très inertes, c’est-à-dire comportant une masse chaude très importante (dalle pour le chauffage par le sol, grand volume d’eau et fonte pour certains radiateurs) ne peuvent diminuer suffisamment rapidement leur puissance d’émission lorsque des apports gratuits importants apparaissent (ensoleillement, occupants).
| Exemple : le chauffage par le sol.
La chaleur y est véhiculée par de l’eau à une température de 40 à 50°C. Par la circulation de cette eau, c’est l’entièreté de la masse du sol (dalle de béton, carrelage) qui est portée à température et qui rayonne sa chaleur vers l’ambiance, avec une température moyenne de surface de l’ordre de 24° C. Lorsque le soleil apparaît dans le local, il est impossible de refroidir immédiatement cette masse. La température dans le local va donc augmenter. Heureusement, l’émission de chaleur se réduit lorsque la température de l’air ambiant se rapproche de la température de surface du sol. Cependant la masse du sol étant déjà chaude, sa capacité d’absorber une partie du rayonnement solaire incident est fortement amoindrie. L’impact direct du soleil sur la température ambiante en sera donc plus important. C’est pourquoi, le chauffage par le sol est déconseillé dans des locaux soumis à des apports de chaleur gratuits importants. |
Lorsque l’installation de chauffage est régulée de façon centrale (par exemple en fonction de la température extérieure ou en fonction d’un thermostat d’ambiance situé dans un local témoin), un confort identique sera atteint dans tous les locaux si les émetteurs possèdent un degré de surdimensionnement semblable par rapport aux besoins.
| Exemple.
les radiateurs d’un bâtiment ont été dimensionnés suivant la méthode erronée des cubages. Lorsque le confort est atteint dans les locaux en bout d’aile ayant deux ou trois murs extérieurs, les locaux centraux ayant une paroi extérieure seront surchauffés. De même, un changement de répartition des locaux, par déplacement des cloisons, peut entraîner une surpuissance de chauffage dans certains et un manque de puissance dans d’autres.
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A priori, on peut penser que la température de pulsion de l’air neuf devrait être neutre dans le bilan thermique du local et ne pas interférer avec la régulation des ventilos. On rencontre ainsi une pulsion proche des 21°C toute l’année. Effectivement, au niveau du bilan thermique du local le bilan est neutre. Mais pas au niveau global du bâtiment !
En effet, ce choix implique qu’en mi-saison de l’énergie soit « cassée ». Si la température extérieure est de 14°C par exemple, il y a des chances que le local soit déjà en régime « refroidissement ». On va dès lors chauffer l’air neuf de 14 à 21°, et simultanément évacuer l’énergie excédentaire du local, via le ventilo-convecteur par exemple. Il aurait mieux valu pulser directement cet air à 14°C dans le local.
Mais 14°C est une pulsion de température trop faible qui risque de créer de l’inconfort au niveau des occupants.
En fonction de la bouche de pulsion d’air présente et du confort qu’elle engendre, il faudra établir une stratégie qui conduise à un optimum énergétique. En plein hiver, si tous les locaux sont chauffés, la température de pulsion peut être de 21° ou supérieure. Mais dès que la température extérieure génère le refroidissement de certains locaux, la consigne devrait être abaissée jusqu’au minimum compatible avec le confort des utilisateurs : 16°C… 18°C… ?. Ceci induit un réglage de la température en sortie des échangeurs du caisson de traitement d’air à 14°C… 16°C…, puisque ventilateur et parois du conduit apporteront 1°C environ chacun.
En cas de rénovation, on choisira des bouches à taux d’induction élevé afin de pouvoir abaisser cette température de pulsion.
| Pour en savoir plus sur le choix des bouches de pulsion et d’extraction. |
Reste une difficulté : le local inoccupé dont l’occupant a arrêté le ventilo en quittant le local. C’est le débit d’air de ventilation qui va assurer la température de base durant son absence. Et au retour de l’occupant, le local sera fort froid… Cela ne paraît cependant pas remettre en question le principe d’une pulsion à 16°C car l’occupant a le loisir de remettre son local en température très rapidement dès son retour grâce à l’absence d’inertie du ventilo-convecteur (transfert rapide par l’air) et à la possibilité de positionner le ventilo en grande vitesse. Et si l’occupant n’apprécie pas la petite période d’inconfort qui en résulte, il y a beaucoup de chances qu’il ne soit pas du genre à arrêter son ventilo en quittant le local !
En période de relance, avant l’arrivée des occupants, la régulation centrale peut faire fonctionner le bâtiment en circuit fermé, sans apport d’air neuf.
S’il y a simultanéité de besoins de chaud et de froid dans le bâtiment (local informatique refroidi en hiver, par exemple), il peut être alors intéressant d’étudier la récupération de la chaleur au condenseur de la machine frigorifique.
| Pour plus de détails sur la récupération de chaleur au condenseur de la machine frigorifique. |
D’une manière générale, la dépense pour des équipements nouveaux est généralement justifiée, d’autant plus si l’installation date d’une « autre époque ». La gamme de choix des systèmes de contrôle est assez large aujourd’hui sur le marché, si bien que l’on peut acheter sur mesure. Via un réseau de communication, l’unité centrale optimisera la gestion des équipements afin qu’elle colle au mieux aux besoins, sans gaspillage.
Il existe aujourd’hui des superviseurs de petits et moyens systèmes de conditionnement d’air qui permettent d’optimaliser le fonctionnement de l’installation sans devoir investir dans une GTC (Gestion Technique Centralisée) complète.
Lorsque le régime d’eau glacée est trop bas par rapport aux besoins (en mi-saison), l’air du local est inutilement déshumidifié, ce qui est coûteux en énergie et inconfortable. La température peut être modifiée entre l’hiver ou la mi-saison (besoins faibles de refroidissement) et l’été.
| Pour accéder à une comparaison chiffrée entre deux installations à régimes d’eau glacée différents. | |
| Pour plus de détails sur l’adaptation des températures de la boucle d’eau glacée. |
Lorsque les ventilo-convecteurs sont encastrés en allège ou dans une armoire, on vérifiera si l’air pulsé est correctement canalisé vers la grille du meuble de façon étanche.
À défaut, une partie de l’air sera court-circuité vers la grille de reprise, à l’intérieur du meuble. Ceci diminue la puissance du ventilo et perturbe sa régulation.
Recyclage partiel de l’air.
Une installation de ventilo-convecteurs à 3 tubes (1 départ chaud, 1 départ froid et 1 retour commun) est très énergivore par son principe, puisque du mélange entre eau froide et eau chaude est fréquent, au moins en mi-saison. Une analyse particulière doit avoir lieu pour améliorer ce système. Idéalement, il faudrait pouvoir la gérer comme une installation à 2 tubes, avec une régulation organisant le « change over » avec souplesse.
Question : avec la régulation numérique d’aujourd’hui, pourrait-on s’inspirer du fabricant qui réalise une installation « chaud ou froid » à partir d’une installation 2 tubes en Débit de Réfrigérant Variable ? Bien sûr, ce système est beaucoup moins inerte et peut se permettre de chauffer 10 minutes les locaux en demande de chaleur pour passer ensuite pendant 20 minutes aux locaux en demande de froid ! Si une telle souplesse n’est pas possible avec une installation à eau, il est cependant envisageable que le « tuyau de retour » ne soit utilisé que par l’un ou par l’autre (sans accepter de mélange). En mi-saison, en fonction d’une analyse par le régulateur, le matin et le temps de midi seraient consacrés à la relance (chaud), le restant de la journée étant consacré à fournir du froid, par exemple. L’inertie des bâtiments où ce type de système est inséré devrait permettre de franchir les périodes d’arrêt.
Pour aider à ce type de fonctionnement, un compromis pourrait être trouvé à partir du schéma de régulation ci-dessous : une seule température d’eau est envoyée dans le réseau qui fonctionne comme une installation 2 tubes, mais le réseau d’air neuf est progressivement réchauffé lorsque la température extérieure descend. Ainsi, pour la période critique de mi-saison, le local défavorisé reçoit un peu de chaleur via le réseau d’air. Le local en demande de refroidissement conserve l’apport d’eau glacée. Jusqu’au moment où tout bascule (l’air de ventilation est froid et l’eau est chaude). C’est un compromis puisque de l’énergie est cassée par ce système, mais en moindre quantité que dans un fonctionnement 3 tubes.
Si vous êtes confrontés à ce type de problème, nous serions très heureux de participer à une réflexion sur les techniques de rénovation possibles. Si vous avez rénové une installation à 3 tubes, nous serions heureux de faire écho ici de votre solution. Merci d’avance.
Pour aller plus loin, et tout particulièrement en cas de rénovation importante de l’installation, on consultera les critères de conception de qualité repris ci-dessous :
| Choix d’une installation de ventilos-convecteurs. | |
| Choix d’une installation de plafonds froids. |
Poutre dynamique, à gauche, et poutre statique, à droite.
La poutre froide convective se présente sous la forme d’un échangeur de grande longueur. Il est placé nu ou habillé pour être intégré à un faux plafond. Les poutres sont parcourues par de l’eau qui varie entre 15 et 19°C selon les besoins de refroidissement. On ne peut descendre plus bas suite au risque de condensation de la vapeur d’eau contenue dans l’ambiance.
L’échange se fait principalement par convection naturelle.
On distingue cependant deux types de fonctionnement :
L’air neuf hygiénique est injecté par des petites tuyères, créant un appel d’air secondaire venant du local. La convection dans l’échangeur est ainsi renforcée.
Peut-on comparer ce système à un éjecto-convecteur ?
Le taux d’air neuf varie entre 1 et 2,5 Volume/heure. Il apporte environ un tiers de la puissance frigorifique totale.
Par le même système, le chauffage des locaux est possible en hiver, même si l’apport de chaleur en partie supérieure du local entraîne une stratification non négligeable des températures !
| Exemple d’application.
Bureau paysager…
… équipé de poutres dynamiques. |
Il s’agit d’un échangeur travaillant par simple convection naturelle : l’air chaud du local monte, arrive au dessus de la poutre, traverse l’échangeur, se refroidit et redescend, puisque plus lourd…
Il est important de respecter les espaces nécessaires au bon fonctionnement d’une poutre. Ainsi, si la poutre est intégrée dans un faux plafond, celui-ci devra être ajouré pour laisser passer l’air de convection.
L’apport d’air neuf est dans ce cas indépendant du fonctionnement de la poutre.
Les technologies utilisées sont très similaires entre elles. Les poutres se distinguent essentiellement
Par exemple, certains modèles n’injectent l’air primaire que d’un seul côté :
On distingue essentiellement les poutres autonomes qui se placent sous le plafond comme des luminaires,
et les poutres qui sont intégrées, voire cachées dans les faux plafonds.
Différentes formules sont possibles pour que l’air de l’ambiance circule au travers de l’échangeur :
> une plaque de faux plafond très perforée à côté de la poutre,
> un faux plafond avec des lames très espacées,
> une poutre en alternance avec les luminaires,…
Idéalement, la poutre doit être située parallèlement à la fenêtre et du côté du couloir. C’est ainsi que le mouvement de circulation de l’air se fera le plus naturellement (boucle convective qui descend le long du couloir et remonte le long de la fenêtre). Et pourtant, dans 90 % des cas, on rencontre des poutres perpendiculaires à la fenêtre ! C’est sans doute une question d’esthétique vis-à-vis des luminaires…
Attention à celui qui travaille en dessous !
Il est possible, par exemple, de l’intégrer au dos d’une armoire, sur le mur opposé à la fenêtre.
Le circuit des poutres est alimenté au régime aller-retour de 15°C – 17°C.
Différentes dispositions seront prises pour limiter le risque de condensation
Dans un bâtiment avec fenêtres ouvrantes, l’alimentation du plafond en eau doit pouvoir être interrompue par un contact de feuillure.
La régulation de l’alimentation en eau des poutres vise classiquement au maintien de la température de consigne, mais aussi au contrôle de l’absence de condensation sur les tuyauteries.
Sur base de la mesure de la température de l’air ambiant et de son humidité relative, le régulateur détermine le point de rosée de l’ambiance et limite la température de l’eau à un niveau de 1 à 1,5°C supérieur à ce point de rosée.
Cette protection peut également être assurée par un détecteur de condensation placé à la surface du tube d’entrée : si l’humidité relative de l’air à la surface du tube approche de la condensation, un contact est actionné; la vanne est fermée et, éventuellement, la pompe est arrêtée.
Cette pompe peut également être mise à l’arrêt
Le raccordement hydraulique et la régulation des poutres froides sont similaires à ceux mis en place pour les radiateurs ou les convecteurs : une régulation par vannes trois voies modulante pour chaque départ de zone homogène.
Par exemple, pour l’implantation ci dessous :
On peut prévoir :
Pour les poutres froides statiques, la puissance peut atteindre 70 à 200 W/m linéaires, en fonction de la température ambiante, de la température de l’eau froide et de la largeur de la batterie.
Pour les poutres dynamiques, la puissance est fonction des paramètres suivants :
Sur base
La puissance de refroidissement est de l’ordre de 435 W/m, y compris le refroidissement dû à l’air primaire. Cette puissance permet donc d’assurer un refroidissement correspondant à une charge calorifique dans le local d’environ 75 W/m2.
Mais certains constructeurs atteignent, à débit d’air égal, des puissances de refroidissement jusqu’à 110 W/m2.
Pour les systèmes passifs, le placement des unités et la dimension correcte de la reprise d’air sont très importants. Si on ne prête pas suffisamment attention à ces deux points, la puissance attendue ne sera pas atteinte.
On sera également attentif à l’emplacement de l’apport d’air neuf et à son interaction avec les poutres passives.
Source : Conférence de Mr P.A. Delattre – Tracrebel Development Engineering – journée ATIC du 25.09.98
Nous avons vu que fax, imprimante et photocopieur sont basés sur une technologie commune :
Un scanner traduit les informations visuelles en données numériques, les informations numériques sont transférées sur papier grâce au toner qui se fixe par chauffage.
Il est donc logique que les fabricants aient lancé sur le marché des appareils appelés « multifonctions » qui combinent les fonctions de fax, d’imprimante, de photocopieur et de scanner.
Ils sont généralement proposés sous forme d’option. C’est-à-dire qu’il est possible d’implémenter l’appareil pour qu’il devienne l’équipement « à tout faire ». Ils peuvent être dotés des fonctions R/V (recto-verso) et travaillent en réseau.
Énergétiquement, ce type d’appareil semble intéressant. En effet, par rapport à un nombre de fonctions identique, la consommation est divisée par trois, la production de chaleur également.
Cependant, on peut imaginer qu’il ne soit pas heureux de combiner un fax avec d’autres fonctions. En effet, ce dernier doit généralement rester 24 heures sur 24 en attente de messages, tandis qu’une imprimante et un copieur peuvent au minimum être mise hors tension en dehors des heures de travail (durant 16 h par jour). La combinaison fax-imprimante peut s’envisager si :
Dans le cas contraire, il est préférable d’utiliser un fax indépendant ayant une faible puissance de maintien en stand-by.
Notons qu’il est possible de combiner un PC et un fax. L’utilisation du fax ne se fera alors que dans le sens de l’envoi de messages. Le gain réalisé se situe principalement au niveau du temps et du papier puisque les messages sont directement transférés du PC au fax récepteur.
Au delà de l’aspect purement énergétique, les appareils « multifonctions » améliorent également le confort de travail par une diminution importante du bruit et de l’encombrement.
Leur prix est en chute libre. A caractéristiques identiques, ils deviennent moins chers que la somme des équipements individuels équivalents. Ils bénéficient en plus d’une maintenance plus facile à gérer car le nombre d’équipements diminue.
Les appareils « multifonctions » ne peuvent assurer qu’un service à la fois. Par exemple, une grosse impression rendra les autres fonctions inopérantes pendant un temps assez long.
La panne d’un élément rend les 4 fonctions inopérantes.
Le principe de base consiste à intégrer des tuyauteries dans la dalle de chaque étage, parcourues par de l’eau froide. Cette technique est réversible, les conduites peuvent être parcourues par de l’eau chaude en hiver (non conseillé).
On retrouve différente dénomination pour ce principe : concrete core activation, active slab, slab cooling, thermal active building system (TABS),…
Du fait de la grande surface d’émission et de la masse des dalles « actives », le système se caractérise par :
La puissance frigorifique et calorifique dépend du régime de température utilisé, de l’espacement entre conduites, de la profondeur de celles-ci, de la composition de la dalle et de la température ambiante. Dans des conditions usuelles (T° ambiante : 25 °C, T° d’eau à l’entrée de la dalle : 18 °C) la puissance en froid est de 40 à 50 W/m² dans les meilleurs cas, à comparer aux 80 à 90 W/m² des plafonds froids traditionnels et aux 100 à 120 W/m² des ventilo-convecteurs. En mode chaud (T° ambiante : 21°C, T° d’eau à l’entrée de la dalle : 36°C) la puissance est de 60 à 80 W/m².
Exemple on retrouve ci-dessous, l’influence de la composition de la dalle sur les puissances de chauffage/refroidissement.
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Soit une dalle de béton de 30 cm, recouverte d’un tapis de 1,5 cm (lambda = 0,15). |
En mode refroidissement |
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En mode chauffage |
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Si une dalle flottante (et son matériau résilient intermédiaire…) est disposée sous le tapis, les puissances évoluent comme suit :
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Soit une dalle de béton de 30 cm recouverte d’un faux plancher et d’un tapis. |
En mode refroidissement |
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En mode chauffage |
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La lame d’air joue son rôle d’isolant… |
On constate donc que l’effet isolant de la finition au sol augmente la puissance de chauffage ou de refroidissement émise vers le bas (plus importante en froid qu’en chaud, le froid descend naturellement). Par contre que la finition soit une dalle flottante ou un faux plancher la puissance en chaud ou en froid est fortement diminuée, la dalle active perd toute son efficacité. On voit donc l’intérêt de bien choisir la finition du futur bâtiment.
Il existe différentes techniques proposées par les constructeurs. Les photos ou schémas ci-dessous sont placés dans un but d’illustration et non pas pour promouvoir davantage l’un ou l’autre système.
Les tuyauteries peuvent être placées au centre des dalles de béton de telle sorte qu’elles ne subissent aucun effort de traction ou de compression. Mais, d’après un constructeur, ce critère est peu important, les tuyaux (nettement plus souples que le béton) pouvant sans problèmes reprendre ces modifications de longueur. Le critère majoritaire est la répartition entre le chaud et le froid si les 2 services sont assurés : la puissance en froid et le temps de réponse peuvent être augmentés si les tuyaux sont abaissés aux 2/3 de la dalle, par exemple.
De toute façon, elles restent non accessibles face à un éventuel trou de foreuse.
Trois techniques de mise en œuvre sont possibles :
Une coordination doit impérativement être réalisée aussi bien sur chantier qu’à la phase conception. Le bureau d’étude en stabilité doit intégrer la présence de conduites dans la dalle selon les informations fournies par le fabricant, et ce dernier doit connaitre les spécificités de la dalle nécessaire au calcul de la puissance de refroidissement. Sur chantier, les différents corps de métier doivent être avertis de la présence de conduite dans la dalle.
Les conduites de la dalle active doivent être placées après la pose du système électrique. Les canalisations d’eau froide et d’eau chaude à proximité des conduites de la dalle active doivent être calorifugées.
Une attention particulière doit être portée pour les emplacements des joints de dilatations et aux endroits de reprises de charges. On évitera donc de placer les tubes de dalle active en périphérie de dalle et au niveau des jonctions entre plancher et mur. Des fourreaux doivent être employés pour le passage des joints de dilatation de la dalle.
Lors de toutes les opérations de montage, les tubes doivent être maintenus en pression (3 bars à 6 bars), lors du transport, du stockage, de la mise en place, du coulage et lors du séchage du béton. Cette pression doit pouvoir être vérifiée à tout moment par un manomètre. Si les tubes sont déjà sous eau et que le bâtiment peut être soumis au gel, il est impératif de prendre toute les précautions pour éviter le risque de gel dans les tubes. Si de l’antigel est utilisé, celui-ci doit être vidangé avec de l’eau propre avant la mise en service du bâtiment.
Plusieurs modules/conduites peuvent être reliés entre eux à l’aide des raccords spécifiques afin de former un seul circuit. Quelle que soit la technique utilisée, il est recommandé de limiter la longueur par boucle à 130 m et les pertes de charge à 300Pa. Cette limite de 130 m compte tenu des espaces entre conduites et de la limite de bord de dalle équivaut à +/- 45 m² de plancher.
Les modules peuvent être raccordés sur collecteur ou sur une boucle de Tichelmann. Un accessoire spécifique doit être employé pour traverser la dalle et se connecter au collecteur.
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Le système à trois connecteurs permettant de différencier les zones en chaud ou en froid.
Il est possible également de refroidir par les murs latéraux.
Ce système s’utilisera pour des cas bien spécifiques, en effet tout comme la dalle active, il est nécessaire de laisser les murs équipés des conduites de refroidissement accessibles. On privilégiera la dalle active au mur actif, car il est plus facile de ne pas mettre de faux plafond que de ne pas mettre d’armoire. Le mur actif sera pertinent si la surface de la dalle est insuffisante pour donner la puissance nécessaire, par exemple pour des petits locaux hauts et étroits.
Le souhait de laisser la masse thermique accessible à l’ambiance (pas de moquettes épaisses ni de faux plafonds) peut créer un éventuel inconfort acoustique, du moins dans les bureaux paysagers.
En effet, une part importante du plafond doit être maintenue ouverte. Une telle diminution de surface pour le traitement acoustique de la pièce peut difficilement être compensée. D’autres surfaces d’absorption doivent être trouvées (panneaux mobiles, armoires avec panneaux intégrés, sous-faces des tables de travail, …).
Par exemple, les portes des armoires du bâtiment Worx à Kortrijk sont des panneaux acoustiques micro perforés :
Une campagne d’essais a été menée dans un institut de recherche suédois pour mesurer l’influence de faux plafond discontinu, morcelé en ilots flottants de petite taille, sur les échanges thermiques entre le local et la dalle active.
La campagne consistait à comparer deux configurations, un faux plafond représentant 45 % de la surface du local suspendu à deux hauteurs différentes (20 cm et 80 cm).
On constate une diminution de l’efficacité due à la présence des éléments acoustiques de 16 % lorsqu’ils sont suspendus à 20 cm et de 12 % à 80 cm. Il apparait logique que plus l’élément acoustique est suspendu bas, plus la convection de l’air autour du panneau est facilitée. De même l’efficacité acoustique est améliorée, car le son se répartit mieux autour du panneau, au contraire de panneaux trop proches l’un de l’autre qui ne permettent pas une distribution correcte autour des panneaux.
En règle générale, on observe un débit d’eau (en régime turbulent) d’environ 10 à 15 kg/h/m² de dalle active.
Disposer d’un émetteur alimenté par de l’eau froide à haute température (environ 20°C) est particulièrement intéressant en termes de performance énergétique : non seulement les machines frigorifiques présentent alors un meilleur rendement de production, mais cela facilite également la valorisation de la fraicheur de l’environnement extérieur (free chilling, geocooling, etc.). C’est d’autant plus vrai que la dalle active présente une inertie thermique à même de valoriser la fraicheur nocturne.
Cependant, vu l’inertie thermique du système et sa faible réactivité aux variations de charge thermique (l’ensoleillement par exemple), il est plus difficile d’assurer en continu une consigne de température maximale.
Les constructeurs affirment d’ailleurs clairement qu’il ne s’agit pas à proprement parler d’un système de climatisation. Il est dès lors parfois utile d’installer un système traditionnel en complément (climatiseur dans une salle de réunions, par exemple) ou de prévoir un système de chauffage et/ou de climatisation complémentaire. Dans ce cas, la machine frigorifique peut être de faible puissance puisqu’elle charge la dalle la nuit et travaille sur le refroidissement de l’air le jour.
Une alternative pour le concepteur peut consister à mettre en place le slab cooling et la ventilation hygiénique, tout en prévoyant dès le départ la possibilité de compléter la puissance frigorifique par le réseau d’air, en cas de besoin. Pendant toute l’année, l’installation de ventilation (dont les conduits auront été prévus pour assurer un débit nettement plus élevé) fonctionnera avec une consommation très faible des ventilateurs (doubler le diamètre, c’est diviser la consommation du ventilateur par 32 !) et, en période de canicule, ce réseau donnera l’appoint souhaité.
Pour éviter le risque de condensation, l’eau circule à une température minimale de 16 °C. Nous renvoyons vers la partie régulation pour la gestion du risque de condensation.
De manière à limiter les coûts d’installation, on peut envisager d’intégrer le chauffage à la dalle active en complément du refroidissement.
Du fait de l’inertie importante de la dalle, le système peut être considéré comme un stockage de chaleur anticipé. Dont l’émission est difficilement contrôlable au regard de la variabilité et de l’impossibilité de prévision des apports de chaleur gratuits (occupants, soleil,…). Dès lors, il est préférable de considérer la dalle comme une source de chaleur de base à laquelle on adjoint un complément plus flexible. Par exemple, le chauffage de base sera donné par l’alimentation continue du réseau à une température très faible (de l’ordre de 28°C par -10° extérieur). La température de surface n’est alors que de 2 degrés plus élevée que la température ambiante. À comparer avec le chauffage par le sol traditionnel dont l’eau d’alimentation est de 35°C et la température de sol atteint 28°C. Une technique consiste alors à compléter ce chauffage de base par un deuxième réseau plus dense et à température plus élevée, dans la zone de bord (1 m à 1,5 m le long des façades). Comme expliqué dans les différentes techniques de dalle active, il faudra prendre en considération les contraintes plus importantes en bordure d’appuis sur les conduites de refroidissement/chauffage.
Mais le souhait de placer une « dalle flottante » (pour limiter la nuisance acoustique éventuelle créée par le bruit des pas) peut modifier le projet. On arrive alors à un choix de plusieurs solutions :
Remarque : s’il existe des parois vitrées fort importantes, il est conseillé de briser l’effet de l’air froid « coulant » le long du vitrage par la pose de montants horizontaux.
La production de froid valorisera des sources d’énergie compatibles avec une température d’eau froide élevée (on ne descend pas sous les 16°C notamment pour éviter les risques de condensation).
L’eau froide peut être produite par différents moyens :
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L’eau peut être refroidie par l’air extérieur, via un échangeur placé en toiture, ou une tour de refroidissement (free-chilling).
Pour profiter d’un air plus frais, il apparaît que le fonctionnement aura principalement lieu durant la nuit. D’où la nécessité de stocker le froid dans l’épaisseur de la dalle. |
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Une variante de géothermie consiste à exploiter l’eau refroidie par de l’eau pompée dans une nappe phréatique, via un échangeur à plaques eau/eau.
Le fonctionnement peut alors avoir lieu 24h/24. |
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L’eau peut être refroidie par circulation dans le sol sous le bâtiment, via un échangeur sol/eau. La présence d’une circulation d’eau d’une nappe phréatique éventuelle autour des conduits renforce le refroidissement. La puissance frigorifique varie entre 10 et 25 W/m courant (on parle de géocooling ou géothermie). Le fonctionnement peut alors avoir lieu 24h/24. |
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L’eau peut être refroidie par une machine frigorifique traditionnelle, venant en appoint d’une des sources ci-dessus, notamment pour vaincre les périodes de canicule. |
En chauffage, la dalle active est associée à une production dont les meilleurs rendements sont obtenus grâce à la production d’eau à basse température : principalement les pompes à chaleur, accessoirement les chaudières à condensation voire des capteurs solaires.
RégulationPrincipe générauxUne faible réactivéLa faible réactivité de la dalle impose une stratégie de régulation différente des autres systèmes. Ce que certains nomment « autorégulation » est en réalité une obligation de simplification de la régulation en supprimant les variations de température intérieure compte tenu du peu de réactivité du système. Par exemple, si le climat désiré dans le local est représenté par une plage entre 20 °C et 25 °C, alors le système visera souvent à maintenir une température intérieure constante de 23 °C pour limiter les variations et forcer un climat intérieur étant indépendant du climat extérieur. Différentes raisons indiquent néanmoins qu’il ne faut pas se passer totalement d’une régulation :
Un découpage par zones thermiques homogènesUne régulation par locaux individuels avec l’activation au cœur du béton n’est pas sensée, mais le réseau doit toutefois être partagé en zones homogènes en termes d’apports (soleil, occupants, équipements) afin de pouvoir affiner la régulation compte tenu des différences. Le software de gestion de l’installation devrait être modifiable et optimisable : les différents paramètres, les intervalles de temps et de température ne devraient pas être programmés définitivement, mais adaptables manuellement. Généralement une optimisation ou une modification des règles de paramètres devrait encore être possible après la mise en service et durant le fonctionnement. Pour la régulation il devrait être possible de modifier les paramètres suivants :
Régulation des heures de serviceUn avantage de l’activation au cœur du béton est qu’il suffit dans de nombreux cas de refroidir activement pendant une partie de la journée. Dans ce cas une simple mise en circuit temporaire suffit. Il peut être avantageux d’activer uniquement en dehors des heures d’utilisation (la nuit…). Il est alors possible de profiter de tarifs de courant moins coûteux pour les compresseurs de froid, de profiter de la température extérieure nocturne pour refroidir et de diminuer la consommation de la pompe de circulation. De même, en cas de refroidissement supplémentaire via une installation à air, la machine de refroidissement ne doit pas être dimensionnée en fonction de la somme des besoins (activation au cœur du béton + installation à air), mais d’après le plus grand besoin. Il faut toutefois veiller à ne pas faire fonctionner trop longtemps la dalle sous peine d’entrainer un sous-refroidissement et un inconfort en été. Service intermittentDes analyses ont montré qu’il est possible d’arrêter les pompes de circulation sans grande diminution de productivité (la pompe est arrêtée pendant 45 min ou 30 min par heure). Sur base de calculs de simulation dynamique, la température de la pièce est quasi la même, mais les dépenses d’énergie pour les pompes sont beaucoup plus faibles. Pendant l’arrêt de la circulation (30 ou 45 min par heure), la chaleur dans le béton continue à circuler vers l’espace des tuyaux refroidis. Lors d’un nouveau démarrage du débit d’eau, une capacité de refroidissement proportionnellement plus importante se met en place grâce à la différence de température plus élevée eau-béton. Les variations de température dans le cœur du béton ne se répercutent presque pas jusqu’à la superficie des pièces en raison de l’inertie. C’est pourquoi la capacité de réfrigération reste sensiblement la même et que les interruptions dans le transport de chaleur/de froid n’ont pratiquement pas d’influence sur la pièce. Gestion du risque de condensationAvec un système de refroidissement dans la dalle, celle-ci étant plus froide que l’ambiance, il existe un risque de condensation sur la paroi. La condensation peut avoir pour conséquence le développement de moisissures sur certaines surfaces si la condensation se reproduit régulièrement. Si elle intervient sur un sol, le sol mouillé eut être glissant et donc dangereux pour les occupants. Le risque de condensation est néanmoins limité vu le régime de température employé dans la dalle active. En cas de risque avéré, une déshumidification de l’air neuf hygiénique sera organisée dans le groupe de traitement d’air. |
Afin de réguler correctement une dalle active, il faut garder en tête que sa caractéristique principale est le déphasage entre la distribution de l’énergie et sa diffusion dans le local. On doit donc tenir compte de l’effet tampon et choisir le moment le plus efficace pour faire fonctionner la production. La complexité de régulation d’une dalle active nécessiterait de pouvoir prédire le climat extérieur et les charges internes afin d’optimiser le confort intérieur. C’est pourquoi on déconseillera le chauffage d’un bâtiment à l’aide de ce système tandis qu’on l’acceptera comme mode de refroidissement en fonction des possibilités de production à très haut rendement (freechilling et geocooling).
Pour réguler une dalle active, on peut jouer sur deux éléments :
La régulation doit à la fois permettre de maintenir le climat intérieur désiré et le faire de la manière la plus économique possible, sans détruire de l’énergie. La régulation dépendra donc également du mode de production de l’énergie.
Par exemple :
Ci-dessous on retrouve des exemples de conditions de régulation proposées par divers concepteurs. La diversité de propositions reflète les difficultés de régulation de ce système.
| Exemple | Mode | Mise en marche du circulateur | Débit d’eau | Température de départ de l’eau |
|---|---|---|---|---|
| 1. | Été | ON si Text moy 48 h >16 °C et de 20 h à 6 h | Constant : 13 kg/h/m² | Constant : 18 °C |
| 2. | Été | ON tout le temps | Variable : 0 – 14 kg/h/m² de manière à maintenir Tsurface dalle = 20 °C | Constant : 15 °C |
| 3. | ON si Text moy 48 h >14°C | Variable : 0 – 14 kg/h/m² de manière à maintenir Tsurface dalle = 22 °C entre 7 h et 19 h et 19°C entre 19 h et 7 h | Constant : 15 °C | |
| 4. | ON si : | Variable : 0 – 14 kg/h/m² de manière à maintenir Tsurface dalle = 23 °C | Variable : | |
| Été | – Text moy 48 h >14 °C | 19 °C | ||
| Hiver | – Text moy 48 h <12 °C | 25 °C | ||
| 5. | Été | ON si Text >15 °C | Constant : 12 kg/h/m² | Variable : loi d’eau 22 °C si Text = 15 °C 17 °C si Text = 30 °C |
| 6. | ON tout le temps | Constant : 10 kg/h/m² | Variable : | |
| Été | – du 21/06 au 20/09 | 20 °C (de 21 h à 7 h) | ||
| Automne Printemps |
– du 21/09 au 20/12 et du 21/03 au 20/06 | 20 °C (de 17 h à 6 h) | ||
| Hiver | – du 21/12 au 20/03 | 26 °C (de 6 h à 9 h) | ||
| Un appoint en chaud et froid est disponible à l’aide de ventilo-convecteurs. Ils sont alimentés en eau chaude (50 °C) ou froide (7 °C) de 6h à 19h sur base d’un change-over en fonction de la demande du plus grand nombre. | ||||
Chaque exemple ci-dessus présente des lacunes en termes d’efficacité et pourrait être amélioré ; montrant par là qu’il n’y a, à l’heure actuelle, pas de solution de régulation universellement reconnue.
Voici différents commentaires pouvant être émis à propos de ces exemples :
En fonction des demandes du bâtiment, il est probable que refroidir quand la température moyenne des deux derniers jours dépasse 16 °C ne soit pas suffisant pour apporter le confort entièrement à l’aide de la dalle active. En effet, si on observe ci-dessous le parallèle entre la demande de refroidissement d’un bâtiment de bureau et la température extérieure à Uccle durant une année moyenne (Meteonorm), on remarque qu’un besoin de refroidissement existe quand la température extérieure moyenne sur 48 h est de 12 °C (avril, mai, septembre, octobre).
Faire fonctionner le circulateur de la dalle active en permanence n’est pas optimal en termes de consommation d’électricité. De plus, maintenir la surface de la dalle à 20 °C entraine un risque important de sous refroidissement de l’ambiance et donc un inconfort ou une destruction d’énergie si une fourniture de chauffage le compense.
Maintenir la surface de la dalle à 19 °C durant la nuit entraine un risque important de sous refroidissement et donc une destruction d’énergie si on relance le chauffage le matin. Toutefois, il n’est pas sûr de pouvoir atteindre une telle température compte tenu de l’inertie du système. Le temps d’arriver à cette consigne (19 °C), il est possible qu’elle ait changé (22 °C).
Chauffer et refroidir avec une dalle active présente un grand risque de destruction d’énergie. Le traitement continu empêche de profiter d’une période de mi-saison où le bâtiment serait confortable sans être refroidi ni chauffé.
Une régulation sur base de la température extérieure instantanée est incohérente par rapport au déphasage entre la distribution de l’énergie dans la dalle et son émission dans le local.
Les besoins d’énergie d’un bâtiment ne dépendent pas directement d’une date. Le climat varie chaque année. Il semble donc peu cohérent de réguler un système de chauffage et de refroidissement uniquement sur base d’un calendrier. Il faudrait au minimum réguler le mode de fonctionnement sur base de la température extérieure moyenne sur les deux derniers jours.
Sur base de l’analyse des exemples précédents, voici une proposition de régulation basée sur un débit fixe et le réglage de la température de départ de l’eau dans la dalle.
La régulation de la température de l’eau a plusieurs objectifs :
Compte tenu de ces postulats, il semble donc inutile de prévoir une loi d’eau fonction de la température extérieure dans le but d’adapter le climat intérieur du bâtiment. Le seul intérêt est donc de veiller à favoriser un haut rendement de production d’énergie. Il est donc préférable de privilégier une température d’eau proche de la température intérieure.
Pour le choix de la température de l’eau, il faut donc pouvoir dissocier les solutions sur base du contexte particulier des différents projets. On peut ainsi citer deux exemples :
Dans le premier cas, on comprendra que le choix de la température de l’eau doit se faire de manière à minimiser le temps de fonctionnement des pompes puisque ce sont les seules consommations d’énergie. On pourra alors par exemple, travailler à température plus basse sur un temps plus court.
Dans l’autre cas, il s’agira de trouver un équilibre entre un temps de fonctionnement pas trop long et une température d’eau suffisamment élevée pour permettre une production d’eau froide à haut rendement.
Pour illustrer cette recherche d’équilibre, voici des pistes de solution issue de simulations thermiques dynamiques d’un immeuble de bureau refroidi par dalle active alimentée par de l’eau froide produite par un groupe de production d’eau glacée (source : MATRIciel) :
Compte tenu du mode de refroidissement, il est préférable de fonctionner la nuit de 22 h à 6 h quand la température extérieure est la plus faible donc le rendement de production est le plus élevé. Il faut veiller à ne pas commencer trop tôt, car la température peut être encore élevée en soirée et on risque de refroidir trop longtemps.
Il est également préférable de refroidir uniquement quand la température moyenne extérieure dépasse une limite de 10 à 14 °C – 12 °C semblant un optimum, mais celui-ci peut varier suivant les bâtiments (cfr le graphique, présenté précédemment, montrant la demande de refroidissement en regard de l’évolution de la température moyenne des deux derniers jours).
On observe qu’une loi d’eau fonction de la température extérieure n’est pas intéressante, car si on se limite à ces conditions de fonctionnement, la température extérieure varie peu et on finit par avoir une loi d’eau dont l’inclinaison est très faible. Une température constante est donc privilégiée en mettant l’importance sur le temps et le moment du fonctionnement.
Il ressort des résultats de l’étude qu’utiliser une température de départ de 18°C est généralement trop froid et entraine un sous-refroidissement tandis qu’une température de départ de 22°C n’est pas suffisante en terme de confort et entraine un risque de surchauffe plus important.
Ainsi l’optimum intervient quand on envoie de l’eau à 20 °C de 22 h à 6 h quand la température moyenne extérieure (sur 48h) dépasse 12 °C.
Toutefois, si le confort n’était pas atteint, il est possible :
Enfin, il est également possible de réguler sur base de la température moyenne de l’eau dans le circuit avec une consigne finalement proche de celles proposées pour la température de départ étant donné qu’avec le débit imposé, la différence de température entre le départ et le retour est relativement faible.
Energétiquement parlant, la forme extérieure de la cuve est un élément intéressant à développer. A première vue, la question suivante paraît stupide :
« Pour un volume de chambre de stérilisation et de double enveloppe donné, quelle est la forme extérieure la plus déperditive : le cylindre ou le parallélépipède rectangle ? »
Faisons rapidement le calcul.
On a :
Hypothèses :
On cherche à savoir quelles sont les surfaces de déperdition de la double enveloppe dans chacun des cas : > pour le parallélépipède
Cde x 1 = (Vde+ Vch)1/2 = (1 + 0.05)1/2 = 1,025 [m]
Sde = 4 x 1,025 = 4,1 [m²] > pour le cylindre
Vch = π x Dch² / 4 x P = π x 2 / 4 = 1,57 [m] avec Dch = Cch x 21/2 = 21/2
Dde = ((Vde+ Vch) x 4 / π)1/2 = ((1,57 + 0.05) x 4 / π)1/2 = 1,44 [m]
Sde = 3,14 x 1,44 = 4,5 [m²] Pour une même déperdition, le rapport entre les deux surfaces déperditives est de 4,1 / 4,5 = 0,9. |
(+)
(-)
|
(+)
(-)
|
Au niveau du constructeur, l’isolation des parois de la double enveloppe est conditionnée par le risque de brûlure au contact des parois chaudes. On parle régulièrement de températures de paroi de 45 à 50 °C. Cette valeur de température permet au constructeur de calculer l’épaisseur d’isolant à placer sur l’enveloppe extérieure.
| Exemple.
Soit un stérilisateur effectuant un cycle à 134 °C. On peut considérer que le métal conduit très rapidement la chaleur et établisse une température de paroi extérieure de l’ordre de 134°C.
Si dans le module de calcul on introduit une épaisseur d’isolant de 2 cm de laine minérale, la température de paroi est de l’ordre de 44 °C. |
Dans la pratique, le constructeur isolera les parois extérieures au minimum, juste pour éviter les risques de brûlure. Sur le plan énergétique, il pourrait faire mieux en augmentant l’épaisseur d’isolant afin de réduire les déperditions qui risquent d’être importantes au vu de l’exemple suivant.
| Exemple.
Un constructeur annonce des déperditions en régime stable pour un stérilisateur de 8 STE (8 paniers stériles de 600x300x300 mm), effectuant un cycle normalisé selon la norme EN 285; soit 6 kg d’ustensiles par panier et 134 °C – 4 minutes lors de la phase plateau de stérilisation, de l’ordre de :
Les déperditions annoncées sont importantes sachant que ce même constructeur annonce une épaisseur d’isolant de laine minérale comprise entre 3 et 8 cm. En introduisant différentes valeurs d’épaisseur d’isolant dans le module de calcul des déperditions d’un volume simplifié cylindrique ou parallélépipédique avec les données suivantes :
On en retire sur le graphique suivant les valeurs des températures des parois et les déperditions :
On en déduit que pour une épaisseur de 2 cm de laine minérale les déperditions sont de l’ordre de 1 213 [W] pour une température de paroi externe de 44 [°C]. Le constructeur annonçant des épaisseurs d’isolant (3-8 cm) et des déperditions (2 100 W) plus importantes que celles déterminées par le module de calcul, il est nécessaire d’être prudent dans le choix des paramètres :
De plus, beaucoup de tuyauteries et de vannes sont connectées à la cuve de stérilisation et augmentent artificiellement la valeur de la surface déperditive. Ces équipements techniques, dans la pratique étant difficiles à isoler, il ne faut pas s’étonner d’arriver à des puissances de déperdition de l’ordre de 2 100 [W].
|
L’impact de l’épaisseur de l’isolant est important et influencera le choix de la ventilation de l’espace technique. En général, ce sont des espaces surchauffés, mal ventilés, jouant à terme des tours à l’électronique de régulation des stérilisateurs. Pour cette raison, la réaction habituelle est de prévoir une extraction vers l’extérieur.
Ensuite, pourquoi ne pas prévoir dans le projet une valorisation des calories produites par les déperditions résiduelles par leur réinjection durant les périodes froides dans des espaces à proximité ne nécessitant pas une qualité d’air semblable à celle d’une stérilisation centrale (quais fournisseurs par exemple).
Malheureusement, pendant les périodes chaudes (mais heureusement limitées), les calories devront être extraites de la zone technique vers l’extérieur.
Les portes, que ce soit du côté propre ou stérile, sont des parois déperditives qui risquent dans la plupart des cas de nuire au confort des occupants; elles conduisent souvent à la revendication de climatisation des zones de travail. Mais il est difficile, dans ce cas, de demander au constructeur d’augmenter son épaisseur d’isolant et, par conséquent, son épaisseur de porte (d’autres contraintes techniques limitent la marge de manœuvre).
La limitation des déperditions sera plutôt recherchée dans la gestion des temps d’ouverture des portes. En effet :
On voit bien la nécessité, lors du projet de conception, de prévoir dans le cahier des charges la possibilité via une commande spéciale au niveau de l’automate de refermer les portes le plus rapidement possible après la sortie de la charge stérile.
Tout dépend aussi de la surcharge de travail des utilisateurs. On voit régulièrement en zone stérile des portes ouvertes pendant un certain temps car personne n’est disponible pour décharger l’autoclave. Une amélioration consiste à placer un déchargement automatique avec fermeture directe des portes après la sortie de la charge.
Dans les installations de réfrigération, la machine frigorifique permet d’évacuer vers l’extérieur la chaleur excédentaire des applications telles que les chambres et les meubles frigorifiques, les ateliers de boucherie, … qui subissent en permanence des agressions thermiques dues :
En pratique, la machine frigorifique agit de telle sorte que le bilan chaud-froid soit à l’équilibre et que la température de consigne soit maintenue au sein des applications sans interrompre, à un seul moment, la chaîne du froid.
La technique la plus simple consiste à extraire la chaleur des ambiances à réfrigérer au moyen d’un fluide frigorigène. En général, l’échange thermique entre les denrées et le fluide frigorigène s’effectue au travers d’un évaporateur par :
Pour le groupe frigorifique, on distingue deux modes principaux d’action :
Installation en détente directe pour les supermarchés par exemple.
Installation en détente directe pour les commerces de détail.
Installation par boucle frigoporteur (eau glycolée par exemple pour les installations importantes.
La distribution du froid revêt toute son importance pour les grandes installations (supermarché, hypermarchés) nécessitant une charge frigorifique importante.
Une distribution de taille importante en détente directe :
Une distribution de taille importante avec boucle de fluide frigoporteur :
Bien sûr, « produire du froid » sous-entend évacuer de la chaleur. Aussi, à l’extérieur du bâtiment, souvent en toiture, on trouvera un équipement chargé de refroidir :
On distingue trois types de condenseur :
Un ventilateur force le passage de l’air extérieur entre les ailettes du condenseur assurant un échange de chaleur du fluide frigorigène circulant dans les tuyaux vers l’air. La chaleur de condensation des fluides frigorigènes étant importante, les débits d’air peuvent être conséquent et les consommations des ventilateurs non négligeables.
Ce type de condenseur, est basé sur le principe des tours de refroidissement fermées, à la différence près que le fluide frigorigène est directement refroidi sans passer par l’intermédiaire d’un circuit d’eau secondaire. Dans le condenseur évaporatif, une seule partie de l’eau pulvérisée est évaporée. Il combine donc l’échange thermique par chaleur sensible et chaleur latente.
Il se différencie du condenseur évaporatif par sa fonction de pré-refroidissement adiabatique de l’air entrant (on s’arrange pour que toute l’eau imbibée dans les « matelas » s’évapore en refroidissant l’air. Cet air, à son tour, vient refroidir le fluide frigorigène par chaleur sensible.
Pour davantage d’informations :
| Pour connaître la technologie des condenseurs. |
Le transfert de chaleur, entre intérieur et extérieur, ne peut se faire que si un équipement rehausse le niveau de température entre le milieu où la chaleur est prise (air ou eau) et le milieu où la chaleur est évacuée (air extérieur), c’est le rôle de la machine frigorifique.
Elle se compose au minimum des 4 éléments suivants :
Voici le fonctionnement de chacun de ces composants.
La machine frigorifique est basée sur la propriété des fluides frigorigènes de s’évaporer et de se condenser à des températures différentes en fonction de la pression.
Pour expliquer le fonctionnement, nous prendrons les caractéristiques du R 22 parce c’est le fluide encore le plus couramment utilisé en froid alimentaire. Mais ce n’est plus celui que l’on choisira dans les installations nouvelles.
Le R22 est liquide à – 45 °C et se met à « bouillir » aux alentours de – 40 °C.
Cette fois, le R 22 ne va « bouillir » qu’à 33 °C. Autrement dit, si de la vapeur de fluide à 13 bars et à 65 °C circule dans un serpentin et que de l’air à 20° C passe autour de ce tuyau, le fluide se refroidira et à partir de 33 °C, il se liquéfiera, il se condensera. En se condensant, il va libérer énormément de chaleur. C’est le rôle du condenseur de la machine frigorifique.
Pour réaliser un cycle dans lequel de la chaleur est extraite d’un côté et donnée de l’autre, il faut compléter l’installation par 2 éléments :
Si ces différents équipements sont bouclés sur un circuit, on obtient une machine frigorifique.
En pratique, suivons le parcours du fluide frigorigène dans les différents équipements et repérons le tracé de l’évolution du fluide frigorigène dans le diagramme des thermodynamiciens, le diagramme H-P, enthalpie (ou niveau d’énergie) en abscisse et pression en ordonnée.
Le fluide frigorigène liquide entre en ébullition et s’évapore en absorbant la chaleur du fluide extérieur. Dans un deuxième temps, le gaz formé est encore légèrement réchauffé par le fluide extérieur, c’est ce qu’on appelle la phase de surchauffe (entre 7 et 1).
Fonctionnement de l’évaporateur.
Le compresseur va tout d’abord aspirer le gaz frigorigène à basse pression et à basse température (1). L’énergie mécanique apportée par le compresseur va permettre d’élever la pression et la température du gaz frigorigène. Une augmentation d’enthalpie en résultera.
Fonctionnement du compresseur.
Le gaz chaud provenant du compresseur va céder sa chaleur au fluide extérieur. Les vapeurs de fluide frigorigène se refroidissent (« désurchauffe »), avant l’apparition de la première goutte de liquide (point 3). Puis la condensation s’effectue jusqu’à la disparition de la dernière bulle de vapeur (point 4). Le fluide liquide peut alors se refroidir de quelques degrés (sous-refroidissement) avant de quitter le condenseur.
Fonctionnement du condenseur.
La différence de pression entre le condenseur et l’évaporateur nécessite d’insérer un dispositif « abaisseur de pression » dans le circuit. C’est le rôle du détendeur. Le fluide frigorigène se vaporise partiellement dans le détendeur pour abaisser sa température.
Fonctionnement du détendeur.
Le cycle est fermé, le fluide frigorigène évolue sous l’action du compresseur dans les quatre éléments constituant la machine frigorifique.
Cycle frigorifique élémentaire.
L’ensemble du cycle peut être représenté dans le diagramme enthalpie-pression. Sous la courbe en cloche se situent les états de mélange liquide-vapeur; à gauche de la cloche, le fluide est à l’état liquide (il se « sous-refroidit »), à droite, le fluide est à l’état vapeur (il « surchauffe »).
Diagramme enthalpique du cycle frigorifique.
Le cycle réel de fonctionnement d’une machine frigorifique se stabilise à partir des températures du milieu qu’il faut refroidir, de l’air extérieur où la chaleur est rejetée, et des caractéristiques dimensionnelles de l’appareil.
Ainsi, la température d’évaporation se stabilisera quelques degrés en dessous de la température du fluide refroidi par l’évaporateur. De même, la température de condensation se stabilisera quelques degrés au-dessus de la température du fluide de refroidissement du condenseur.
Or, les besoins de froid évoluent en permanence et la température extérieure varie toute l’année !
Tout cela va bien sûr entraîner une modification du taux de compression et une variation de la puissance absorbée. En fonction du régime d’évaporation et de condensation, le compresseur aspirera un débit masse plus ou moins grand de fluide frigorigène définissant ainsi la puissance frigorifique à l’évaporateur et calorifique au condenseur.
Afin d’imaginer ces évolutions, partons d’un cas concret.
Evolution des fluides dans l’évaporateur.
Le meuble frigorifique fonctionne au régime 0 – 5 °C. L’échange de chaleur s’effectue en deux phases :
La température d’évaporation qui s’établit est de – 5 °C. Dans le cas du R134a, ceci correspond à une basse pression de 1,4 bar (lecture du manomètre), soit 2,4 bar absolu (comparé au vide).
Evolution des fluides dans le condenseur.
Le condenseur est directement refroidi par l’air extérieur. Supposons que celui-ci entre à 30 °C dans le condenseur. L’échange de chaleur s’effectue en trois phases :
La température de condensation qui s’établit est de 40 °C. Dans le cas du R 134a, ceci correspond à une haute pression de 9,1 bar, soit 10,1 bar absolu.
Analysons le comportement du compresseur sur base des caractéristiques nominales données par le fournisseur.
Extrait d’un catalogue de compresseurs.
On constate que pour une température d’évaporation de – 5 °C et pour une température de condensation de 40 °C,
Remarque : en réalité, une adaptation de quelques pour cent devrait avoir lieu, car le constructeur fournit des indications pour un fonctionnement normalisé de son appareil (surchauffe de 0K, sous-refroidissement de 25 K selon DIN 8928 et bientôt la CEN) mais ceci dépasse la portée de ces propos.
Supposons à présent que le condenseur soit mal entretenu. L’échange de chaleur se fait moins bien, la température au condenseur augmente, le compresseur va travailler davantage et va augmenter la pression de sortie des gaz. Une nouvelle température de condensation va s’établir : supposons qu’elle atteigne une température de 50°C. Comme la température du liquide s’élève à l’entrée du détendeur, la température d’évaporation s’élève également de 1 ou 2°. Le diagramme constructeur prévoit une augmentation de la puissance électrique absorbée : 6,5 kW, pour une puissance frigorifique diminuée : 14,2 kW…
Le « rendement » de la machine s’est dégradé :
On dira que « l’efficacité énergétique » de la machine frigorifique a diminué de 25 %. À noter que l’on serait arrivé au même résultat si la température extérieure s’était élevée de 10°.
Un climatiseur est énergétiquement efficace s’il demande peu d’énergie électrique au compresseur pour atteindre une puissance frigorifique donnée.
En comparant les offres, on établit le rapport entre puissance frigorifique fournie et puissance électrique absorbée par le compresseur.
Remarques.
La sensibilité par rapport à l’utilisation rationnelle de l’énergie (URE) est très variable d’un occupant à l’autre. Force est de constater que la priorité de l’occupant est légitimement d’assurer son confort visuel ! Néanmoins, un gros effort reste à accomplir dans sa conscientisation à autogérer son éclairage en vue de réduire la consommation d’électricité. En effet :
A la décharge de l’occupant, en période d’occupation diurne, une gestion simple dans notre chère Belgique s’apparente souvent à un parcours du combattant. En effet, la gestion de l’occupation est très souvent liée à :
Là où la complexité devient importante, c’est lorsqu’il faut gérer le confort lumineux en même temps que le confort thermique et le confort respiratoire comme par exemple la gestion de l’éclairage avec la gestion :
Y arriver, sans l’aide d’automatisme de complexité variable, est souvent une source de démobilisation des occupants vis-à-vis de leur responsabilisation énergétique (URE). C’est une des raisons pour laquelle les gestionnaires de bâtiments de moyenne et de grande taille investissent dans « l’immotique« . En effet, à cette échelle de bâtiment, l’investissement peut se révéler plus rentable que pour un bâtiment de petites dimensions.
Une installation d’éclairage traditionnelle raccorde les luminaires et les commandes par un réseau de câbles défini une fois pour toutes.
Commande traditionnelle.
Les récents développements ont ouvert de nouvelles possibilités : tous les équipements sont connectés en parallèle sur un même bus de communication, chaque lampe, chaque interrupteur ayant une adresse informatique propre.
Commande par bus de communication.
L’architecture de ces nouveaux systèmes se caractérise par:
La gestion centralisée de l’éclairage reçoit des signaux provenant de différentes sondes, par exemple de cellules photoélectriques ou de détecteurs de présence.
Ce type d’installation permet un enregistrement préalable (dans la mémoire de l’unité de gestion) de scénarios lumineux, comme par exemple la mise en service automatique de différents groupes de luminaires, à certaines heures de la journée.
De par le développement exponentiel de « l’immotique » des standards se sont développés. En commande et gradation des luminaires, les standards DALI et KNX s’imposent.
(+++) Avantages
Très grande flexibilité au niveau de la commande des luminaires. Il n’y a plus de lien entre le circuit de puissance et le circuit de commande. Les circuits verticaux dans les cloisons peuvent être réduits ou n’existent plus. Dans certaines configurations, les commandes ne se font plus par câble, mais par un signal infrarouge ou radio (technologie EnOcean par exemple). En cas de modification des locaux, d’un déplacement des parois par exemple, il suffit de recomposer les groupes de luminaires commandés par simple programmation de l’unité centrale de gestion (on modifie les adresses des luminaires commandés par l’interrupteur) ; aucune modification des câbles et des connexions électriques n’est nécessaire.
Permets d’enregistrer beaucoup d’informations utiles pour la gestion énergétique et la maintenance des sources lumineuses (heures de fonctionnement, habitudes des utilisateurs, consommation énergétique et détection des dérives, …). Ces informations, exploitées correctement, conduiront à des économies d’énergie supplémentaires, ainsi qu’à un meilleur confort visuel.
(—) Inconvénients
Systèmes exigeant un investissement initial élevé. Les circuits de puissance et de commande sont séparés, ce qui demande un grand nombre de connexions et donc un câblage sur chantier important.
Rien à voir avec Salvador ! DALI est un protocole de communication dédié exclusivement à la gestion d’éclairage.
DALI (Digital Addressable Lighting Interface) est une interface standard développée et soutenue par différents grands constructeurs de ballasts électroniques. DALI permet de gérer, commander et réguler numériquement une installation d’éclairage par l’intermédiaire d’un bus de communication deux fils communément appelé « ligne DALI ».
Fini, en théorie, les soucis de compatibilité d’équipement !
En effet, quels que soient les composants de l’installation d’éclairage :
et pour autant qu’ils possèdent l’appellation DALI, toutes marques confondues, ils sont capables de communiquer entre eux via la ligne DALI.
Mais qu’apporte exactement DALI ?
> Une gestion flexible de l’éclairage par :
> Un confort et une simplicité :
> Une compatibilité avec les systèmes domotiques et les GTC (Gestion Technique Centralisée).
| Exemple.
Soit 5 groupes de luminaires reliés entre eux par un bus de communication DALI : Les alimentations 220 V des luminaires peuvent être indépendantes l’une de l’autre. Vu que chaque luminaire a sa propre adresse , ils peuvent être commandés séparément ou en groupe à partir du boîtier de commande DALI via le bus DALI. Le boîtier de commande est programmable comme un automate traditionnel avec des fonctions:
Les entrées sont reliés aux organes de commande tels que les boutons poussoirs, les sondes photométriques, les télécommandes, … Les sorties se font sur le bus de communication DALI et commandent ou régulent les ballasts des luminaires. Dans le cas de locaux avec vitrage, chaque luminaire peut être régulé séparément en fonction de sa position dans le local et suivant l’apport externe de lumière naturelle. Cette régulation s’opère à partir :
|
Une proportion de plus en plus grande de constructeurs, gravitant autour de l’éclairage et de sa gestion, adhère à un protocole commun de communication ; c’est le KNX (ISO-IEC 14543-3), le successeur du bus EIB (European Installation Bus).
Il s’agit d’un protocole de communication commun à différents équipements tant au niveau de l’éclairage comme les boutons-poussoirs, les détecteurs de présence, … qu’au niveau HVAC (Heating Ventilation, Air Conditioning) comme les vannes motorisées, les moteurs de protection solaire, …
Bus caractéristique EIB/KNX.
Les différents adhérents peuvent, par ce biais, bénéficier d’un moyen de communication commun utilisant un outil de configuration commun ETS (nécessiter d’acheter la licence).
Cela permet une gestion globale de l’éclairage, due l’ HVAC et de la thermique du bâtiment.
Une gestion plus globale de l’éclairage, des équipements HVAC et de la thermique du bâtiment peut être réalisée avec des technologies issues des automates programmables industriels. Ceux-ci sont souples et adaptables à toutes sortes de problématiques, tel que l’on en rencontre en automation industrielle :
Cette solution possède cependant sa propre limite : étant ouverte à de multiples applications, elle n’est pas préprogrammée pour la gestion de l’éclairage et des autres équipements. Cela suppose donc une connaissance du langage de programmation de l’automate et une recherche pour la mise au point du programme : on peut faire appel à des intégrateurs.
| Découvrez ces exemples de gestion de l’éclairage : les moulins de Beez et l’éclairage d’une salle omnisports. |
Les ventilateurs axiaux ou hélicoïdes : l’air est aspiré et propulsé parallèlement à l’axe de rotation du ventilateur.
Les ventilateurs radiaux ou centrifuges : l’air est aspiré parallèlement à l’axe de rotation et propulsé par force centrifuge perpendiculairement à ce même axe. Il existe des ventilateurs à aubes recourbées vers l’avant (à aubages avant), à aubes recourbées vers l’arrière (à aubages arrière) ou à aubes radiales. Il existe aussi des ventilateurs centrifuges à deux ouïes d’aspiration. Ces roues plus larges, parfois composées de deux roues simple ouïe accolées, aspirent l’air de chaque côté de la roue.
Les ventilateurs tangentiels : l’air est aspiré et refoulé perpendiculairement à l’axe de rotation.
Ventilateur axial et ventilateur centrifuge.
| Ventilateur basse pression | Δp < 1 500 Pa |
| Ventilateur moyenne pression | 1 500 Pa < Δp < 3 600 Pa |
| Ventilateur haute pression | 3 600 Pa < Δp < 10 000 Pa |
| (Compresseur) | (Δp > 10 000 Pa) |
Les ventilateurs axiaux ou hélicoïdes permettent des débits importants mais ne peuvent en général assurer des différences de pression importantes que si la vitesse périphérique des pales est importante. Ils sont alors souvent bruyants. Des progrès récents permettent cependant à certains constructeurs d’obtenir des caractéristiques semblables aux ventilateurs centrifuges avec des niveaux de bruit à peine plus élevés. Ces ventilateurs sont en outre très simples à implanter et de faible coût.
Il n’y a pratiquement pas de limite dans les débits pouvant être atteints par ce type de ventilateur.
Ventilateur de conduit et ventilateur de paroi.
Il existe des ventilateurs axiaux :
À toutes les variantes, on peut encore ajouter des pavillons et des diffuseurs.
On distingue ensuite les ventilateurs suivant le rapport de moyeu. On appelle rapport de moyeu le rapport entre le diamètre du moyeu de l’hélice et le diamètre extérieur de l’hélice. Plus le rapport de moyeu est grand, plus le ventilateur est capable de délivrer des pressions élevées.
| Désignation | Rapport de moyeu | Gain de pression |
| Ventilateur basse pression | 0,25 – 0,40 | 300 Pa |
| Ventilateur moyenne pression | 0,40 – 0,50 | 3 000 Pa |
| Ventilateur haute pression | 0,50 – 0,70 | 10 000 Pa |
Les ventilateurs hélicoïdes haute pression sont parfois composés de deux ventilateurs en séries tournant en sens inverse. On parle alors de ventilateurs « contre-rotatifs ».
La courbe caractéristique de ces ventilateurs présente une zone d’instabilité dans la zone des faibles débits (pompage), zone de travail qu’il faut éviter. Les problèmes de pompage apparaissent plus facilement lorsque plusieurs ventilateurs sont placés en parallèle ou au démarrage contre un circuit fermé.
Pour les débits plus élevés, la pression chute rapidement avec le débit. Ceci a pour intérêt de permettre d’importantes variations de pression sans modifier le débit. Ceci n’est pas possible avec un ventilateur centrifuge.
La puissance absorbée par un ventilateur hélicoïde diminue de façon semblable à la pression lorsque le débit augmente (à débit nul, la puissance absorbée est généralement plus élevée que dans la plage normale d’utilisation).
Courbes caractéristiques d’un ventilateur hélicoïde
avec ou sans pavillon à l’aspiration.
| Remarque.
Les fabricants ne représentent pas tous les performances dans les mêmes conditions du fait des multiples possibilités d’équipements, telles que : diffuseurs, redresseurs, pavillons, etc. Il faut donc toujours bien vérifier dans quelles conditions sont données les caractéristiques pour pouvoir effectuer des comparaisons valables. |
Les ventilateurs hélicoïdes peuvent avoir des rendements très élevés (jusqu’à 90 %) mais sont très sensibles aux conditions d’alimentation, c’est-à-dire au profil de vitesse de l’air en amont du ventilateur.
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Type de ventilateur |
Rendement |
| Ventilateur de paroi ou de conduit sans aubes directrices | 40 à 65 % |
| Avec angle de calage des aubes variable mais sans aubes directrices | 70 à 78 % |
| Avec angle de calage des aubes variable et avec aubes directrices | 75 à 85 % |
| Ventilateurs contre-rotatifs à angle de calage des aubes variable | 80 à 90 % |
Les ventilateurs hélicoïdes peuvent être réglés par :
Courbes caractéristiques et rendement d’un ventilateur hélicoïde
en fonction de la variation de l’angle de calage des pales.
Un ventilateur hélicoïde bien conçu peut avoir un niveau sonore proche des ventilateurs centrifuges. Un mauvais dessin peut cependant les rendre nettement plus bruyants. D’autres caractéristiques peuvent augmenter le bruit du ventilateur :
Puissance sonore d’un ventilateur hélicoïde avec ou sans pavillon à l’aspiration.
Les ventilateurs axiaux sont utilisés là où il n’existe pratiquement pas de canalisation. Ils peuvent aussi être insérés dans des conduits, là où se posent des problèmes d’encombrement.
Ventilateur hélicoïde de conduit et ventilateur hélicoïde mural.
Insertion d’un ventilateur hélicoïde dans un conduit.
À diamètre de roue égal, les ventilateurs centrifuges ont une capacité de débit inférieure aux ventilateurs hélicoïdes mais permettent des différences de pression nettement plus élevées. Si on veut augmenter le débit, il faut utiliser une roue double avec deux ouïes d’aspiration.
Il existe des ventilateurs centrifuges :
Roue de ventilateur centrifuge à aubes inclinées vers l’arrière
(double ouïe).
Roue de ventilateur centrifuge à aubes inclinées vers l’avant
(double ouïe).
Courbe caractéristique d’un ventilateur à aubes recourbées vers l’avant (AV) et à aubes recourbées vers l’arrière (AR), pour un même point de fonctionnement.
| Roue à pales couchées vers l’arrière | Roue à pales couchées vers l’avant | |
| Type de courbe caractéristique | pentue | plate |
| Pour une grande variation de pression (par exemple fermeture d’un clapet d’étranglement, encrassement des filtres) | faible variation de débit et de la puissance absorbée | grande variation de débit et de la puissance absorbée |
Le rendement des ventilateurs à aubes inclinées vers l’avant ont un rendement maximum (60 à 75 %) inférieur aux ventilateurs à aubes inclinées vers l’arrière (75 à 85 %).
Les ventilateurs centrifuges se prêtent bien à un réglage du débit par création d’une rotation préalable de la veine d’air entrant dans la roue au moyen d’un aubage orientable dit « inclineur » ou « aubage de prérotation« . Cette technique disparaît cependant progressivement au profit de la variation de vitesse par convertisseur de fréquence.
Réglage du débit d’un ventilateur centrifuge par aubage de prérotation placé sur l’ouïe d’aspiration : à chaque valeur de l’inclinaison des aubes pouvant pivoter autour de leur axe, correspond une nouvelle valeur de la prérotation de l’air et deux nouvelles courbes de pression et de puissance.
Les roues centrifuges peuvent aussi être utilisées avec un registre réglable placé si possible en aval. Celui-ci introduit une perte de charge supplémentaire et modifie le point de fonctionnement de l’installation. La puissance va diminuer rapidement avec le débit, contrairement aux roues hélicoïdes.
Les ventilateurs centrifuges sont réputés plus silencieux que les hélicoïdes. Un ventilateur centrifuge de rendement médiocre peut cependant être plus bruyant qu’un hélicoïde spécialement conçu pour allier silence et rendement.
Pour un ventilateur centrifuge aspirant à l’air libre, il est souhaitable d’adapter un pavillon bien dessiné à son ouïe d’aspiration si son enveloppe n’en comporte pas à la construction. Son grillage de protection ne doit pas créer de sillages importants (bruits de sirène à l’entrée de la roue).
Comparaison de deux ventilateurs de même taille (roues de diamètre 900 à double ouïe d’aspiration),
c’est-à-dire deux roues centrifuges pouvant être disposées dans une même enveloppe.
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Pour un même point de fonctionnement (débit 60 000 m³/h et pression 1 000 PA) : |
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Pour un même point de fonctionnement, la roue avec aubes vers l’avant nécessite toujours une plus faible vitesse de rotation. Le bruit produit par la roue avec aubes vers l’avant sera donc moins intense. Lorsque la perte de charge varie dans le circuit aéraulique, la variation de débit qui en résulte est nettement plus importante pour les roues inclinées vers l’avant. Leur point théorique de fonctionnement doit donc être calculé avec beaucoup de rigueur. En effet, si la résistance réelle est inférieure à la résistance calculée, le ventilateur débitera nettement plus que prévu et sa consommation sera supérieure aux prévisions. De plus, pour ces ventilateurs, une brusque diminution des pertes de charge va augmenter rapidement la puissance sur l’arbre. Le moteur s’en trouvera surchargé et grillera. |
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Le rendement de la roue avec pales vers l’avant est en général moins bon si bien que la puissance à l’arbre est supérieure. Pour ce type de roue, la puissance absorbée augmente rapidement avec le débit. À l’inverse, elle varie relativement peu pour les pales inclinées vers l’arrière. |
| Pour une même pression (1000 PA) : |
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A l’inverse des roues inclinées vers l’arrière, la roue avec aubes vers l’avant ne demande pratiquement pas de variation de vitesse pour obtenir une augmentation importante de débit. |
| Comparaison de deux ventilateurs choisis pour fonctionner à leur rendement maximum |
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Par contre, si au stade du projet on peut choisir entre les deux types de roues, il faut effectuer la comparaison pour le meilleur rendement. Dans ce cas, le ventilateur à aubes recourbées vers l’arrière devra le plus souvent être d’une ou deux tailles plus grandes que l’autre. Si on les compare pour même un point de fonctionnement, le ventilateur de deux tailles plus grand (évidemment aussi un peu plus cher) présente de gros avantages :
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| Aubes droites | Industrie textile, maritime, … |
| Aubes inclinées vers avant | Groupes de conditionnement d’air et là où le prix et l’encombrement sont primordiaux. |
| Aubes inclinées vers l’arrière | Applications industrielles où de grandes pressions statiques sont nécessaires. Partout où rendement, qualité, économie et énergie sont primordiaux. Partout où un débit fixe doit être maintenu coûte que coûte (salles blanches avec flux laminaire, …). |
Il existe deux types de ventilateurs tangentiels :
Avec aubes directrices dans l’âme et sans aubes, mais avec une enveloppe spécialement formée.
Le principal défaut de ce type de ventilateur est son mauvais rendement qui ne dépasse pas 60 %. Il est malgré tout typiquement utilisé dans les appareils où la place disponible est très limitée tels que :
Les extracteurs de toiture sont conçus pour s’adapter facilement sur le couronnement des conduits. Ils sont destinés à l’extraction de l’air vicié, soit directement, soit via un conduit vertical. On parle généralement de « tourelle d’extraction ». Ces tourelles peuvent être équipées d’une roue centrifuge ou hélicoïde et présentent donc les mêmes caractéristiques que ces deux grandes familles.
Extracteur de toiture : caisson fermé et ouvert.
Les critères de qualité d’un tel ventilateur sont :
Le rejet de l’air vicié dans l’atmosphère se fait de deux manières :
Au niveau du bruit, le rejet vertical est toujours préférable au rejet horizontal car les ondes sonores sont plus facilement dispersées dans l’atmosphère.
Extracteurs de toiture .
Tourelle de pulsion.
La présence de conduites non isolées véhiculant de l’eau chaude au travers de locaux non chauffés (cave, chaufferie, vide ventilé, …) est inadmissible, sachant que le coût de l’isolation sera toujours remboursé en moins d’un an par les économies d’énergie.
| Exemple.
Perte de 20 m de tuyauterie non isolée DN 50 (2″), à 80°C, dans une chaufferie à 20°C : Puissance perdue = 130 [W/m] x 20 [m] = 2,6 [kW] Énergie perdue (si la circulation fonctionne toute l’année = 2,6 [kW] x 8 760 [h/an] / 0,8 = 28 470 [kWh/an] ou 2 847 [litres fuel ou m³ gaz] (0,8 est le rendement saisonnier de la chaudière). Le coût de cette perte est de l’ordre de 53 [€/an] (à 0,375 [€/litre fuel]) par mètre de tuyau non isolé. Ce surcoût est à comparer au coût de l’isolation des conduites : 8 .. 9 €/m. Cette isolation permettrait de réduire la perte de 80 .. 90 %. Ceci conduit à un temps de retour de la pose d’isolant de quelques mois. |
L’épaisseur d’isolant économiquement la plus intéressante dépend de la température du fluide véhiculé, du temps de fonctionnement de l’installation et du diamètre de la tuyauterie.
| Pour calculer les pertes de vos tuyauteries de chauffage et comparer l’intérêt énergétique et financier de différentes solutions d’isolation. |
Isoler les vannes est également très rentable. Cette action est cependant rarement entreprise et suscite souvent la méfiance des responsables techniques. L’argument avancé est que la présence d’isolant masque provisoirement l’apparition de fuites et les dégâts encourus risqueraient alors d’être plus importants.
Ce raisonnement est cependant à relativiser :
Isolation des vannes de chauffage dans un hôpital.
| Isolation des réseaux de distribution. |
Un manque de débit dans certains locaux est souvent le résultat d’un déséquilibre de l’installation : certains circuits ou corps de chauffe présentant moins de pertes de charge (les plus proches de la chaufferie) court-circuitent une partie du débit destiné à d’autres zones.
Équilibrer une installation consiste alors à freiner l’eau dans les circuits favorisés, afin qu’elle ne privilégie aucun chemin : la difficulté de passage est alors la même dans chacune des boucles de distribution.
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Il est utopique, surconsommateur, voire dangereux de croire que l’on peut régler les problèmes d’équilibrage en agissant sur la régulation ou sur les circulateurs. Rien ne peut remplacer l’équilibrage correct de l’installation. |
La première réaction des responsables de bâtiment face à un déséquilibre et un inconfort dans une zone du bâtiment est de modifier la régulation en augmentant les courbes de chauffe ou carrément en supprimant les ralentis nocturnes. Ces solutions sont évidemment à proscrire car extrêmement consommatrice :
Augmenter le débit du circulateur commun se traduira par une augmentation du débit dans tous les circuits dans le même pourcentage. Autrement, les circuits défavorisés se rapprocheront de leur débit correct, mais les circuits favorisés passeront en surdébit, avec une surconsommation du circulateur et peut-être des problèmes acoustiques.
C’est la solution la plus dangereuse qui risque de priver un circuit jusqu’alors sans problème.
Le placement de vannes thermostatiques peut constituer une solution partielle à un déséquilibrage de l’installation en limitant le débit des émetteurs trop favorisés.
En effet, lorsque la température augmente dans les locaux favorisés, les vannes thermostatiques réduisent le débit dans les corps de chauffe, ce qui rétablit un débit correct dans le reste de l’installation.
Toutefois, au démarrage de l’installation, toutes les vannes étant ouvertes, le handicap de la zone défavorisée reste entier : elle devra attendre que les premiers locaux ait atteint une température de surchauffe pour recevoir un débit suffisant. Ce qui est quelque peu aberrant. En outre, à ce moment, la période de relance définie par la régulation centrale sera peut-être passée et les locaux enfin alimentés correctement n’atteindront leur température de consigne que bien plus tard dans la journée (voire jamais).
De plus cette solution peut être accompagnée de problèmes acoustiques.
En conclusion, voilà bien une solution partielle qui réduira le gaspillage, mais n’aurait-il pas mieux valu consacrer l’investissement à une véritable opération d’équilibrage, par exemple en plaçant et en réglant des vannes thermostatiques avec organe de préréglage du débit.
C’est le seul moyen de réaliser un véritable équilibrage.
Pour ajuster la répartition du débit entre les différents circuits, il faut placer des vannes d’équilibrage, au pied de chaque colonne et au retour de chaque branche sur laquelle les radiateurs sont raccordés. Il est à noter que l’équilibrage au pied des colonnes, avant de s’attaquer aux émetteurs, apporte déjà de grandes améliorations du confort.
Placement de vannes d’équilibrage au pied des colonnes et au départ des circuits.
Il faut aussi répartir le débit entre les radiateurs d’une même branche du circuit. Pour cela, ceux-ci doivent être équipés de tés de réglage.
Té de réglage du débit d’un radiateur.
Il existe également des corps de vanne thermostatique avec « té de réglage » incorporé : une bague de réglage permet de freiner de façon permanente le débit du radiateur, indépendamment de l’action de l’élément thermostatique.
Corps de vanne thermostatique avec préréglage du débit.
Cette solution est souvent plus pratique car :
| Exemple.
Pour que la vanne thermostatique fonctionne correctement, le fabricant recommande une chute de pression dans la vanne de 0,1 bar (10 kPa ou 1 mCE). Pour un radiateur de 1 kW (dimensionné en régime 90/70, soit un Δt de 20°C et un débit nécessaire de 1 [kW] / 1,16 [kW/m³.°C] / 20 [°C] = 43 [l/h]) et une perte de charge de la vanne de 0,1 bar, l’abaque ci-dessus indique que la vanne doit être préréglée sur une position comprise entre 3 et 4. Le débit correct de chaque radiateur est ainsi réglé et les vannes thermostatiques travaillent dans des conditions adéquates. |
Idéalement pour réaliser un équilibrage précis, il faut que les vannes, au minimum sur les colonnes et les branches du circuit, soit munies de prises de pression différentielle permettant de mesurer le débit.
Vanne d’équilibrage à placer sur un circuit de distribution. En mesurant et en réglant la perte de charge de la vanne, on ajuste le débit irriguant le circuit à sa juste valeur.
Des tés de réglage avec prise de débit possible seront très utiles. Dans une installation neuve, le surcoût de l’installation d’organes d’équilibrage avec mesure directe du débit par rapport à des systèmes sans possibilité de mesure, ne dépasse pas les frais inhérents à une ou deux interventions supplémentaires sur chantier requises pour les ajustements d’organes de faible coût.
Le placement de vannes automatiques (ou régulateurs de pression différentielle) qui permettent le maintien d’une différence de pression constante au pied de chaque colonne facilite également l’équilibrage car le réglage correct de la vanne n’est plus influencé par le réglage des circuits voisins, ce qui est le cas avec les vannes à réglage fixe. Le surcoût de ces vannes est ainsi compensé par la facilité de réglage.
Equilibrage au moyen de régulateurs de pression différentielle. Une vanne est placée sur la conduite de départ et la conduite de retour. La vanne automatique mesure la différence de pression entre le départ et le retour de chaque colonne et règle son ouverture pour maintenir cette dernière constante. Ce type de vanne remplace également efficacement les soupapes de pression différentielle couramment utilisées dans les circuits comprenant des vannes thermostatiques.
Il faut cependant être conscient que le placement de toutes ces vannes demande un investissement important et que l’appel à des spécialistes confirmés sera presque toujours nécessaire et indispensable étant donné la complexité de l’opération. Il faut aussi connaître les débits nominaux calculés lors de la conception.
Heureusement, cela ne veut pas dire qu’il faut toujours en arriver là. Il est aussi possible d’améliorer une situation soi-même, en travaillant par tâtonnement.
Souvent, les seuls éléments de réglage dont on dispose sur une installation sont ces tés de réglage (sans eux, on peut oublier toute action). On peut tenter d’améliorer la situation en refermant ceux-ci dans les locaux favorisés et en ouvrant ceux des locaux à problème.
Réglage d’un té : dévisser le capuchon et au moyen d’un tournevis, modifier la position du réglage. Attention, il faut bien repérer la position de départ et compter le nombre de tours effectués pour éventuellement revenir à la position de départ en cas d’insatisfaction.
Si on dispose en plus d’organes de réglage sur les différentes branches, il existe une méthode accessible mais aussi fastidieuse que l’on peut tenter de mettre en œuvre. Elle ne nécessite pas de mesure de débit au niveau des vannes d’équilibrage.
| Étape 1 |
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| Étape 2 |
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| Étape 3 |
Réglage de l’ouverture de la vanne de réglage en fonction de la différence de température DT entre le départ et le retour d’un circuit.
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| Étape 4 |
Mesure de température de départ et de retour d’un radiateur au moyen d’un thermomètre de contact. |
La méthode présentée ici prendra plusieurs jours et sera d’autant plus difficile que chaque réglage perturbera les circuits déjà réglés. C’est pour cela que la méthode par mesure des débits est la plus facile.
En outre elle ne pourra pas être mise en œuvre en mi-saison du fait de trop faibles ΔT, difficilement mesurables. L’idéal est d’entreprendre ceci par grand froid (température extérieure < 0°C’ et pas de soleil).
Exemple. Une expérience pilote menée en France sur 8 immeubles à appartements a montré qu’un équilibrage, réalisé par la société de maintenance, suivant la méthode « de la température de retour » a permis de rétablir le confort tout en diminuant en moyenne la consommation de 9%, grâce à un abaissement des courbes de chauffe de 3 à 6°C.
Source : « Chaud, Froid, Plomberie », janvier 2004. |
La toute première action est d’arrêter les circulateurs lorsque les chaudières sont mises à l’arrêt en été. Cette action peut se faire manuellement. Les régulations modernes intègrent cette fonction, en prévoyant une remise en route régulière pour éviter que le circulateur ne reste bloqué à la relance de la saison de chauffe (fonction de « dégommage »). Ceci ne demande pas d’investissement.
On peut aller plus loin, en se disant que lorsque la température extérieure atteint une certaine valeur (par exemple, 15°C), le chauffage devient inutile dans le bâtiment.
| Exemple.
A Uccle, la température extérieure est supérieure ou égale à 15°C, en moyenne durant 2 040 heures par an dont 400 heures se situent durant la saison de chauffe, entre le 15 septembre et le 15 mai. Si la température de non-chauffage est de 14°C (bâtiment mieux isolé, avec plus d’apports internes), cette température est dépassée pendant 500 heures durant la saison de chauffe. |
| Exemple.
Si la puissance installée des circulateurs des différents circuits est de 5 kW, il est possible d’économiser, en coupant les circulateurs lorsque la température extérieure atteint 15°C : 5 [kW] x 2 040 [h/an] = 10 200 [kWh/an] ou 1 138 [€/an] (à 11,16 cents €/kWh (les températures > 15°C apparaissent surtout en journée)), si l’installation fonctionne normalement toute l’année, 5 [kW] x 400 [h/an] = 2 000 [kWh/an] ou 223 [€/an] (à 11,16 cents €/kWh), si l’installation est coupée en dehors de la saison de chauffe. |
La commande de l’arrêt des pompes par une horloge et/ou un thermostat extérieur nécessite un investissement de l’ordre de 125 .. 250 €. Il se justifie pour une puissance des circulateurs supérieure à 500 W.
Notons que lorsqu’un circulateur est remplacé, il faut vérifier que l’installateur a raccordé sa commande au régulateur de chauffage.
Bien des circulateurs sont surdimensionnés. Il en résulte
| Pour en savoir plus sur l’évaluation du surdimensionnement des circulateurs. | |
| Pour en savoir plus sur les problèmes d’inconfort liés à l’hydraulique. |
Si les pompes possèdent différentes vitesses commutables (pompes à 2 ou 3 vitesses avec sélecteur ou couvercle de bornier pouvant être monté en diverses positions), une réduction de vitesse peut être opérée manuellement soit de façon permanente, soit en fonction de la saison. Cette amélioration ne coûte rien et peut être faite à l’essai. Si des plaintes apparaissent la situation d’origine peut facilement être rétablie.
Circulateur à 3 vitesses réglables manuellement.
| Exemple.
Voici les caractéristiques d’un circulateur à trois vitesses dont les points de fonctionnement sont :
On peut estimer l’économie réalisable en améliorant la gestion de ce circulateur. On fait l’hypothèse qu’au départ, il fonctionne 8 760 h/an à la vitesse 3.
|
Comme on le voit dans l’exemple ci-dessus, on peut aussi imaginer que la circulation passe automatiquement à vitesse réduite ou soit coupée à certains moments de l’année où les besoins énergétiques sont moindres.
Par exemple, lors du ralenti nocturne, si la mise au ralenti se fait par abaissement de la température d’eau (méthode par ailleurs dépassée), toutes les vannes thermostatiques de l’installation vont s’ouvrir, créant un surdébit (également générateur de bruit) d’autant plus aberrant qu’il n’y a pas de besoin. Il en de même lorsque le ralenti se fait par coupure complète de l’installation (fermeture des vannes mélangeuses). La commande de mise au ralenti pourrait dès lors aussi agir sur le circulateur.
La commutation automatique des vitesses des pompes existantes exige des éléments complémentaires au niveau de la régulation et du câblage du moteur et de la commande (les fabricants de pompe peuvent fournir des boîtiers permettant d’accéder aux différents bobinages des moteurs, de manière à réaliser les commandes au niveau du tableau électrique). L’investissement est donc important : de l’ordre de 500 .. 750 €.
Dès lors, on peut aussi envisager une diminution manuelle de la vitesse de tous les circulateurs, en mi-saison par exemple.
La réduction de vitesse n’est pas possible sur tous les circulateurs. Dès lors, il peut être intéressant de procéder directement au remplacement d’un circulateur existant surdimensionné.
| Exemple.
Considérons un bâtiment nécessitant une puissance de chauffage de 200 kW. Pour fournir cette puissance en travaillant avec des installations dimensionnées en régime 90°/70°, le circulateur doit fournir un débit de :
Pour ce débit, le bureau d’études, à l’origine de l’installation a surestimé les pertes de charge de l’installation (90 [kPa] au lieu de 60 [kPa]). Le débit réellement fourni par le circulateur choisi est n’est pas de 8,6 [m³/h] mais de 12 [m³/h] (ou 0,0033 [m³/s]) pour une perte de charge de 85 [kPa].
Points de fonctionnement de l’installation réel et calculé par le bureau d’études. Le circulateur choisi rencontre moins de résistance que prévu. Son débit augmente donc. La puissance électrique absorbée par circulateur existant est de (pour un rendement global du circulateur de 34 % (moteur compris)) :
En choisissant un nouveau circulateur dimensionné correctement, on peut diminuer la puissance absorbée à :
(en imaginant que l’on choisisse un circulateur dont la courbe caractéristique passe exactement par le point de fonctionnement souhaité). Si on considère que le circulateur tourne 5 800 [h/an], l’économie réalisée s’élève à :
Pour un nouveau circulateur standard dont le coût est de l’ordre de 300 .. 400 [€]. |
Remplacer un circulateur surdimensionné avant la fin de sa vie est donc rentable.
Au minimum, il faut penser au redimensionnement des circulateurs lors d’un remplacement par nécessité. Il faut à tout prix éviter que, lors d’un remplacement forcé, la sélection du nouvel équipement se limite à choisir un circulateur présentant les mêmes dimensions afin de pouvoir s’insérer sans difficulté dans l’emplacement libéré par l’appareil défectueux.
| Pour redimensionner un circulateur à partir des températures départ et retour du circuit et calculer l’intérêt de son remplacement. |
Remplacer un circulateur par un circulateur redimensionné suivant le calcul proposé ci-dessus, demande d’ouvrir toutes les vannes thermostatiques. Il reste également une certaine incertitude quant aux hypothèses de dimensionnement qui avaient été prises à l’époque de la conception de l’ancienne installation (température extérieure minimale, régime de température choisis, …).
C’est ici que le placement d’un circulateur avec variateur de vitesse va trouver toute sa justification : en le plaçant, il sera possible de diminuer progressivement la vitesse (sans modifier la température de l’eau), jusqu’à atteindre celle qui assurera une distribution uniforme, sans pénaliser le dernier radiateur du réseau (juste avant que les premières plaintes n’apparaissent). Sur base des expériences réalisées en Suisse, dans 9 cas sur 10, la vitesse chutera de plus de moitié !
Attention cependant il ne faut jamais remplacer un circulateur manifestement surdimensionné par un circulateur à vitesse variable de la même puissance. En effet, régler la vitesse du nouveau circulateur à une valeur trop faible entraîne une chute de rendement importante. De plus, non on ferait un investissement inutilement élevé.
Même un nouveau circulateur à vitesse variable doit donc faire l’objet d’un dimensionnement.
Circulateur à vitesse variable.
L’économie réalisée par rapport à l’ancien circulateur sera supérieure au cas du remplacement par un circulateur à vitesse fixe (3 vitesses) car le circulateur à vitesse variable permettra un ajustement plus précis du débit. Le gain supplémentaire sera d’autant plus important que les caractéristiques de l’installation existante sont peu connues.
Le circulateur à vitesse variable permet en outre des économies supplémentaires dans les installations équipées de vannes thermostatiques (installations avec radiateurs dont les locaux ont des besoins non homogènes) ou équipées de vannes 2 voies de régulation (installations avec ventilos-convecteurs).
En effet, lorsque sous l’effet d’apports de chaleur gratuits, les vannes thermostatiques se ferment, la pression dans le réseau augmente. Pour éviter cela et l’influence de ce réglage sur l’ensemble des vannes (les vannes sifflent), on place traditionnellement en tête de circuit une soupape différentielle qui « court-circuite » une partie du débit.
Soupape de pression différentielle by-passant une partie du débit lorsque des vannes thermostatiques se ferment dans l’installation.
Cette soupape différentielle peut avantageusement être remplacée par un circulateur à vitesse variable qui maintiendrait une pression constante ou dégressive dans le réseau lorsque les vannes thermostatiques se ferment.
| Pour en savoir plus sur le réglage du débit des circulateurs à vitesse variable. |
Il est difficile d’estimer le gain supplémentaire que l’on peut ainsi réaliser. En effet, cela dépend de la réduction totale de débit résultant du fonctionnement des vannes thermostatiques (ou de vannes 2 voies de régulation, pour les ventilos convecteurs) et qui est fonction de la quantité d’apports gratuits dont bénéficient les différents locaux. Pour fixer les idées nous nous baserons sur un exemple :
| Exemple.
considérons un bâtiment nécessitant une puissance de chauffage de 200 kW (débit nécessaire : 8,6 m³/h pour une hauteur manométrique de 6 mCE ou 60 000 Pa), répartie en deux façades nord et sud. Un seul circuit dessert l’ensemble de l’immeuble et des vannes thermostatiques sont installées sur les radiateurs de la façade sud pour tenir compte de l’ensoleillement. Si on choisit un circulateur traditionnel à 3 vitesses, la vitesse réelle ne correspondra jamais exactement au point de fonctionnement souhaité.
Courbes caractéristiques du circulateur à 3 vitesses choisi : en bleu, le point de fonctionnement calculé et en rouge, le point de fonctionnement réel en fonction de la vitesse de circulateur choisie. Pour satisfaire les besoins, le circulateur sera réglé en vitesse 3 et absorbera une puissance électrique de l’ordre de 540 W. Son débit réel sera de 9,6 m³/h au lieu des 8,6 souhaités. Par contre, si on choisit un circulateur à vitesse variable, la vitesse peut être réglée pour obtenir le point de fonctionnement souhaité.
Courbes caractéristiques du circulateur à vitesses variable (remarque : on y constate la vitesse réglable en fonctionnement de nuit « min ») La puissance absorbée par le circulateur est de l’ordre de 420 W. Sur la saison de chauffe, le premier gain réalisé est de : (540 [W] – 420 [W]) x 5 800 [h/an] = 696 [kWh/an] ou environ 45 [€/an] (à 6,5 [cents €/kWh] (heures pleines et heures creuses)) Sans compter l’imprécision inévitable sur l’estimation des caractéristiques du circulateur à 3 vitesses (« on va prendre un peu plus gros, on ne sait jamais ») qui veut que celui-ci consommera encore plus. Que rapporte en plus la régulation de la vitesse du circulateur en fonction de la fermeture des vannes thermostatiques ? En première approximation, on peut se dire que durant 1 000 h/an (durée d’ensoleillement durant la saison de chauffe), les vannes thermostatiques de la façade sud peuvent se fermer, réduisant ainsi de 50 %, le débit nécessaire de l’ensemble du réseau (dans le cas d’une école, les vannes se fermeront quand une classe sera remplie …).
Si en fonction de la fermeture des vannes, le circulateur diminue sa vitesse tout en réduisant linéairement la pression du réseau, sa puissance absorbée passera de 420 [W] à environ 220 [W], ce qui permet une économie de : (420 [W] – 220 [W]) x 1 000 [h/an] x 11,16 [cents €/kWh] = 22 [€/an] (au tarif moyen en heures pleines) L’économie supplémentaire réalisée grâce au circulateur à vitesse variable s’élève donc à minimum : 45 [€/an] + 22 [€/an] = 67 [€/an] pour un surcoût d’environ 300 €. Si on globalise l’économie réalisable par le remplacement du circulateur surdimensionné de l’ exemple précédent par un circulateur à vitesse variable, on obtient :
Pour un coût du circulateur à vitesse variable d’environ 800 €. Le temps de retour de cette opération est donc de 4,6 ans.
Prix des circulateurs de la marque « x » (à titre indicatif). |
| Le remplacement des circulateurs par des circulateurs à vitesse variable peut également être dicté par des problèmes d’inconfort lié au surdimensionnement des circulateurs.
Ce fut le cas au Centre de Hemptinne. |
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Des questions à se poser |
Plus d’infos ? |
| Avant d’humidifier … | |
| Le besoin d’humidifier est-il réel ? Il est nécessaire si une ventilation est organisée dans les locaux. Mais il est superflu dans une cafétéria, une salle de restaurant, une salle d’archives, un musée … | |
| Le débit d’air neuf hygiénique a-t-il été évalué correctement ? (tout excès d’air entraîne une consommation d’énergie et d’eau excédentaire). | |
| Est-il possible d’organiser un recyclage partiel de l’air extrait et donc un recyclage de l’humidité de l’air (dans une installation « tout air ») ? Le conseil minimal serait d’au moins prévoir l’ajout futur d’un humidificateur si cela s’avère nécessaire (constat de non-respect de la consigne, changement de norme, défaut du récupérateur d’humidité etc.). |
Voir partie « Préalable : le besoin d’humidification » |
| Faut-il imposer une consigne d’humidité relative intérieure permanente ou imposer un seuil minimal d’humidité au dessus duquel le taux d’humidité peut flotter ? |
Voir partie « Préalable : le besoin d’humidification » |
| L’hygrométrie est-elle variable d’un local à l’autre ? L’attribution des locaux pourrait être ultérieurement modifiée ? Ne doit-on pas privilégier une humidification individuelle par local ? |
Voir partie « Préalable : le besoin d’humidification » |
| Le choix du matériel et de la régulation : | |
| Une analyse comparative des coûts énergétiques a-t-elle été faite ? |
Voir partie « Critère de choix : la consommation énergétique » |
| Une analyse comparative des consommations en eau a-t-elle été faite ? |
Voir partie « Critère de choix : la consommation en eau » |
| Les précautions liées à la maintenance des humidificateurs, tout particulièrement pour les appareils à recyclage ou à évaporation, ont-elles été prises ? Une vidange automatique est-elle prévue ? |
Voir partie « Critère de choix : la qualité hygiénique » |
| Comment sera régulé le débit de déconcentration ? |
Voir partie « Critère de choix : la consommation en eau » |
| Aura-t-on la possibilité de stopper le fonctionnement en fonction d’un seuil de température extérieure (par exemple 5°C, ajustable par l’exploitant en fonction des exigences de confort) ? |
Voir partie « Critère de choix : la régulation » |
Force est de constater que nous vivons généralement chez nous dans une ambiance non humidifiée de manière artificielle. Nous pouvons néanmoins indiqué que dans une maison, l’humidification principale de l’air se fait naturellement par la salle de bain et la cuisine. Dans un bâtiment de bureaux, le besoin d’humidification est plus important car ces pièces d’eau ne sont pas présentes.
Cependant, aujourd’hui, une ventilation est organisée dans nos bâtiments, et un besoin réel d’humidification existe alors en hiver. Il est lié à l’apport d’air neuf hygiénique. L’air extérieur froid, une fois réchauffé, est un air sec. Dans les bureaux, pour assurer un bon confort thermique, l’air est porté à un taux d’humidité relative minimum de 40 %.
Cette humidification est énergétiquement coûteuse et il est utile d’en limiter l’intensité.
Le besoin d’humidification est directement lié au taux de renouvellement d’air puisque c’est l’air neuf qu’il faut humidifier en hiver. Il y a donc lieu de définir précisément les besoins réels en apport d’air neuf.
| Pour en savoir plus sur l’évaluation de la qualité de l’air, cliquez ici ! |
À noter que certains locaux ne nécessitent pas d’humidification : une salle de restaurant, une cafétéria, une salle d’archives, un musée…
Si un local nécessite un taux de renouvellement horaire de 5, sans obligation de contrôler le taux d’humidité, alors que les autres locaux n’ont besoin que d’un taux de 1 mais avec nécessité d’humidifier, il peut être intéressant de concevoir deux installations différentes.
Il sera utile de définir le niveau d’humidification : du « tout centralisé » au départ des circuits si les besoins semblent homogènes, vers le « tout décentralisé », chaque local ayant des besoins différents.
Il est fréquent de trouver dans les cahiers des charges une demande de « maintien des locaux à 21°C et 50 % HR ».
Cette simple phrase peut générer des consommations non négligeables et inutiles.
Le contrôle strict du taux d’humidification n’est-il pas nécessaire uniquement au niveau du local informatique ? D’une manière générale, on vérifiera si l’humidification décentralisée d’une zone limitée dans le bâtiment ne pourrait pas suffire. Le restant du bâtiment étant humidifié au niveau de la centrale de traitement d’air neuf ou mixte « neuf-repris » avec une humidification minimale (par exemple, un taux d’humidité réglé sur 35 % en sortie de centrale et un arrêt total de l’humidification en mi-saison et en été).
Si néanmoins un contrôle de l’humidité est choisi, l’hygrostat sera placé soit dans un local témoin non sujet à beaucoup d’infiltrations d’air (fenêtres ouvrantes, par exemple), soit dans la reprise d’air.
| Attention : la mesure dans la reprise d’air est souvent faussée !
L’air extrait est légèrement plus chaud que l’ambiance (suite aux luminaires, notamment), ce qui va fausser la mesure et augmenter le taux d’humidité ambiant. Admettons que la reprise (placée dans le faux plafond) aspire de l’air à 25°C alors que l’ambiance est à 22°C. Une consigne réglée sur 50 % HR, va générer en réalité une ambiance à 60 % HR. En effet, la sonde va régler l’humidificateur pour assurer 25°C et 50 % HR, ce qui correspond à l’humidité de 22°C et 60 % HR dans le diagramme de l’air humide… Il faut donc tenir compte de cette stratification des températures et diminuer la consigne à, par exemple, 34% HR pour obtenir une ambiance à 40% HR.
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Techniques |
Ces technologies sont décrites en détail en cliquant sur : |
On distingue trois types de technologies pour y arriver.
« Humidifier, c’est maîtriser l’énergie de vaporisation de l’eau. »
On distingue les appareils suivant l’origine de la chaleur de vaporisation. Deux techniques sont possibles et les coûts qui en résultent sont fort différents.
La chaleur de vaporisation de l’eau liquide est prise sur l’air (qui se refroidit), et le système de chauffage de l’air devra fournir cette chaleur complémentaire. On parle « d’humidificateurs à enthalpie constante »
L’énergie de vaporisation est donnée par le combustible qui alimente la chaudière (fuel, gaz, …)
La chaleur de vaporisation de l’eau est, en tout ou en partie, fournie par l’humidificateur. On parle « d’humidificateurs à enthalpie variable »
L’énergie est d’origine électrique (et présente donc un coût plus élevé…).
« Humidifier, c’est risquer d’introduire des micro-organismes et des sels dans l’air… »
Le contact eau-air est favorable à la propagation de bactéries. Ce sera particulièrement critique dans les installations où l’humidification est faite « à reflux » car on y retrouve les conditions favorables au développement bactérien.
On a dès lors développé des installations à pulvérisation d’eau avec un débit limité : le débit d’eau est alors totalement vaporisé (aérosols). Une fois la goutte d’eau froide évaporée, les sels contenus dans l’eau se retrouvent pulvérisés dans l’atmosphère et risquent de former des dépôts (calcium, sodium) sur les appareils (fine poussière)… C’est le cas des humidificateurs rotatifs, des humidificateurs à pulvérisation par air comprimé + eau, … De l’eau déminéralisée peu alors être utilisée.
Les humidificateurs à vapeur garantissent la stérilité du traitement et l’absence de sel dans l’air humidifié, … mais les sels se déposent dans le préparateur de vapeur, causant beaucoup de soucis à la maintenance ! De plus, le coût d’exploitation est élevé ainsi que l’impact environnement de l’humidification avec ce type de système….
Il est difficile de préciser le coût d’une installation d’humidification : la gamme d’équipements disponibles est grande et les débits d’humidification possibles également.
De plus, suivant la qualité de l’eau du réseau et le type d’humidification, il sera nécessaire ou non d’associer un traitement préalable de l’eau, avec le budget d’investissement et d’exploitation qu’il entraîne… !
On trouvera en synthèse une approche comparative des coûts d’investissements approximatifs.
Le coût en eau d’une installation d’humidification peut être non négligeable. Et la tendance actuelle (augmentation du prix du m³ d’eau) va amplifier ce coût.
| Pour calculer la consommation annuelle en eau pour une installation donnée, cliquez ici ! |
La situation est particulièrement critique pour les installations à recyclage d’eau. En effet, au bas de l’humidificateur, un bac recueille l’excédent d’eau. Suite à l’évaporation partielle de l’eau, la teneur en sels dans l’eau du bac augmente progressivement. Une déconcentration régulière par injection d’un débit d’eau fraîche est réalisée, avec évacuation de l’excédent vers l’égout.
En pratique, le risque est grand que le débit de déconcentration soit beaucoup trop élevé : à défaut de calcul, « par sécurité », le robinet reste souvent ouvert en permanence…
| Il est possible de procéder au calcul du débit de déconcentration effectivement nécessaire. |
Pour maîtriser ce coût de l’eau, il est possible de prévoir une automatisation des périodes de déconcentration en fonction de la teneur en sels de l’eau du bac.
Au coût de l’eau, il faudra encore ajouter le coût de son traitement éventuel pour l’élimination des sels.
| Exemple.
Soit un immeuble de bureaux de 4 000 m². Deux cents personnes y travaillent. La nouvelle réglementation wallonne impose une ventilation de 2,5 m³/h.m² (bureaux communs). Une installation traitant 10 000 m³/h d’air neuf est dimensionnée (soit 10 000 m³/h x 1,2 kg/m³ = 12 000 kg/h). Estimons les besoins en eau, en supposant que l’humidification fonctionne durant la saison de chauffe, aux conditions climatiques de la Belgique. Les conditions d’ambiance à atteindre sont de 22°C et 50 % HR. Ce qui entraîne une humidité absolue de 8,2 greau/kgair. On estime les apports hydriques internes du bâtiment suite à la présence des occupants, en considérant un apport en eau de 47 gr/h.pers : (200 pers. x 47 greau/h.pers) / (12 000 kgair/h) = 0,8 greau/kgair La régulation imposera un point de soufflage dont l’humidité absolue avoisine les : 8,2 – 0,8 = 7,4 greau/kgair Dimensionnement de l’humidificateur : Par température extérieure extrême de – 10°C et 90 % HR, l’humidité absolue est de 1,5 greau/kgair Les débits maximum en eau sont donnés par : 12 000 kg/h x (7,4 – 1,5) greau/kgair = 70 800 gr/h = 70,8 kgeau/h, ce qui permet de sélectionner l’humidificateur. Estimation de la consommation : La consommation totale saisonnière en eau sera estimée en fonction :
Pour un immeuble de bureaux, le fonctionnement est estimé à 10 h/jour, 5 jours par semaine, durant les 35 semaines de la saison de chauffe, soit 1 750 heures/saison. En première approximation, pour Uccle, les conditions moyennes de température et d’humidité hivernales en journée (de 8h00 à 18h00) sont de 7,7°C et 76 % HR, soit 5 greau/kgair pour l’ensemble de la saison de chauffe. Mais plus précisément, sur base du , on doit retirer 150 heures de semaine où l’humidité absolue dépassant 7,4 greau/kgair, on peut supposer l’humidificateur à l’arrêt. Reste 1 600 heures pour lesquelles l’humidité absolue moyenne est de 4,6 greau/kgair.
La demande moyenne en eau d’humidification peut donc être estimée à : 12 000 kg/h x (7,4 – 4,6) greau/kgair = 33 600 gr/h = 33,6 kgeau/h Autrement dit, 33,6 litres d’eau sont évaporés chaque heure, en moyenne. Consommation saisonnière en eau d’humidification = 33,6 x 1 600 = 53 760 litres/an = 54 m³/an. Remarques.
21° et 40 % HR à 6,2 greau/kgair apports internes à 0,8 greau/kgair point de soufflage à 5,4 greau/kgair Durée de fonctionnement de l’humidificateur : durant 1 025 heures l’humidité absolue extérieure est inférieure à 5,4 greau/kgair , l’humidité moyenne est de 3,9 greau/kgair. > Nouvelle consommation en eau : 12 000 x (5,4 – 3,9) x 1 025 = 18,5 m³/an ! |
Deux sources de consommation sont présentes
La première est négligeable, au plus quelques % face à la seconde !
Par contre, l’énergie nécessaire pour faire passer l’eau de l’état liquide à l’état vapeur est fort élevée : c’est la chaleur latente de vaporisation. Et suivant le type d’humidificateur, le coût de cette énergie sera fort différent
Pour faire passer 1 kg d’eau à 10° (température moyenne du réseau) à l’état vapeur, il faut fournir une chaleur de :
4,19 kJ/kg.K x 90 K + 2 257 kJ/kg = 2 634 kJ/kg, soit encore : 2 634 / 3 600 = 0,73 kWh/kg
Si on prend un coût de l’énergie électrique à 0,1 €/kWh (tarif de jour pour le régime haute tension, pointe de puissance comprise), le coût peut être estimé à 7,25 c€/kgeau.
Pour une installation au gaz naturel ou au fuel, sur base d’un coût moyen du kWh utile (rendement compris) estimé à 3,5 c€/kWh, on obtient 2,5 c€/kgeau.
| Pour calculer le coût énergétique annuel lié à l’humidification de l’air ambiant, cliquez ici ! |
| Exemple suite.
en reprenant l’estimation de la consommation en eau de 54 m³/an vaporisés pour une installation de 10 000 m³/h d’air neuf hygiénique, on obtient des coûts respectifs d’humidification de 3925 €/an (électrique), 1350 €/an (gaz ou fuel). Ces coûts correspondent à une consigne de 22° et 50 % HR. Ils chutent au tiers de leur valeur pour une consigne de 21° et 40 % HR. Avec les hypothèses de l’exemple, ramené au m², on obtient 9,9 kWh/m² soit un budget de :
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Ce critère est certainement déterminant dans le choix d’un humidificateur ! Le développement de bactéries dans les humidificateurs est un élément à ne pas négliger.
S’il fallait classer les systèmes sur base de ce seul critère, en partant du meilleur, on aurait
Bien sûr, une maintenance rigoureuse peut limiter fortement les risques de contamination de l’air. C’est pourquoi, même si les humidificateurs électriques sont fréquemment utilisés pour les petites installations, les laveurs d’air restent souvent choisis pour l’humidification des grosses installations.
| Pour en savoir plus sur les prescriptions de maintenance des humidificateurs : cliquez ici ! |
Pour limiter les risques de développement de germes dans les humidificateurs, ceux-ci peuvent être équipés de lampes à ultraviolets. Les lampes UV peuvent être placées sur la tuyauterie d’alimentation des cannes porte-gicleurs ou en by-pass avec pompe de circulation propre. L’installation en immersion dans le bac de rétention des eaux de ruissellement est moins conseillée. Il faudra cependant être attentif à ce qu’elles ne s’entartrent pas. L’eau d’alimentation doit donc idéalement faire l’objet d’un adoucissement préalable à son utilisation dans les humidificateurs. L’utilisation de lampes UV est préférable à l’utilisation de biocides pour éviter la pulsion d’agents irritants.
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Dispositif de décontamination de l’eau avec lampe à ultraviolets : se place sur le circuit alimentant les gicleurs. |
Humidificateur à évaporation équipé de lampes UV irradiant les câbles de ruissellement. |
Parmi les systèmes à recyclage, on préférera les systèmes dont le bac de rétention est le plus petit possible et sans recoin, par exemple avec un fond incliné conduisant vers la prise d’eau.
Il existe également d’autre système comme le système Microniser.
Différents systèmes permettent à l’humidificateur de moduler le débit entre 0 et 100 %.
La régulation est basée sur le schéma suivant :
En fonction de l’écart entre l’humidité relative mesurée sur l’air extrait (H2) et la valeur de consigne réglable sur le régulateur, il y a action sur l’humidificateur. Un limiteur maximal d’humidité relative de l’air soufflé (H1) limite le débit de vapeur pulvérisé. Une sonde de sécurité (H3, en option) commande directement l’arrêt de l’humidificateur.
C’est le même régulateur qui agit en cascade sur la batterie froide, pour la déshumidification éventuelle.
Ce système doit être complété par deux dispositifs de sécurité qui interdisent la pulvérisation de vapeur lors de l’arrêt du ventilateur
Attention à ne pas placer les appareils de contrôle (thermomètre et hygromètre) trop prêt de la rampe. A priori, une distance de 3 m minimum est recommandée, mais cette distance dépend de la température de l’air humidifié.
| Un calcul de la distance humidificateur-sonde peut être réalisé. |
La régulation des laveurs d’air est traditionnellement basée sur le point de rosée du point de soufflage. Autrement dit, l’humidificateur fonctionne en continu et humidifie toujours l’air au maximum ( …85 %… en pratique). Le réglage de la batterie de post-chauffe se fait sur la température de l’ambiance, le réglage de la batterie de préchauffe se fait sur une température de point de rosée à la sortie de l’humidificateur, corrigée en fonction du degré d’humidité relative de l’ambiance.
Cette régulation est tout à fait correcte en hiver, mais risque de poser des problèmes en mi-saison et en été en fonction du mode de régulation : humidification excessive (même en hiver), fonctionnement simultané des batteries chaudes et froides. Ce sera le cas si le fonctionnement de l’humidificateur n’est pas asservi à une sonde d’humidité ambiante (ou de reprise) et si les batteries de préchauffe et de refroidissement sont commandées par la même consigne de point de rosée.
Quel type de régulation ?
Pour éviter ces problèmes, voici comment la régulation du groupe de traitement d’air peut être configurée en présence d’un humidificateur de type « laveur d’air » :
On utilise généralement des humidificateurs par action tout ou rien (sur la pompe de gicleurs ou par étagement de rampes), l’hygrostat enclenchant l’appareil lors du dépassement d’un seuil réglable. Un hygrostat supplémentaire de sécurité est également prévu pour limiter le risque en cas de panne du premier régulateur.
Il est prudent d’asservir le fonctionnement de l’humidificateur à celui du ventilateur, pour éviter tout risque d’humidification des gainages lors de l’arrêt (volontaire ou non) du ventilateur.
La régulation en fonction de l’humidité relative sur la reprise d’air est fiable, mais à défaut ou en plus, il est également possible de commander le fonctionnement de l’humidificateur en fonction de la température extérieure (interrupteur en série). En pratique, le critère qui consiste à « stopper l’humidification si T°ext > 5°C » est simple et efficace. La sonde peut être placée à l’extérieur ou dans la gaine d’air frais. De toute façon, un air extérieur à 5°C est, en Belgique, en moyenne chargé de 4,5 grammes d’eau par kg d’air. Une fois chauffé, il atteint 20°C et 30 % HR (ce qui est déjà temporairement supportable). L’apport en eau interne des bureaux (plantes, occupants,…) amène facilement l’air à 40 % HR.
Un seuil maximal de l’ordre de 8°C peut être choisi si le bâtiment présente très peu d’apports internes en eau et/ou si l’installation travaille en « tout air » neuf (c’est-à-dire en climatisation « tout air » sans recyclage partiel de l’air extrait).
De plus, on se prémunit ainsi :
Si l’humidificateur est du type à pulvérisation, ou « laveur d’air », la difficulté de régulation en mi-saison de ce type d’équipement justifie davantage encore son arrêt total.
Lorsque les consignes de température et d’humidité doivent être maintenues de façon stricte (centraux informatiques), on est souvent amené à refroidir l’air ambiant (donc à le déshumidifier) et ensuite à le réhumidifier. Il s’en suit une destruction d’énergie (déshumidification et humidification).
Pour réduire cette dernière, on a intérêt à fixer la consigne d’humidité la plus basse possible, compatible avec l’utilisation du local. Par exemple, est-ce qu’il est réellement nécéssaire de maintenir 60% d’HR ? Est-ce que 50% d’HR ne pourrait pas convenir ?
De plus, il importe que la batterie de refroidissement limite la déhumidifiant en travaillant avec la température d’eau la plus élevée possible (variant en fonction des besoins).
La précision de la régulation d’un humidificateur doit être perçue en prenant en compte l’interaction entre la température et l’humidité relative de l’air. Autrement dit, toute fluctuation de la température de l’air se répercute sur le taux d’humidité.
Ainsi, exiger une régulation de 20°C et 50 % à +/- 2 %, impose au minimum une régulation de température de 20°C à +/- 0,5° près. Et encore faudra-t-il un type d’humidificateur adéquat : une régulation centralisée par « point de rosée », par exemple, est impossible. Si une telle précision est requise, on privilégiera une humidification par local : les humidificateurs à vapeur électriques sont particulièrement bien adaptés à cette situation. Ils peuvent être précédés d’une humidification centralisée minimale de base.
Trois types de régulateurs sont disponibles : régulateur on-off, régulateur proportionnel (P) ou régulateur proportionnel-intégral (PI). Le diagramme ci-dessous (issu d’un constructeur) permet de choisir le type de régulateur et la bande proportionnelle du système en % HR, en fonction :
Si le système est en mode on-off, il travaillera généralement avec un différentiel de 5 %. On réservera dès lors les régulateurs on-off au contrôle de limite haute de sécurité.
Ce critère porte peu à conséquence, généralement. Si ce n’est que dans un caisson de traitement d’air, un humidificateur à pulvérisation est certainement plus encombrant qu’un humidificateur à vapeur.
Les humidificateurs à pulvérisation sans recyclage ont la propriété de pulvériser généralement des micro-gouttelettes pas toujours arrêtées par le séparateur de gouttes. Aussi, pour une installation de climatisation par conduits, une portée plus importante doit être prévue pour éviter tout risque d’humidification des premiers tronçons.
Il est utile de prendre des dispositions particulières en vue de protéger la tuyauterie d’alimentation en eau et le réservoir d’eau de l’humidificateur de tout risque de gel.
Il est possible de synthétiser les principales propriétés comme suit :
| – | Frais de Maintenance | Frais d’exploitat. | Frais d’ Investissem. | Encombr. | Adaptabilité | Utilisation recommandée pour un débit d’air en m³/h |
| Caisson de mélange | Faible | Faible | Faible | Faible | – | > 3 000 |
| Récupérateur rotatif | Faible | Faible | Moyen | Faible | – | > 5 000 |
| À évaporation | Moyen | Faible | Faible | Faible | Bonne | > 2 000 |
| À ultrasons | Faible | Faible | Moyen | Faible | Moyen | < 2 000 |
| Laveur d’air | Elevé | Faible | Moyen | Elevé | – | > 10 000 |
| À vapeur électrique | Faible | Elevé | Faible | Faible | Très bonne | < 3 000 |
| À vapeur thermique | Moyen | Faible | Elevé | Elevé | – | > 10 000 |
| Chaudière électrique à vapeur | Elevé | Elevé | Elevé | Elevé | – | > 10 000 |
| Le prédimensionnement du débit d’eau d’humidification nécessaire peut être réalisé sur base du débit d’air à traiter et de son degré d’humidité initial et final. | |
| Il est également possible d’estimer le débit d’eau de déconcentration afin de limiter cette consommation d’eau parasite. |
Ensuite, pour les appareils électriques, la puissance appelée est de 750 Watts par kg/h de débit de vapeur souhaité, environ.
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Techniques |
D’autres détails technologiques spécifiques sont accessibles en cliquant sur : |
On peut également supprimer ces ponts thermiques sur site lors de la construction en procédant à quelques adaptations qui consiste à couper la tôle ou à injecter des produits isolants.
Cette opération est néanmoins plus délicate et plus difficile à contrôler.
D’autre part, il vaut mieux aussi travailler avec la modulation des panneaux par rapport à l’espace disponible.
Car il est préférable d’avoir une chambre un peu plus petite mais réalisée soigneusement avec des pièces d’origine, que d’avoir une chambre (un peu) plus grande, mais bricolée en adaptant mal les raccords entre éléments préfabriqués qui auraient été découpés sur place avec le peu de précision que l’on devine.
Les apports par les parois ne constituent qu’une petite part dans les apports globaux d’une chambre froide. Cette part est plus ou moins importante selon le type et l’utilisation de la chambre froide.
Si le bilan frigorifique de la chambre ou de la cellule de congélation montre que, dans la puissance frigorifique totale, il y a une part importante d’apports thermiques par les parois, il faut s’intéresser d’autant plus près à l’isolation thermique et faire attention au vieillissement de l’isolant (les isolants perdent leurs qualités au cours du temps).
C’est par exemple le cas d’une chambre de conservation de longue durée, à température constante, dans laquelle les denrées sont introduites à la bonne température.
De manière générale, la valeur à atteindre pour le coefficient de transmission thermique (k) des parois des enceintes de conservation dépend de l’écart de température à maintenir entre la température intérieure de la chambre et la température extérieure.
Elle est de l’ordre de :
Avec des parois en polyuréthane (les plus courants pour les chambres froides démontables modulables) d’une masse volumique de 30 kg/m³ et d’un coefficient de conductivité thermique (λ) de 0,028 W/mK.
Cela correspond à des épaisseurs de panneaux de
k [W/m2K] = 1/R; R = 1/αint + e/λ +1/αext
Où :
De manière plus précise, le coefficient de de transmission thermique doit permettre :
Pour des raisons sanitaires (crasses, moisissures), et aussi pour éviter les corrosions des parties métalliques des chambres froides et des tuyauteries, il faut éviter les condensations.
La résistance thermique doit conduire à des températures de surface extérieure qui empêchent cette condensation dans une ambiance humide.
Remarque : en général, l’épaisseur ainsi calculée sera plus faible que les épaisseurs recommandées ci-dessus. Mais cette épaisseur est calculée avec un isolant de bonne qualité et en début de vie.
Les apports thermiques par les parois vont dépendre du coefficient de transmission thermique de l’isolant, de son épaisseur, de la surface extérieure (en m²) et de la différence de température entre l’intérieur et l’extérieur.
Si pour une chambre donnée, on augmente l’épaisseur de l’isolant, cela a donc pour conséquence une diminution des déperditions. Ce qui a un triple effet sur les coûts :
La fonction qui cumule ces trois variables, en fonction de l’épaisseur de l’isolant, possède en principe une courbe « creuse » au plus bas de laquelle on trouve l’optimum d’isolation thermique.
Pour trouver cet optimum, il faudrait connaître la variation de ces différents coûts par rapport à l’épaisseur de l’isolant. Il faudrait également faire intervenir des facteurs comme les taux d’intérêt, les taux d’inflation et la durée de l’amortissement.
Ce calcul est complexe et nous ne l’abordons pas ici.
Néanmoins, on peut calculer la diminution de pertes par les parois due à une augmentation de l’épaisseur de l’isolant et l’économie d’énergie approximative que cela engendre au niveau des consommations. Cette économie est à mettre en rapport avec le surcoût dû à l’augmentation de l’épaisseur de l’isolant (à demander à l’entrepreneur).
| Si vous voulez faire ce calcul. |
| Remarque.
Le vieillissement des isolants est inéluctable, bien que ce chapitre ne soit pas abordé en toute franchise par les fabricants. On voit parfois apparaître des condensations sur des parois sandwiches en PUR après une dizaine d’années d’utilisation des chambres froides. Pour compenser cet effet, on peut augmenter l’épaisseur de l’isolant pour que l’isolation reste suffisante à la fin de la durée d’amortissement des installations. Sans cette précaution, et si les apports par les parois forment l’essentiel de la puissance frigorifique, la machine risque d’être de plus en plus sollicitée au cours du temps, ce qui raccourcit sa durée de vie, et elle aura de plus en plus de difficultés à maintenir les consignes de température intérieures. |
Le sol des chambres froides négatives est en général isolé pour les chambres vendues toutes faites.
Pour les autres, le sol doit être isolé sur chantier.
En effet sans cela il y a un risque certain de condensation sur le plafond de la pièce du dessous. L’épaisseur d’isolation thermique doit donc être calculée pour éviter la condensation sur cette surface.
Il est également impératif d’isoler le sol au niveau efficacité énergétique. En effet, les apports thermiques par cette paroi et les consommations qui en découlent vont être importants s’il ne l’est pas, vu qu’il y a une grande différence de température entre l’extérieur et l’intérieur.
Le sol des chambres froides négatives est en général isolé pour les chambres vendues toutes faites.
Pour les autres, il est impératif, pour des raisons d’économies d’énergie, d’isoler le sol sur chantier car les apports thermiques par cette paroi et les consommations qui en découlent vont être importants s’il ne l’est pas, vu qu’il y a une grande différence de température entre l’extérieur et l’intérieur.
| Exemple.
Soit une chambre froide négative (-18°C) sur terre-plein, de dimensions (largeur x profondeur x hauteur) = (2.7 x 2.4 x 2.4) m³. Le sol sous la chambre est humide à 1 m de profondeur. Sans isolation au niveau de la dalle, les déperditions par cette surface sont de 58 W. Avec 15 cm de polyuréthane (0.028 W/mK), les déperditions par cette paroi ne sont plus que de 19 W. |
D’autre part, sans isolation de sol, il existe un danger de gel du sol s’il y a présence d’eau à faible profondeur. Si le sol commence à geler, les nodules de gel vont augmenter en épaisseur et finalement soulever et déformer le sol de la chambre. Il peut également y avoir un danger de condensation ou de givrage sur le sol extérieur autour de la chambre froide et le long des parois de la chambre froide. Ce mouillage du sol peut engendrer un risque de glissement pour le personnel de manutention.
Une bonne isolation du sol évite ces problèmes.
Il est à noter que les mesures décrites ci-dessous permettent également d’écarter ces risques mais utilisées seules, ces mesures ne sont pas satisfaisantes au niveau efficacité énergétique.
Ces mesures sont :
Gonflement du sol sous une chambre froide.
Système de chauffage pour éviter le gel du sol.
Source : Défauts de la construction, Kluwer Editorial, n°B1110 – 15 et 16.
| Si vous voulez estimer la puissance chauffante à installer sous le sol d’une chambre froide négative pour éviter le gel.
Mais attention, ce tableau est à manipuler avec la plus grande prudence. En effet :
Toutes ces raisons justifient pourquoi on doit utiliser le tableau en faisant une série de simulations raisonnables avec des données variables, pour aboutir à des valeurs maximalistes en isolation ou en chauffage. |
L’isolation des chambres froides positives est en option pour les chambres vendues toutes faites.
Pour les autres ce même choix est à faire.
Dans les 3 cas suivants, on choisit d’isoler le sol :
Dans les autres cas, le choix entre un sol isolé ou non se fait en fonction :
L’isolation de sol génère une marche à l’entrée de la chambre. Si la chambre est petite, on peut s’en accommoder. Les chariots restent à l’extérieur de la chambre et la manutention ne nécessite que quelques pas.
Dans le cas contraire, il y a trois possibilités :
Pour des raisons évidentes de facilité de construction et de rapidité d’utilisation après construction, il vaut mieux utiliser des panneaux isolants dont la surface supérieure est un platelage en multiplex bakélisé ou une plaque métallique antidérapante.
Les constructeurs de ces panneaux en donnent les valeurs des résistances à la compression et au poinçonnement sous charge ponctuelle.
Si ces valeurs sont dépassées par les charges que l’on veut mettre en œuvre dans la chambre en projet, il faut alors passer à la réalisation d’une dalle flottante sur l’isolation thermique.
Dans ce type de conception, il y a 3 points à respecter :
Il est évident que la compressibilité de l’isolant dépend de sa masse volumique. Le C.S.T.C. préconise dans le cas du polyuréthane (PUR), une masse volumique minimale de 30 kg/m³.
Remarquons que la masse volumique influence la valeur lambda de l’isolant : masse volumique plus élevée => lambda plus élevé, donc moindre qualité isolante.
Sans les précautions ci-dessus, l’affaissement de l’isolation sous la charge de la dalle de sol, se traduirait par des problèmes périphériques de joints avec les parois verticales, et aussi par des différences de niveau aux endroits de passage vers l’extérieur.
| Exemple de plancher isolé d’une chambre froide négative. |
Le décaissé est délicat à réaliser. Il demande une bonne préparation au niveau de la conception et une bonne coordination de l’exécution, si plusieurs entreprises successives doivent intervenir.
On prendra grand soin à réaliser l’obturation des joints à l’extérieur, au pied des parois, pour éviter que de l’eau n’aille se faire piéger dans la fosse, sous l’isolant.
C’est notamment pour cette raison que cette fosse doit être raccordée à l’égout.
L’étanchéité à l’air et à la diffusion de vapeur va permettre de limiter :
Cela entraîne la dégradation des propriétés de la chambre à terme et donc un vieillissement accéléré.
La bonne étanchéité des chambres et des portes, entraîne des conséquences importantes :
La porte de par ces ouvertures apporte des quantités importantes de chaleur et constitue donc un poste important dans le bilan thermique d’une chambre.
De même, elle est à l’origine de quantités considérables de vapeur d’eau.
Dans les chambres positives, une partie de cette vapeur, entraînée par l’air chaud qui monte, se condense en eau sur les parties froides intérieures des parois au-dessus des portes, ce qui peut créer des égouttements gênants.
Dans les chambres froides négatives, une partie de cette vapeur d’eau se fait piéger sous forme de givre au-dessus des portes. Au départ, ce givre a une masse volumique assez faible (+ 200 kg/m³) et prend beaucoup de volume en s’accumulant à chaque ouverture. Au cours du temps, ce givre va se densifier en glace et prendre de plus en plus de poids, ce qui conduit à des masses importantes, collées à la structure au-dessus des portes. A la longue, cela peut entraîner des déformations, si la structure n’est pas assez forte pour supporter ces masses de glace.
Il faut donc régulièrement aller briser la glace si la chambre travaille en continu. Si la chambre froide est arrêtée de temps en temps pour nettoyage, la fonte de cette accumulation de glace, produira beaucoup d’eau et prendra du temps.
Ainsi, les temps d’ouverture doivent être réduits autant que possible. Quand on travaille à l’intérieur de la chambre ou quand on y fait des allées et venues, il est recommandé de refermer la porte contre son ébrasement, même sans l’encliqueter.
Des accessoires peuvent aider à limiter les effets négatifs des ouvertures de portes :
Dans le même ordre d’idée, une chambre froide positive peut avantageusement servir d’espace tampon entre la chambre froide négative et l’extérieur.
Associée à l’isolation thermique, la capacité thermique de la chambre froide détermine sa constante de temps.
La constante de temps de la chambre frigorifique permet d’estimer, en première approximation, la façon dont elle va se comporter en régime transitoire (c’est-à-dire entre deux paliers de température).
Une constante de temps courte indique que l’on aura des variations rapides de température, et une constante de temps longue, indique l’inverse.
Le choix entre une constante de temps longue (ou une inertie thermique importante pour une isolation déjà choisie) et une constante de temps courte (ou une inertie thermique faible pour une isolation thermique déjà choisie) se fait en fonction de :
Les responsables des cuisines collectives vivent avec l’inquiétude de pannes des installations frigorifiques qui peuvent avoir des conséquences importantes sur l’utilisation des denrées stockées, dans le souci de respecter l’arrêté royal relatif à l’hygiène générale des denrées alimentaires.
Bien que les contrats de maintenance puissent prévoir des délais d’intervention très courts, il n’empêche qu’en cas de panne de l’installation, le maintien des aliments stockés le plus longtemps possible, aussi près que possible de la température de stockage, doit être un critère supplémentaire pour le choix de l’inertie thermique de la chambre (et de l’épaisseur d’isolant).
Le stockage d’énergie frigorifique dans une chape de sol refroidie peut ralentir la montée en température de la chambre parce que sa constante de temps est très longue (24 heures et plus) et que sa capacité thermique est importante. De plus, vu que le coefficient de conductivité thermique d’une chape est élevé, la prise d’énergie frigorifique dans la chape n’en sera que meilleure, ce qui tendra à stabiliser la température. Ceci plaide en faveur de la présence d’une chape placée par-dessus l’isolation des chambres froides, même pour les chambres froides positives.
Évidemment, la présence d’une quantité importante de denrées stockées refroidies jouera le même rôle, mais au détriment de leur qualité, car c’est leur surface extérieure qui va d’abord se réchauffer. Et surtout s’ils sont les seuls à jouer le rôle de capacité thermique.
Avec une chambre à grande inertie thermique dans la chape, il faut éviter de les laisser remonter trop souvent à la température ambiante extérieure. Sinon, une partie importante de la puissance de l’évaporateur va être « détournée » pendant un temps très long par la chaleur qui s’évacue de la dalle de sol, au détriment de la chaleur à évacuer des denrées, si ce travail est à faire en même temps.
Il faut donc examiner la teinte des murs et leur état de propreté.
Exemple
Niveaux d’éclairement atteints dans un bureau de 5 x 6 x 3 m, équipé de 6 luminaires directs comprenant chacun un tube fluorescent de 58 W (rendement lumineux du luminaire = 68 %, angle de défilement = 60°).
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Couleur des parois |
Puissance spécifique (avec ballast électronique) en W/m²/100 lux |
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Murs |
Plafond |
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| Papier peint très clair
ρ = 0,70 |
Plafonnage propreρ = 0,70 |
608 | 1,99 |
| Papier peint très clair
ρ = 0,70 |
Plafonnage usagéρ = 0,40 |
587 | 2,07 |
| Papier peint foncéρ = 0,20 |
Plafonnage propreρ = 0,70 |
500 | 2,42 |
Dans ce cas, des revêtements clairs permettent donc d’augmenter le niveau d’éclairement de près de 20 %.
Dans le cas d’un éclairage indirect dirigé vers le plafond, la couleur de ce dernier aura une importance primordiale. Il doit absolument être de couleur claire.
| Pour connaitre les valeurs courantes et recommandées pour les différentes parois d’une pièce. | |
| Choix de la couleur des parois et des plans de travail. |
PAC avec compresseur à pistons, à gauche, et avec compresseur à vis, à droite.
Les pompes à chaleur Air/Air ont la particularité de pouvoir être installées
Les systèmes extérieurs peuvent occasionner une gêne à cause de leur bruit. Ces installations ne seront tolérables que si elles se font sans gène pour le voisinage (installation sur des toits en ville,.). Elles devront être protégées de la corrosion et avoir un dégagement suffisant autour d’elle pour permettre un bon fonctionnement de l’évaporateur.
L’utilisation directe de la source froide (eau de surface, nappe phréatique, rejets gazeux,…) a le grand avantage d’améliorer l’échange avec la source de chaleur et donc d’offrir un meilleur coefficient de performance. Cependant il faudra éviter la pollution (fuites de fluide frigorigène), ainsi que l’encrassement, l’érosion et la corrosion dans l’évaporateur en prenant les mesures suivantes :
À défaut, il est vivement conseillé de prévoir une utilisation indirecte avec circuit intermédiaire. De plus il faut penser que la température du circuit intermédiaire peut tomber à 0°C. Le bon choix d’un produit antigel est donc d’une importance capitale.
Remarque : la qualité des sources thermiques naturelles peut se détériorer avec le temps. Une seule et unique analyse de l’eau ne peut évidemment pas servir de garantie absolue à long terme.
La température de distribution de la chaleur (température dite de la « source chaude ») est aussi importante que la température de la « source froide », puisque la consommation est proportionnelle à l’écart entre ces 2 températures.
Les pompes à chaleur ne peuvent correctement fonctionner qu’à une température de chauffage maximum de 50°C. Il faut donc sélectionner un système de chauffage à basse température, qu’il soit à air ou à eau.
Les systèmes à eau devraient être dimensionnés de telle manière que la température de départ nécessaire lors de températures extérieures de – 8°C se situe entre 35 et 45°C. Ceci est possible avec un chauffage par le sol, et également, pour des bâtiments très bien isolés, avec des radiateurs à grande surface rayonnante.
Pour des systèmes de distribution anciens (radiateurs conventionnels) qui exigent des températures de départ de plus de 50°C, il faut évaluer de cas en cas si le recours à la pompe à chaleur bivalente est utile et raisonnable. Normalement, un chauffage par pompe à chaleur sera possible pendant la plus grande partie de la période de chauffe. Pour les jours nécessitant une température de départ de plus de 50°C, un deuxième générateur de chaleur fonctionnant avec un autre agent énergétique sera nécessaire (fonctionnement bivalent). Une solution fréquente dans le logement est d’installer un chauffage par le sol au rez-de-chaussée et de le compléter par des chauffages d’appoints à l’étage, pour limiter le coût d’investissement.
Par simulation informatique, une étude de la KUL a comparé les performances théoriques de différentes installations domestiques de pompes à chaleur (bâtiment respectant le niveau d’isolation K55, besoin de chaleur théorique évalué à 15 459 kWh par saison de chauffe) :
On constate que l’installation avec le meilleur rendement annuel est celle qui combine la PAC Sol/Eau avec le chauffage par le sol et les radiateurs basse température. Autrement dit, c’est le système qui diminue autant que faire se peut la différence de température entre la source froide et la source chaude. La quantité de CO2 produite montre l’impact négatif des chauffages d’appoints électriques qui provoquent un doublement des émissions. |
Les systèmes de distribution à air ont l’avantage de toujours être dans une fourchette de température idéale pour les PAC (15 – 30°C). De plus, le chauffage direct de l’ambiance évite l’usage d’un intermédiaire caloporteur et d’un échangeur de chaleur supplémentaire comme un radiateur. Cet intermédiaire en moins ne permet néanmoins pas d’améliorer le rendement de l’installation puisque les échangeurs de chaleur « fluide caloporteur/air » sont moins performant que ceux « fluide caloporteur/eau ». L’inconvénient est l’emprise spatiale importante des gaines de distribution. Ce problème peut être contourné par les installations avec préparation d’air directement dans le local (installations multi-split ou DRV ainsi que sur boucle d’eau). Les systèmes de distribution par air ne permettent pas non plus l’accumulation de chaleur durant les heures creuses ou la préparation d’ECS.
Vu les frais d’investissement plus élevés provoqués par les installations bivalentes, on préférera en général les PAC monovalentes. En effet, la nécessité d’investir dans une chaudière traditionnelle en plus de la PAC n’est pas compensée par la diminution du coût de la PAC, diminution proportionnelle à la puissance moindre installée.
Cependant, lorsque la puissance à fournir est trop importante par rapport à une source froide limitée ou lorsque la température d’entrée dans le réseau de distribution doit être supérieure à 50°C, les systèmes bivalents sont inévitables pour assurer le confort de l’occupant. C’est souvent le choix qui est fait en rénovation, lorsque les réseaux d’émissions ne sont pas modernisés et ne peuvent fonctionner qu’à haute température.
Le fonctionnement bivalent alternatif a l’avantage de la simplicité de compréhension et de régulation.
Le fonctionnement parallèle par contre profite mieux de la pompe à chaleur puisqu’elle fonctionne toute la saison de chauffe. Ce deuxième mode permet donc une plus grande économie en frais de fonctionnement (même si, en période de grand froid, le COP de la PAC chute beaucoup) et un meilleur bilan écologique (avec un point de bivalence à 50 % de la puissance de chauffage, la PAC utilisée en bivalent-parallèle assure tout de même 80 à 90 % du besoin de chaleur).
Une installation avec appoint électrique est perçue comme un compromis. Elle nécessite un faible investissement mais contribue à la surcharge du réseau. Elle est aussi moins rationnelle au niveau écologique à cause de l’importante consommation de l’appoint électrique qui provoque un abaissement du COP annuel. Un enclenchement manuel est d’ailleurs conseillé pour éviter une durée de fonctionnement trop importante. Les appoints électriques permettent de préserver le confort lors des dégivrages ou des périodes de gel, lorsque la PAC (qui a été dimensionnée au plus juste pour limiter l’investissement) éprouve des difficultés.
Dans le secteur tertiaire, les apports internes compensent les pertes de puissance dues aux dégivrages, d’autant plus facilement que les dimensionnements de PAC réversibles sont souvent basés sur des puissances en froid, ce qui surdimensionne la puissance de chauffe. Les résistances d’appoint ne s’y justifient donc pas.
On reproche parfois à l’accumulateur tampon pour les petites installations d’être trop coûteux, trop volumineux, d’entraîner des pertes de chaleur. Mais rares sont les cas où son installation n’est pas justifiée. On ne peut y renoncer que si les conditions suivantes sont remplies :
Un accumulateur de chaleur est lui plus volumineux qu’un accumulateur tampon. Il sert couvrir les heures d’interruption de fourniture électrique. Il peut aussi compenser des variations temporaires de la source froide et permettre une plus grande utilisation du courant bas tarif. De plus, un accumulateur de chaleur permet de combiner plus facilement différents producteurs de chaleur, comme par exemple des capteurs solaires.
| Pour plus d’informations sur le choix du fluide frigorigène, cliquez ici ! |
Pour de petites pompes à chaleur, la régulation de puissance a lieu par mise en ou hors service. Pour les plus grandes puissances, obtenues par combinaison de plusieurs unités de petites pompes à chaleur, la régulation a lieu par enclenchement-déclenchement de chaque unité. Si la puissance est obtenue par un compresseur à plusieurs cylindres, l’adaptation à la puissance demandée est effectuée par branchement et débranchement des différents cylindres. La combinaison de plusieurs modules est également une bonne solution, par exemple pour un quartier de villas, si on ne sait pas au départ combien de maisons seront raccordées au système de chauffage par pompe à chaleur.
De nouveaux concepts de régulation font usage de la possibilité de faire varier la vitesse de rotation du compresseur. De cette façon, il est possible d’adapter en tout temps la puissance au besoin momentané. De tels systèmes sont actuellement disponibles, également dans le domaine des fortes puissances. On ne saurait trop les recommander pour conserver une performance correcte tout au long de la saison.
Pour les installations travaillant par enclenchement-déclenchement, il faut éviter des démarrages trop fréquents, afin que le réseau électrique public ne soit pas surchargé et que la PAC ne subisse pas de dommages. Rappelons que ceci est réalisé au moyen d’un accumulateur technique (accumulateur tampon), auquel on ne peut renoncer que dans des cas exceptionnels.
Les régulateurs commandent la pompe à chaleur en fonction de la courbe de chauffe, après avoir obtenu les données du thermostat d’ambiance et la température de retour. Le thermostat est éventuellement doté de consignes « température de confort » et « température de nuit » réglables. Différentes commandes de fonctionnement sont possibles et s’organisent avec un ordre de priorité précis. Le dégivrage a toujours la priorité et s’effectue automatiquement si les sondes extérieures en indiquent le besoin. Viennent ensuite les alimentations de chauffage et d’ECS. La préparation de l’ECS peut être par exemple considérée comme un mode « été » alors qu’en hiver l’essentiel de la puissance de la pompe servirait au chauffage du bâtiment. Les équipements tels les piscines sont toujours derniers en priorité, à moins bien sûr que la pompe à chaleur ne leur soit spécifiquement destinée (piscines publiques,.)
La régulation de la température de sortie du condenseur est essentiellement liée au mode de chargement de l’accumulateur (étagé ou par stratification).
De nombreuses recherches menées en Suisse durant les premières années de fonctionnement ont montré que beaucoup d’installation ne travaillent pas du tout comme le concepteur du projet le souhaite, cette remarque est également valable pour des installations conventionnelles. Un contrôle des résultats pendant les premières années d’utilisation est donc conseillé pour s’assurer d’un bon fonctionnement de l’installation.
Les systèmes que l’on trouve pour la technique du bâtiment sont en général assez lents, ce qui permet une régulation stable et fiable. Certains circuits comprennent toutefois des parties où la vitesse de régulation est critique. C’est le cas de la température de départ du condenseur. Pour assurer une régulation rapide, diverses recommandations sont utiles : placer la vanne de régulation le plus près possible de la PAC pour réduire le temps mort, choisir une vanne de régulation à fermeture rapide, optimiser les paramètres de régulation de la vanne, utiliser des thermomètres de régulation à faible inertie.
Le compresseur d’une pompe à chaleur présente les mêmes caractéristiques que le compresseur d’une machine frigorifique puisqu’il s’agit de la même machine.
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Dans l’évaporateur, la chaleur délivrée par la source froide de chaleur est transférée au fluide frigorigène. Pour les sources de chaleur liquides, on installera des échangeurs de chaleur multitubulaires, coaxiaux ou à plaques, pour les échangeurs de chaleur à air, on préférera, dans la plupart des cas, des tubes à ailettes. D’une manière générale, l’échange de chaleur croît avec l’augmentation de la surface d’échange, la diminution de la vitesse de passage des fluides, l’augmentation de la différence de température entre les fluides et l’augmentation du débit de la source de chaleur par rapport au fluide récepteur.
Il existe en gros deux modes d’évaporation : à détente sèche ou par immersion. La différence entre les deux systèmes provient essentiellement de la circulation du fluide frigorigène. Dans le cas de l’évaporation par immersion, le fluide caloporteur passe à l’intérieur de tubes noyés dans le fluide frigorigène; dans le cas de la détente sèche, c’est l’inverse. La plupart des évaporateurs fonctionnent selon le principe de la détente sèche. L’échangeur de chaleur multitubulaire peut aussi, dans certains cas, fonctionner par immersion.
Il arrive souvent que des PAC dont la puissance est identique accusent des pertes de pression différentes sur l’échangeur de chaleur et présentent des COPA différents. Il peut s’agir de produits provenant de plusieurs fabricants, mais aussi, selon le degré de puissance, une série de PAC appartenant au même fabricant peut présenter de sensibles différences.
Pour illustrer ceci, examinons ce qu’une augmentation de 40 kPa de la perte de pression dans l’évaporateur et le condenseur provoque sur le COP d’installations de chauffage par PAC. Supposons au départ des installations telles que celles décrites ci-dessous :
Pour la petite installation, l’augmentation de la perte de pression donnerait :
COPApetit = 25 000 kWh / (8 333 + 583) kWh = 2,8 Et pour la grande installation :
COPAgrand = 250 000 kWh / (83 333 + 2 333) kWh = 2,92 |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
Dans le cas d’installations équipées de sondes géothermiques, les pertes de pression doivent être optimalisées avec soin pour différents diamètres de sondes, longueurs de sondes, nombre de sondes. Des différences de 100 kPa entre deux variantes ne sont pas rares.
| Pour illustrer ceci, reprenons les installations présentées au point précédent et imaginons qu’elles soient équipées de sondes géothermiques accusant une augmentation des pertes de pression de 100 kPa.
Pour la petite installation, l’augmentation de la perte de pression donnerait :
COPApetit = 25 000 kWh / (8 333 + 833) kWh = 2,73 et pour la grande installation :
COPAgrand = 250 000 kWh / (83 333 + 3 333) kWh = 2,88 |
Le chargement étagé est meilleur marché (pas de régulation de la charge) et entraîne un coefficient de performance annuel plutôt meilleur que le chargement par stratification puisque la PAC peut fonctionner avec une température de sortie du condenseur plus basse. Toutefois, ce système a différents désavantages :
Cette dernière difficulté pourrait être évitée si la différence de température dans le condenseur est suffisamment importante. De cette façon pourtant, la charge étagée est un non-sens, car dans le meilleur des cas, il ne se produirait qu’environ deux passages étagés à la limite du chauffage. Une charge étagée ne peut être recommandée que dans les situations suivantes :
À l’opposé, le chargement par stratification, malgré son COP plus faible et son coût plus élevés, permet :
Le chargement étagé de l’accumulateur et, dans certains cas, le chargement par stratification en fonction des conditions météorologiques produisent un meilleur coefficient de performance annuel qu’un chargement par stratification avec consigne constante, car on peut sortir du condenseur avec des températures plus basses. Ce système ne fonctionne toutefois que si l’installation est réglée sur une petite différence de température dans le condenseur. En règle générale cela implique de doubler le débit, ce qui multiplie par 4 la perte de pression sur le condenseur. Ceci doit absolument être pris en considération.
L’influence sur le COP annuel est complexe, car il faut tenir compte non seulement de la température de sortie du condenseur, mais aussi de la consommation d’énergie auxiliaire et de la petite différence de température dans le condenseur lors du chargement étagé. La différence de COP entre une température de sortie du condenseur adaptée ou constante se situe à moins de 10 %.
| Encore une fois, reprenons les installations décrites plus haut et supposons qu’au lieu de fonctionner 2 500 h à 47°C, d’où ε = 3,4, on procède ainsi :
500 h à 45°C, d’où ε = 3,5 1 000 h à 42°C, d’où ε = 3,75 1 000 h à 39°C d’où ε = 4 Le coefficient de performance instantané moyen pondéré SPF s’améliore en passant de 3,4 à 3,8. Le coefficient de performance annuel (COPA) devrait suivre cette tendance et passer de 3 à 3,4. Mais en doublant le débit, la perte de pression dans le condenseur est quatre fois plus forte. Il en résulte pour la petite installation :
COPApetit = 25 000 kWh / (25 000 / 3,4) + 1 095 kWh = 2,96 et pour la grande installation :
COPAgrand = 250 000 kWh / (250 000 / 3,4) + 4 375 kWh = 3,21 |
On utilise deux modes de dégivrage :
Lors du montage de l’évaporateur, il est indispensable de s’assurer que le fonctionnement du dégivrage n’est pas perturbé par un apport d’air froid dû à la circulation naturelle de l’air.
Les pertes provoquées par le dégivrage de l’évaporateur sont difficiles à évaluer avec précision car elles sont variables en fonction de la programmation des paramètres de dégivrage. L’énergie dépensée pour la fonte du givre (EFG) est généralement fournie par la pompe à chaleur qui, pour l’occasion, fonctionne en sens inverse. Elle vaut environ l’énergie utile de fonte du givre EFGu (énergie pour élever la température du givre à 0°C + chaleur latente de fusion du givre + énergie pour élever la température de l’eau de 0°C à 10°C pour éviter un regel immédiat) divisée par un rendement de 50 %. Cette énergie sera prélevée dans le bâtiment et devra en suite lui être restituée lorsque la pompe se remettra en mode chauffage. Pour des machines bien réglées avec des détections du givre optimales, la perte de COP peut valoir jusqu’à 10 % par temps froid.
Il n’est pas rare de voir des pompes à chaleur dont le système de détection du givre est mal réglé et la durée de dégivrage trop longue. Il s’en suit des consommations d’énergie excessives qui peuvent conduire à des COP inférieurs à 1.
Le graphique ci-contre, issu d’une fiche technique de constructeur, illustre l’influence du dégivrage sur la puissance calorifique et le COP d’une pompe à chaleur Air/Eau. On voit clairement la perte de COP survenant entre 3 et 10°C. L’air extérieur est chargé d’eau et le fluide frigorigène est à une température inférieure à zéro degré. La glace qui se forme « colle » à l’évaporateur.
Par contre, lorsqu’il fait très froid, l’air extérieur est plus sec et le givre apparaît alors davantage sous forme de cristaux qui n’adhèrent plus sur la paroi de l’évaporateur.
Sur le plan énergétique, le dégivrage par inversion du cycle est plus avantageux que le chauffage par injection de gaz chauds. Mais quelle que soit la méthode choisie, c’est surtout la durée du dégivrage qui sera le facteur important pour l’évolution du COP. Le critère d’enclenchement et de déclenchement doit être choisi avec soin.
Le choix du paramètre qui décrit la couche de givre dans l’évaporateur peut être multiple. En utilisation industrielle, il faut choisir un paramètre robuste et assez sensible. Plusieurs choix pour le lancement du dégivrage peuvent être faits :
De même pour le paramètre d’arrêt, définissant la durée de dégivrage, plusieurs mesures peuvent être considérées :
Ces critères, ainsi que le critère plus « archaïque » qu’est l’horloge, devront être étalonnés soigneusement et vérifiés.
Une fois le cycle de dégivrage achevé, l’enclenchement du ventilateur à plein régime sans mettre en route le compresseur permet de sécher l’évaporateur. À défaut, les gouttelettes restantes seront rapidement gelées.
On traite ici des locaux annexes où l’on entasse des équipements à fort dégagement calorifique et sensibles à la température ambiante et parfois à l’humidité tels que :
Les particularités des locaux intérieurs techniques sont :
Vu que ce type de local est à usage exclusivement technique, l’apport d’air neuf est-il encore nécessaire ? Les sources de polluants étant réduites au minimum, on pourrait admettre l’inutilité de cet apport. Au cas par cas, le concepteur prévoira ou pas un apport d’air neuf minimum en tenant compte dans la programmation de la destination du local. Par exemple dans un local de stockage de laboratoire où l’on trouve des congélateurs, il serait mal venu de ne pas prévoir un apport d’air frais dans le cas de la congélation de produits toxiques.
Les solutions traditionnelles, souvent appliquées lorsqu’il s’agit d’un local isolé, consistent à placer dans le local :
Si malgré tout, le choix du conditionnement d’air est arrêté sur une solution locale (c’est souvent le cas en rénovation partielle) il est intéressant de comparer l’installation d’un système de climatisation à eau glacée par rapport à un système à eau perdue.
Les climatiseurs à eau perdue sont intéressants dans le cas des locaux intérieurs qui disposent ou ont à proximité une alimentation d’eau de ville et un égouttage d’eau usée. En rénovation, de manière générale, il y a souvent un lavabo à proximité; raison pour laquelle, faute de temps et de budget il est simple d’envisager cette solution. Il suffit :
De plus, l’eau froide de ville est une source de refroidissement très efficace en considérant que la température moyenne de l’eau au cours de l’année est d’environ 10°C.
Néanmoins, il est conseillé de bien analyser les consommations d’eau de ville qui sont loin d’être négligeables. De plus, le rejet d’eau de ville directement à l’égout est loin de respecter une certaine éthique de consommation.
| Pour en savoir plus sur les consommations et les coûts engendrés par le placement d’une climatisation à eau perdue. |
|
Sur base de 2600 heures par an avec un COP de 4.4 et un COPA de 2 |
||
| Puissance demandée dans le local [kW] | Consommation | Coût des consommations |
|
+ 3.5
|
1069 kWh/an électrique
|
357 €/an
|
|
160 m³ d’eau de ville par an
|
||
Il est clair qu’un tel système ne peut s’envisager que lorsqu’il est possible de placer le groupe de production de froid extérieur à proximité. Il existe toutes sortes de systèmes de climatisation avec condenseur séparé extérieur dans les gammes de faible puissance. Pour mieux rentabiliser l’investissement d’un petit système de climatisation à eau glacée, on essayera de prévoir un groupe de production de froid plus puissant pouvant accueillir plusieurs unités terminales même si dans un premier temps une seule unité est branchée; en effet, plus le groupe de froid sera chargé meilleur sera son COP.
| Pour en savoir plus sur les consommations et les coûts engendrés par le placement d’une climatisation à eau perdue. |
|
Sur base de 2600 heures par an avec un COP de 3 et un COPA de 1.5 |
||
| Puissance demandée dans le local [kW] | Consommation | Coût des consommations |
|
+ 3.5
|
1 859 kWh/an
|
204 €/an
|
Par rapport à ce qui a été dit ci-dessus, une solution plus centralisée est nécessaire. En effet, les plateaux de radiologie et de laboratoire entre autres sont de grands consommateurs de froid et sont souvent regroupés. De plus, les locaux de traitement tels que les salles de scanner, de radiologie classique, les espaces de regroupement des congélateurs de laboratoire et les locaux adjacents tels que les locaux techniques, de commande et de protocole sont souvent contigus.
On pense alors, relié à une production de froid centralisée, au placement :
| de ventilo-convecteurs sur une boucle d’eau glacée. | |
| ou de climatiseurs sur boucle de fluide réfrigérant. |
Mais deux aberrations énergétiques apparaissent tout de suite car durant tout l’hiver pour des apports extérieurs limités au strict minimum :
Deux solutions apparaissent alors
La conception ou la rénovation des espaces intérieurs à apports internes importants échappent rarement à la climatisation.
Si l’option est prise, le placement d’une grosse unité de production couplée avec le placement d’un réseau de distribution d’eau glacée dans les couloirs est un bon plan. Au droit de chaque local susceptible de recevoir des équipements à dégagement calorifique important, on placera un système de connexion rapide avec vannes d’isolement permettant une modularité future importante dans le monde hospitalier.
Une grosse unité de production permet de mieux gérer la charge globale qu’une multitude de petites unités isolées.
Aussi, sur l’unité de production d’eau glacée il est intéressant d’envisager un système de « free chilling » afin de profiter des températures relativement basses de l’air extérieur tout au long de l’année.
L’approche se construit sur les éléments suivants :
On connaît le fabuleux « rendement » thermodynamique d’une machine frigorifique récente : pour faire 3 kWh de froid, il suffit de 1 kWh électrique au compresseur. Il en résulte alors 4 kWh de chaleur rejetés au condenseur. Si ces 4 kWh sont récupérés dans des locaux demandeurs de chaleur, le bilan s’impose de lui-même : avec 1 kWh au compresseur, on réalise 7 kWh utiles : 3 de refroidissement et 4 de chauffage !
Si dans le bâtiment, en parallèle avec la demande de refroidissement du cœur du bâtiment, il y a une demande de chauffage des locaux périphériques, la solution thermodynamique est alléchante !
Mais la difficulté, c’est qu’en été tous les locaux sont demandeurs de froid. L’échangeur du local en façade doit alors passer de condenseur à un fonctionnement en évaporateur.
On a bien essayé la solution de placer des pompes à chaleur réversibles sur une boucle d’eau commune à tous les locaux, mais sans trouver la souplesse de la solution actuelle de la climatisation à « fluide réfrigérant variable » qui supprime tout vecteur intermédiaire.
Ici, dans le cas idéal où il y aurait égalité entre la demande de froid et la demande de chaud, toute la chaleur évacuée dans les locaux à refroidir est transférée vers les locaux à chauffer :
Installation en équilibre.
À l’usage, dans les locaux où la ventilation hygiénique est nécessaire, la séparation des fonctions « apport d’air neuf » et « apport de chaud ou de froid » présente des avantages de facilité de régulation et de qualité hygiénique.
C’est le fluide frigorifique qui circule entre les échangeurs et le compresseur. En quelque sorte, c’est l’ensemble du bâtiment qui travaille « en détente directe et en condensation directe ».
Rien n’est plus souple que du fluide frigorigène pour s’adapter aux besoins. Chaque échangeur est autonome dans la régulation de son local.
De plus, la régulation en place est étudiée pour limiter au maximum toute consommation d’énergie excessive.
Par exemple : une boucle d’eau glacée au régime 7°-12° va condenser inutilement la vapeur d’eau présente dans le local. Avec un système « fluide réfrigérant variable », l’humidité du local est mesurée en permanence et la température de l’évaporateur sera réglée « au plus haut » en fonction des besoins de froid du local, évitant ainsi toute condensation inutile.
A nouveau, un bilan énergétique détaillé et annuel est nécessaire, mais il faut avouer que dans cette technique nouvelle, les bureaux d’études sont relativement dépourvus d’outils fiables d’évaluation…
Au minimum, on essayera d’établir un planning des périodes de chauffe et de refroidissement des différents locaux pour visualiser les recouvrements.
| Pour aller plus loin dans la conception d’une installation DRV. |
Un bilan énergétique annuel devrait départager ces solutions. Il doit être établi au cas par cas par un bureau d’études mais celui-ci va manquer de données fiables sur la performance moyenne annuelle des équipements.
Le four à convection naturelle est aussi appelé « four statique ».
L’ensemble est isolé thermiquement par un isolant en fibres minérales ou par des matériaux composites.
L’importance du four est déterminée par la puissance et la surface horizontale du moufle de l’ordre de 0,2 à 0,5 m2.
Les puissances sont comprises entre 5 et 12 kW, voire plus.
Pour une hauteur de 280 à 300 mm, les dimensions sont généralement les suivantes :
Ils sont utilisés pour cuire, rôtir et gratiner les viandes, volailles, poissons, légumes, pâtisseries.
Il est utilisé lorsqu’il s’agit de cuire ou réchauffer sur 1 ou 2 niveaux. Au-delà, le four à convection forcée devient indispensable.
On peut adapter rayonnement ou convection en fonction du type de cuisson à réaliser par commutation et thermostat.
Les performances thermiques d’un vitrage avec survitrage sont nettement inférieures à celle d’un double vitrage isolant, mais c’est mieux que rien. Cette technique est aussi la moins coûteuse.
On distingue deux types de survitrages :
| Le survitrage mobile Le vitrage supplémentaire est placé sur charnière. Ce dispositif permet le nettoyage et l’élimination des condensats éventuels.
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Le survitrage fixe Le verre est vissé ou collé sur le châssis existant. Il est difficile voire impossible d’éliminer totalement les risques de condensats éventuels.
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Dans les deux cas, on veillera à assurer une étanchéité parfaite de la vitre intérieure par rapport à l’ambiance intérieure, afin de limiter les risques de formation de condensation dans le vide.
Si le châssis comporte plusieurs carreaux ou croisillons, le survitrage recouvrira entièrement le battant de la fenêtre quel que soit le nombre de carreaux.
Il faut savoir que l’efficacité énergétique d’un survitrage sera toujours inférieure à celle d’un vitrage double isolant.
En effet, un simple vitrage est caractérisé par un coefficient de transmission thermique U = 5,8 W/m²K, la pose d’un survitrage permet d’atteindre un coefficient U = 3 W/m²K contre 1,1 W/m²K pour les vitrages doubles isolants actuels.
D’un point de vue énergétique, cette solution est rarement justifiée sauf dans le cas où les caractéristiques architecturales extérieures des châssis et leur impact sur l’environnement doivent être maintenus, et que les châssis sont en bon état.
Selon la tâche effectuée, certains types d’éblouissement peuvent apparaitre plus gênants que d’autres.
Les occupants, à leur place de travail, sont peuvent être gênés par une trop grande « brillance » des luminaires. Cette sensation est caractérisée par la « luminance » des luminaires.
Une personne assise à son poste de travail ou un élève assis à son banc ne doit pas ressentir, dans son champ de vision, un trop grand contraste éblouissant émanant du luminaire.
Les risques d’éblouissement apparaissent généralement pour les luminaires les plus éloignés du plan de travail. Les luminaires se trouvant proches de la verticale par rapport au plan de travail ( ϒ >< 45°) ne poseront pas de problème d’éblouissement. Cette dernière situation est presque toujours rencontrée dans les bureaux individuels standards.
Les problèmes d’éblouissement sont plutôt rencontrés dans les locaux de grandes tailles tels que les bureaux paysagés. Ainsi, l’éblouissement perturbe davantage les élèves du fond de la classe que ceux du premier rang. En effet, un élève du fond de la classe, lorsqu’il regarde vers le tableau, aura dans son champ de vision plusieurs rangées de luminaires.
Certains luminaires sont propices à provoquer des éblouissements (les tubes nus constituent évidemment le pire des cas).
La même personne assise à son même poste de travail équipé d’un écran de visualisation risque de subir des éblouissements par réflexion indirecte dans l’écran. La norme EN 12464-1 recommande pour cela de limiter la luminance des luminaires.
Dans une salle omnisports, les joueurs regardent vers le haut pour suivre les balles en hauteur, la gymnastique peut se faire sur le dos. Les sportifs ont alors une vue directe des lampes par le bas. Il est dès lors très difficile d’empêcher l’éblouissement par la vue des sources lumineuses. Le risque principal est donc « l’éblouissement direct invalidant ».
« L’éblouissement direct d’inconfort » est moins important dans les salles de sport que dans les classes ou les bureaux. En effet, dans ces derniers, l’éblouissement est aggravé par une position et une direction du regard relativement fixes. Sur les terrains de sport, par contre, l’axe de vision d’un sportif est constamment changeant.
Pour ce type de tâche, le risque d’éblouissement principal réside dans :
Un autre phénomène assez pernicieux est l’effet stroboscopique qui se manifeste lorsque des pièces en rotation sont soumises à un éclairage à courant alternatif. Sans rentrer dans les détails, la résultante de cet effet est que le travailleur risque de croire que la pièce tournante est à l’arrêt (comme dans les bons vieux westerns, on a l’impression que les roues des chariots des cowboys tournent à l’envers ou ne tournent pas du tout).
Ni les patients, ni le corps médical ne peuvent être gênés par une trop grande « brillance » des luminaires.
Le problème de l’éblouissement qu’il soit d’origine directe ou indirecte est plus délicat à traiter dans les hôpitaux à cause des multiples directions du regard que l’on peut rencontrer :
A priori, jamais une personne couchée ne devrait apercevoir directement
Les risques de gêne augmentent donc si des luminaires directs sont disposés dans l’axe d’un lit. Ceci condamne souvent l’éclairage direct dans les zones où des lits sont véhiculés ou stationnés.
Il faut aussi éviter de placer les lits face à une fenêtre.
Pour le personnel, les risques d’éblouissement direct sont plus réduits. Reprenons ici quelques principes :
Une personne à son poste de travail ne doit pas ressentir, dans son champ de vision, un trop grand contraste éblouissant émanant du luminaire.
Les risques d’éblouissement apparaissent pour les luminaires situés dans un angle vision de 45° par rapport à l’axe du regard (voir plus haut : cas des bureaux).
Pour diminuer les risques il faudra veiller :
par rapport aux tâches à effectuer. Par exemple, pour un hall de sport, un luminaire pour lampes à décharge placé de manière inclinée aux extrémités d’un terrain dans l’axe longitudinal de celui-ci provoquera de l’éblouissement.
Des luminaires sur un plafond sombre peuvent renforcer l’éblouissement. De même, un revêtement de sol trop brillant ou trop clair peut être source d’éblouissement. Par contre des couleurs trop foncées donnent une impression psychologique désagréable.
L’éblouissement pourra aussi être provoqué par des baies vitrées placées dans l’axe longitudinal d’une surface d’évolution, surtout si les vitres sont claires, non occultées et orientées au soleil. Un ciel vu à travers un lanterneau peut également provoquer de l’éblouissement.
Certains types de luminaires sont plus propices à provoquer des éblouissements :
Les luminaires avec lampes à décharge ont une luminance très élevée. Les lampes à décharge présentent une luminance au moins 15 à 20 fois plus élevée que les tubes fluorescents.
Ces luminaires sont fort éblouissants s’ils sont utilisés pour des hauteurs inférieures à 7 m.
Les lampes halogènes pour projecteurs peuvent avoir une luminance environ 7 à 90 fois plus élevée que celle des tubes fluorescents classiques. Ils risquent donc d’être très gênants pour les sportifs de jeux de balles, surtout s’ils sont inclinés dans l’axe longitudinal d’un des terrains de la salle omnisports.
Les tubes nus (vision directe de la lampe) ou les luminaires à diffuseur opalin ne contrôlent pas la diffusion de lumière. Ils sont donc éblouissants et peuvent être très gênants pour des usages de type bureaux.
Avec les luminaires équipés d’un diffuseur opalin de type lumière douce, le flux lumineux est diffusé de manière uniforme ce qui réduit le risque d’éblouissement direct. Dans la figure ci-contre, l’éblouissement indirect du plafond provient de la réflexion de la lumière naturelle au travers des baies vitrées sur le plafond.
Les luminaires équipés de ventelles (planes ou profilées) présentent, quant à eux, peu de risque d’éblouissement. On voit ici des luminaires avec ventelles paraboliques en aluminium, ce sont les luminaires dits « basse luminance ».
Les luminaires à tubes LED peuvent devenir des sources d’éblouissement non négligeables sachant qu’un tube LED est constitué d’une multitude de lampes LED ponctuelles de grande luminance.
La gêne causée par l’éblouissement direct ou indirect peut être mesurée à l’aide d’un luminancemètre. Ces mesures sont alors comparées aux valeurs de référence de la norme EN 12464-1. Un luminancemètre est cependant très cher et les mesures, difficiles à effectuer, ne peuvent être convenablement exécutées que par des spécialistes.
Deux valeurs de la norme sont à prendre en considération :
La conséquence d’un déséquilibre hydraulique est d’abord un manque de chaleur dans un local ou une zone du bâtiment.
| Pour diagnostiquer un déséquilibre hydraulique, cliquez ici ! |
C’est la façon dont la plupart des gestionnaires de bâtiment corrigent le problème qui sera source de surchauffe et de surconsommation dans les autres locaux.
En effet, pour compenser le manque de chaleur dans le ou les locaux défavorisés, la tendance est d’augmenter la consigne de température d’eau ou la consigne du thermostat d’ambiance.
Pour éviter ce problème, il faut égaler la résistance hydraulique de chaque circuit, en « freinant » l’eau dans les circuits les plus favorisés. On parle alors d’équilibrage de l’installation.
| Équilibrer l’installation. |
En principe, lorsque des conduites non isolées traversent un local chauffé, on peut considérer que leurs déperditions ne sont pas des pertes, puisqu’elles participent au chauffage des locaux. Cependant parfois, ces pertes deviennent tellement importantes qu’elles conduisent à des surchauffes et donc à une surconsommation.
| Exemple.
École dont les classes sont parcourues par d’importantes conduites de chauffage. L’absence d’isolation sur les conduites combinée à l’absence de vanne thermostatique sur les radiateurs entraîne une la surchauffe importante dans chaque classe.
Le bilan thermique d’une classe montre l’ampleur des pertes des conduites par rapport aux autres apports de chaleur.
Le bilan de cette même classe lorsque l’on place des vannes thermostatiques sur le radiateur, que l’on isole les conduites et que l’on place des protections solaires.
|
Lorsqu’on parle d’humidification surgit très souvent la crainte de la légionellose. Il faut savoir que les légionelles se multiplient à partir d’une température de 20°C; la croissance est maximum jusqu’à environ 45°C. Elles meurent dès qu’on dépasse 60°C.
Ce type de bactérie se développe en eau stagnante, en présence de substances organiques, d’algues vertes, d’amibes, tartre, etc.
Il est conseillé, sous réserve des précautions habituelles, de désinfecter les agrégats pendant 48 heures avec 5 à 10 ppm de chlore dans l’eau.
Pour minimiser les risques de présence excessive de légionnelles, en plus des vidanges et désinfections régulières, on peut :
Dispositif de décontamination de l’eau avec lampe à ultraviolets.
Les humidificateurs à vapeur doivent être périodiquement vidangés et régulièrement détartrés.
Pour les appareils autonomes à électrodes, le remplacement des électrodes est nécessaire après un temps de fonctionnement variant entre 800 et 5 000 heures, selon le degré de dureté de l’eau.
On surveillera tout particulièrement l’humidification éventuelle des parois internes du conduit aéraulique et des grilles de diffusion de l’air. Un antibiogramme des moisissures à ces endroits est recommandé périodiquement.
Les consommations liées à la ventilation hygiénique proviennent:
| Puissance liée à l’apport d’1 [m³/h] d’air neuf en [W/(m³/h)] | |||
| de | à | ||
| Puissance de chauffage | Pmax : | en fonction de la région, de la qualité de la production de chaleur, de la température intérieure de consigne et des apports de chaleur gratuits. | |
| 9,4 | 15,6 | ||
| Pmoy : | |||
| 3,8 | 9,6 | ||
| Puissance du ventilateur | 0,2 | 1,1 | en fonction de la qualité du ventilateur, des pertes de charge du réseau de distribution. Dans le cas d’une ventilation double flux, le coût des ventilateurs est plus important. Dans le cas d’une ventilation purement naturelle, elle est évidemment nulle. |
| Exemple.
Un système de ventilation fonctionne pendant 10 heures par jour et 250 jours par an, soit 2 500 heures par an, dont 1 700 en période de chauffe. Sa consommation énergétique pour 1 [m³/h] se situe dans les fourchettes suivantes :
Le coût lié à cette consommation est donné en multipliant ces valeurs par un coût du kWh électrique et un coût du kWh thermique. |
La puissance du ventilateur équivaut à la puissance nécessaire au transport de l’air plus les pertes au niveau du moteur, de la transmission et du ventilateur lui-même. Si ces trois éléments se trouvent dans le flux d’air pulsé, ce qui est fréquent dans les monoblocs de ventilation, on peut considérer que la totalité de la puissance absorbée pour transporter l’air se retrouve sous forme de chaleur dans l’air (la consommation d’un ventilateur d’extraction est perdue).
On estime ainsi que la température de l’air pulsé augmente de 1 à 1,5 [°C], à cause du ventilateur.
La consommation d’un ventilateur de pulsion ne doit donc pas être considérée comme une consommation complémentaire pour peu que l’on doive chauffer le bâtiment. En dehors des périodes de chauffe et a fortiori si on doit refroidir l’air, cette consommation est une perte.
À titre d’exemple, dans une année type moyenne, la température extérieure diurne est inférieure à 18,5 [°C] (= 20 [°C] – 1,5 [°C]) pendant 3 123 heures, période pendant laquelle les apports calorifiques du ventilateur sont utiles au chauffage de l’air neuf.
Il faut cependant noter que les apports calorifiques du ventilateur de pulsion doivent être considérés comme du chauffage électrique, mode de chauffage nettement plus onéreux et nécessitant une consommation d’énergie primaire plus importante que le chauffage par combustible. À ce titre, la consommation des ventilateurs de pulsion reste un poste important à gérer, même durant la saison de chauffe du bâtiment.
Que l’air soit préchauffé avant son introduction dans le bâtiment (batterie de chauffage dans les gaines de pulsion) ou ne le soit pas (chauffage de l’air par mélange avec l’air ambiant), la consommation liée au chauffage de l’air neuf s’estime par la formule :
Consch = 0,34 x qv x ΔTmoy x h / ηch
Où :
| Exemple.
Dans un bâtiment situé à Namur, un système de ventilation a un débit (qv) d’air neuf de 3 000 [m³/h]. Il fonctionne durant une période (t) de 10 heures par jour et 250 jours par an, soit 2 500 heures par an, parmi ces heures, seulement 1 700 heures se situent durant la saison de chauffe (du 15 septembre au 15 mai). La température extérieure moyenne diurne durant la saison de chauffe est de 8,5°C, tandis que la température de consigne des locaux est de 20°C. Le rendement global de l’installation de chauffage par radiateurs (ηch) est estimé à 0,7. La consommation de chauffage de l’air neuf (Consél) s’élève à : Consél = 0,34 x 3 000 x (20 – 8,5) x 1 700 / 0,7 = |
Dans les systèmes de ventilation mécanique (simple ou double flux), la consommation électrique du (des) ventilateur(s) s’estime par :
Consél = (qv / 3 600) x Δp x t / ηvent
où,
| Exemple.
Un système de ventilation double flux a un débit (qv) de 3 000 [m³/h], soit 3 000 / 3 600 = 0,833 [m³/s]. Il fonctionne durant une période (t) de 10 heures par jour et 250 jours par an, soit 2 500 heures par an. La perte de charge (Δp) du réseau de distribution s’élève à 1 500 Pa (1 000 Pa pour le réseau de pulsion et 500 PA pour le réseau d’extraction). Le rendement global des ventilateurs (ηvent) est de 0,65. La consommation énergétique des ventilateurs (Consél) s’élève à : Consél = 0,833 x 1 500 x 2 500 / 0,65 = Attention, toute cette consommation ne doit pas toujours être considérée comme une perte car une partie de celle-ci est récupérée sous forme de chaleur par l’air neuf. |
Par rapport à cette situation, comment varient les consommations ?
| En fonction du débit ? | |
| La puissance des ventilateurs varie comme le cube du débit et les coûts de chauffage sont proportionnels : pour une augmentation 10 % du débit par rapport à la situation de l’exemple, on obtient une surconsommation totale de 11 % et un surcoût de 20 %. | |
| En fonction du rendement du système de ventilation ? | |
| Pour une diminution de 10 % du rendement du système de ventilation, on obtient une surconsommation totale de 1 % et un surcoût de 5 %. | |
| En fonction du temps de fonctionnement ? | |
| Pour une augmentation de 10 % des temps de fonctionnement journaliers, on obtient une surconsommation totale de 10 % et un surcoût de 10 %. |
Au vu de ces ordres de grandeur, on peut établir un ordre d’action sur une installation de ventilation existante
| Pour évaluer la consommation de votre propre installation. |
Toutes les mesures organisationnelles visent à réduire la part d’énergie perdue, soit en évitant les déperditions calorifiques, soit en choisissant le procédé de cuisson présentant le meilleur rendement. D’où la liste de mesures ci-après :
L’énergie mise en œuvre pour le lavage et le rinçage de la vaisselle est entièrement évacuée, soit en chaleur perdue vers l’extérieur, soit avec l’eau de lavage vers la canalisation. Une part minime de cette chaleur peut être récupérée si la vaisselle propre est immédiatement réaffectée au service.
Températures recommandées :
Prélavage : 40-45 °C,
Lavage : 55-60 °C,
Rinçage : 80-85°C.
Décaler la période de lavage en dehors de la pointe quart-horaire ou même vers les heures creuses.S’il n’y a pas de régulation sur le chauffage, ne mettre les appareils de chauffage du local en route que par basses températures extérieures et lorsque la cuisine n’est pas en service pendant plusieurs jours.
Si l’enclenchement de la ventilation mécanique se fait manuellement ou à partir d’une horloge (donc sans détecteur), ne l’enclencher qu’immédiatement avant usage et la déclencher après.
Une installation de ventilation mécanique n’aspire pas que la chaleur et l’air saturé de la cuisine, mais puise de l’air extérieur frais. Afin d’éviter la formation de buées, l’air frais doit être préchauffé lorsque les températures extérieures sont basses. C’est pourquoi les fenêtres doivent rester fermées lorsque la ventilation fonctionne. Sans quoi, il peut arriver qu’en place de l’air de la cuisine ce soit l’air frais entrant par les fenêtres qui soit aspiré.
| Point de contrôle | Périodicité du contrôle | |
| Journalière | Périodique | |
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Cuisson |
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| Enclencher les appareils | x | |
| Préchauffer | x | |
| Réduire la puissance | x | |
| Déclencher les appareils | x | |
| Récipients et plaques de cuisson | x | |
| Quantité à cuire – capacité des récipients | x | |
| Planéité des fonds et des plaques | Semestriel | |
| Couvercles et portes | x | |
| Cuisson sous pression | x | |
| Eau chaude du boiler | x | |
| Bonne succession des opérations | x | |
| Ventilateur four à convection forcée | x | |
|
Réfrigération |
||
| Fermer les portes | x | |
| Emmagasiner avec ordre | x | |
| Lumière dans locaux réfrigérés | x | |
| Préréfrigérer à l’eau froide | x | |
| Joints de portes | Semestriel | |
| Température du local réfrigéré | Mensuel | |
| Dégivrage de l’évaporateur | Mensuel | |
| Nettoyage du condenseur | Semestriel | |
| Emballage des denrées | x | |
| Charge de l’appareil de conservation | x | |
|
Lavage de la vaisselle |
||
| Évacuer les déchets | x | |
| Charge de la machine | x | |
| Contrôle des températures | Semestriel | |
| Contrôle de la consommation d’eau | Semestriel | |
| Décalage en heures creuses | x | |
|
Chauffage |
||
| Fermer les radiateurs | Mensuel | |
|
Ventilation |
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| Enclencher – déclencher la ventilation | x | |
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Éclairage |
||
| Éteindre la lumière | x | |
L’entretien des installations doit être prioritaire : maintenir la propreté des appareils pour des considérations d’hygiène et conserver les performances énergétiques nécessitent le nettoyage :
La vérification périodique des installations doit être confiée à un service d’entretien qualifié.
Transfert par contact étroit entre un corps de chauffe et l’aliment à chauffer.
Température utile : 80 à 250 °C.
Exemples d’application : toutes les méthodes utilisant des ustensiles de cuisson posés sur des réchauds, tels que poêles, casseroles, marmites, procèdent par conduction.
Il en est de même lorsque l’aliment est en contact direct avec le corps de chauffe, par exemple grill, sauteuse, plaque à rôtir, four de pâtisserie à sole.
Transfert de la chaleur par rayons infrarouges, sans contact d’un corps de chauffe porté à haute température, sur un corps à température inférieure.
Température utile : 250 à 350 °C
Exemples d’application : salamandre, grill tournant, broche, toaster.
Transfert laminaire ou turbulent de la chaleur, effectué en continu, d’un corps de chauffe à la surface extérieure de l’aliment à chauffer, par l’intermédiaire d’un fluide comme l’air, l’eau ou l’huile.
Température utile : 80 à 250 °C.
Exemples d’application : four à air pulsé, four combiné air-vapeur, marmite (pour blanchir), friteuse.
Transfert de la chaleur par condensation de vapeur sèche saturée. Le transfert s’effectue à l’intérieur de l’appareil de cuisson depuis un générateur de vapeur, jusqu’à l’aliment à chauffer.
Température utile : 90 à 120 °C.
Exemples d’application : cuiseur à vapeur avec ou sans pression, marmite à pression avec paniers.
Génération de chaleur par émission d’ondes à haute fréquence (2400 MHz). Les ondes sont dirigées par une enceinte sur l’aliment à chauffer. L’échauffement se produit par agitation des molécules d’eau contenues dans l’aliment.
Exemples d’application : fours et tunnels à micro-ondes, fours combinés air-vapeur-micro-ondes.
Température utile : max. 100 °C.
Le Centre Administratif de Sambreville est un important bâtiment situé au cœur de la petite ville d’Auvelais qui regroupe outre les locaux administratifs et techniques des quelques 150 membres du personnel communal, le théâtre de 420 places où sont organisées près de 150 représentations chaque année, la piscine communale et le centre sportif. En 2000, suite à l’étude du service technique, les deux transformateurs à l’askarel alimentant l’ensemble de ces bâtiments furent remplacés.
Deux raisons ont amené le service technique à envisager le remplacement des deux transformateurs à l’askarel de 800 et de 1.000 kVA par deux transformateurs secs de 400 kVA chacun. Tout d’abord le surdimensionnement de ces deux équipements par rapport aux besoins actuels notamment dû à la mise hors service du système de pompes à chaleur (4 x 55 kW) qui assurait le chauffage de la piscine et du théâtre à partir des calories puisées dans la Sambre ; ensuite, l’échéance fixée par la Région wallonne concernant l’élimination pour 2005 des transformateurs à l’askarel.
Dans ce type d’équipement, appelé aussi transformateurs immergés, le transformateur est disposé dans un bain d’huile qui assure l’isolation et le refroidissement.
Ces transformateurs sont moins onéreux, moins bruyants et ont des pertes moindres par rapport aux transformateurs secs. Ils présentent cependant des risques d’incendie et de pollution :
Un défaut interne peut provoquer une surpression et une déformation de la cuve telles que des fuites d’huile peuvent apparaître. Suivant les circonstances, cela peut entraîner l’inflammation de l’huile ou encore une explosion.
Les fuites d’huile peuvent aussi provenir d’un joint défectueux ou de la rupture d’une canalisation. Les huiles qui se répandent peuvent polluer la nappe phréatique. Il faut donc prévoir sous le transformateur une fosse d’évacuation ou un bac de rétention d’huile.
La combustion des huiles dégage des produits toxiques et génère des fumées opaques gênant l’intervention des secours.
Il y a encore quelques années, on commercialisait des transformateurs dits » à l’askarel ». L’huile de ces transformateurs contenait des PCB. Ces substances dégagent des émanations nocives lors d’incendies et présentent à grande concentration des dangers pour la santé humaine. C’est pourquoi la directive européenne 96/59/CE se prononce pour l’élimination des appareils contaminés ou contenant des PCB.
En application de cette directive, la Région wallonne a réglementé l’élimination des transformateurs à l’askarel existants, pour au plus tard, fin 2005.
Les pertes d’un transformateur se composent des pertes à vide et des pertes en charge.
Les pertes à vide (ou pertes « fer ») se produisent au sein du noyau ferromagnétique. Elles sont constantes quel que soit le régime de charge du transformateur, c’est-à-dire quelle que soit la consommation du bâtiment qui y est raccordé.
Les pertes en charge (ou pertes « en court-circuit » ou pertes « cuivre ») sont, elles, dues à l’effet Joule (perte par échauffement des fils ou feuillards parcourus par un courant), augmentées des pertes additionnelles (pertes supplémentaires occasionnées par les courants parasites dans les enroulements et pièces de construction). Elles varient avec le carré du courant ou de la puissance débitée (si la tension reste constante).
Pour diminuer les pertes de fonctionnement, il faut acheter un transformateur adapté à la charge appliquée :
Souvent, il sera donc avantageux de choisir un transformateur avec des pertes à vide plus basses et des pertes en charge plus élevées que la moyenne standard, puisque dans la plupart des bâtiments tertiaires, la charge annuelle moyenne appliquée au transformateur sera comprise entre 20 et 40 %.
Sur base de l’analyse des consommations et des puissances électriques installées ainsi qu’en tenant compte des pointes ¼ horaires sur la période 1995 – 2000, le service technique a évalué que 2 transformateurs de 400 kVA étaient suffisants. De plus, l’idée fut de monter les 2 transformateurs en parallèle et de délester l’un d’eux en fonction du niveau de consommation. On évite ainsi les pertes à vide d’un transfo lorsqu’il n’est pas nécessaire.
Dans ce cas de figure, le transformateur 1 fonctionne en permanence 12 mois sur l’année, et le transformateur 2 délestable environ 3 mois sur l’année.
La mise en fonction du transformateur 2 s’opère si le premier est sollicité à 110% plus de 10 minutes.
Anciens transfos de 800 et 1 000 kVA :
Nouveaux transfos de 2 x 400 kVA :
Soit une économie annuelle de 6 395 € TVAC
Investissement (enlèvement et traitement des anciens transfos soit 13 650 € TVAC + placement complet des nouveaux transfos) : 70 900 € TVAC
Économie annuelle de 6 395 € TVAC
Des subsides peuvent être sollicités auprès de la DGO4 (UREBA) pour ce type d’investissement.
Jean LORENT
Chef de division technique
Administration communale de Sambreville
Tél. : 071/260 270
Email : cstaquet@commune.sambreville.be
Cette étude de cas provient des Sucess Stories réalisées par l’ICEDD, Institut de conseils et d’études en développement durable en 2004.
Le rayonnement thermique d’un corps est la quantité d’énergie qu’il cède sous forme d’ondes électromagnétiques comprises entre 0,04 et 800 μm. C’est dans le domaine de l’infrarouge (800 nm et 800 μm) que l’énergie calorifique sous forme de rayonnement est la plus importante.
La loi de Stefan-Boltzman exprime la quantité d’énergie rayonnée par une surface dans toutes les directions et pour toutes les longueurs d’onde :
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E = C x (T/100)4 [W/m²] avec :
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Cette formule n’est pas pratique et ne reflète pas la réalité. Pour les meubles frigorifiques notamment, ce qui est plus intéressant est l’échange de chaleur entre deux surfaces. Dans ce cas, la surface ouverte du meuble, où les températures des denrées sont fort différentes des températures des surfaces environnantes (plafond par rapport à la surface limite d’une gondole), échange de la chaleur rayonnante selon la formule suivante :
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Qray = hro x A (tparoi – ti) x φ1 x φ2 [W] avec :
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La capacité d’un matériau à émettre de la chaleur de manière radiative est appelée son émissivité. Ce coefficient d’émissivité ε varie en fonction de la longueur d’onde du signal émis.
Les matériaux que l’on trouve à l’intérieur d’un bâtiment, émettent typiquement des radiations sous forme de rayons infrarouges de très grande longueur d’onde.
A savoir aussi que pour une longueur d’onde donnée, le coefficient d’absorption d’un matériau est égal au coefficient d’émissivité.
Les matériaux tels que les tôles d’aluminium ou les alliages à base d’aluminium dont les caractéristiques principales sont d’être de type poli et non anodisé ont un coefficient d’émissivité de l’ordre de :
Un matériau dont le coefficient d’émissivité est de 0.1 émettra seulement 10 % de l’énergie possible à cette température, donc absorbera seulement 10 % du rayonnement de grande longueur d’onde qui l’atteint. Autrement dit, il réfléchira 96 % du rayonnement infrarouge de grande longueur d’onde venant des plafonds ou des murs auxquels il fait face.
Attention que ce type de matériau recouvert par un vernis voit son coefficient d’émissivité augmenter en fonction de l’épaisseur. Selon les vernis et le mode de pose, l’émissivité peut varier de 0,3 à 0,96.
Il existe des matières telles que les revêtements argentés et dorés qui présentent des surfaces possédant des coefficients d’émissivité intéressants du même ordre de grandeur que les aluminiums polis non anodisés. Attention à l’état de surface et d’empoussièrement.
Les parois laquées (en tôle d’aluminium, d’acier, …) de couleur blanche ou grise ont un coefficient d’émissivité pouvant atteindre 0,8.
La lampe à induction est une lampe à mercure basse pression comme le tube fluorescent et la lampe fluocompacte.
Comme dans la lampe fluorescente, la lumière est produite par ionisation des atomes de gaz présents dans l’ampoule. Les rayonnements invisibles produits sont rendus visibles grâce à une poudre fluorescente présente sur la face interne de l’ampoule.
Dans une lampe à induction, il n’y a pas d’électrode. L’ionisation des atomes est réalisée par un champ électromagnétique créé par la circulation d’un courant à haute fréquence dans une bobine appelée « antenne ».
Cette bobine est placée au centre de l’ampoule dans la cavité prévue à cet effet. Le courant à haute fréquence est produit par un générateur extérieur. Celui-ci est directement relié à l’antenne.
La durée de vie de cette lampe est exceptionnelle. Après 60 000 heures, le flux lumineux est descendu à 70 % du flux initial, et 20 % des lampes sont mortes.
C’est le fait que l’antenne soit placée à l’extérieur de l’ampoule qui permet d’obtenir cette durée de vie exceptionnelle. En effet, aucune usure ne se produit sur les composants puisqu’il n’y a plus ni électrode, ni filament.
Sa caractéristique de couleur est comparable à celle d’une lampe fluorescente de classe IB.
Application : la lampe à induction est utilisée là où la maintenance est difficile ou coûteuse, et dans des situations requérant de longues périodes de fonctionnement.
Cependant, peu de fabricants la commercialisent encore.
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Pour consulter un récapitulatif des caractéristiques des différents types de lampe. |
Il est fréquent de rencontrer un ou plusieurs locaux situés sur le circuit distribution commun au bâtiment et qui présente des surchauffes dès :
En gros, dès que des apports de chaleur gratuits viennent en supplément de l’installation de chauffage.
Pour profiter de ceux-ci et limiter les surchauffes, il faut que l’émission de chaleur locale puisse se réduire automatiquement. Pour cela la solution la plus simple est le placement de vannes thermostatiques, puisque celles-ci ont pour mission de réduire le débit du radiateur et de maintenir une température constante dans le local.
Radiateur ensoleillé sans vanne thermostatique.
| Placer des vannes thermostatiques
Cette solution est souvent directement rejetée dans certaines institutions, principalement pour des raisons de résistance mécanique. Et pourtant des solutions existent, qui s’adaptent à ces situations. |
Attention, cependant la présence de vannes thermostatiques ne permet pas d' »innocenter » la régulation locale dans les problèmes de surchauffe. Encore faut-il que ces vannes soient correctement utilisées (pour les vannes à réglage accessible) par les occupants.
Pour cela, il faut que ceux-ci soient informés du rôle et du fonctionnement des vannes.
| Pour télécharger des affiches de sensibilisation des occupants à l’utilisation des vannes thermostatiques, cliquez ici ! |
La présence d’autres équipements dans l’installation de chauffage seront des indices permettant d’écarter l’hypothèse d’une absence de régulation en fonction des apports gratuits. Ainsi le réseau de distribution de chauffage peut être dissocié en fonction de l’orientation et de l’occupation des locaux. Une façade soumise à l’ensoleillement peut être équipée de son propre circuit de chauffage commandé par sa propre sonde extérieure associé éventuellement à une sonde d’ensoleillement ou une sonde intérieure de compensation qui corrigera la température de l’eau en fonction de la véritable température mesurée dans un local témoin.
Distribution du chauffage répartie par façade avec sonde extérieure propre.
Sonde extérieure et sonde d’ensoleillement.
| Placer des vannes thermostatiques, placer une sonde d’ensoleillement. |
Dans la plupart des installations de chauffage du secteur tertiaire, la température de l’eau distribuée dans les différents circuits est régulée en fonction de la température extérieure, suivant une correspondance appelée courbe de chauffe.
Courbe de chauffe. Par exemple, quand la température extérieure est de 3°C, la température de l’eau de chauffage est réglée à 70°C.
Un mauvais réglage des différentes courbes, c’est-à-dire une température d’eau trop élevée, provoquera une surchauffe dans certaines zones du bâtiment.
A priori, si la cause de l’inconfort est une température d’eau trop élevée, la surchauffe se fera ressentir dans une bonne partie des locaux desservis par le circuit incriminé.
En principe, chaque bâtiment (ou zone de bâtiment) a une courbe de chauffe qui lui correspond (fonction de son degré d’isolation, de sa température de consigne et du surdimensionnement de ses corps de chauffe). C’est pourquoi, il est impossible à un chauffagiste ne vivant pas dans le bâtiment de régler la bonne courbe. C’est aussi pourquoi il est impossible de dire ici quelle doit être la bonne température de l’eau. Tout au plus, peut-on comparer la courbe réelle à une courbe standard avec laquelle la température de l’eau équivaut à environ :
| Régler une courbe de chauffe. |
Attention cependant, le principe de la régulation centralisée est qu’elle fournit les mêmes conditions de fonctionnement à tous les locaux raccordés sur un même circuit. Elle ne donnera donc satisfaction à tout le monde que si tous ces locaux ont des besoins semblables : même orientation, mêmes apports internes, même degré de surdimensionnement des émetteurs. Si ce n’est pas le cas, la tendance sera d’augmenter la température de l’eau de manière à satisfaire les plus défavorisés. Il en résultera des surchauffes pour les autres et le plus souvent une régulation de leur température ambiante par ouverture des fenêtres. Parfois donc, la seule régulation de la température d’eau distribuée à partir d’une sonde extérieure n’est pas suffisante. Il faudra lui adjoindre une régulation locale complémentaire (vannes thermostatiques).
N’oublions pas, en outre, qu’une sonde extérieure peut être défectueuse !
Les mesures prises par un thermostat d’ambiance doivent être représentatives de la zone qu’il doit réguler
Sonde d’ambiance derrière un porte-manteau.
Le local abritant un thermostat d’ambiance ne peut jamais comporter de vanne thermostatique.
En effet, si la consigne du thermostat d’ambiance est plus élevée que la consigne des vannes, le thermostat ne sera jamais satisfait puisque les vannes thermostatiques se fermeront avant.
Dans le cas d’une installation dans laquelle le thermostat agit directement sur le brûleur, cette demande entraînera le fonctionnement permanent du brûleur jusqu’à ce que la température de la chaudière atteigne sa limite haute. En résumé, la chaudière fonctionnera en permanence à haute température, ce qui est énergétiquement moins efficace.
Si le thermostat agit sur une vanne mélangeuse, celle-ci restera en permanence en position ouverte, alimentant les circuits à température maximale.
Dans les deux cas, il peut en résulter une surconsommation et des surchauffes dans les autres locaux.
À l’inverse, si la consigne du thermostat est plus basse que la température de consigne des vannes thermostatiques, ces dernières resteront en permanence ouvertes en grand et deviennent donc inutiles.
![Récupérer la chaleur du condenseur de la machine frigorifique [Concevoir - Climatisation]](https://energieplus-lesite.be/wp-content/uploads/2019/03/energie-banner02_concevoir02_sm.png "Récupérer la chaleur du condenseur de la machine frigorifique [Concevoir - Climatisation]")
Une machine frigorifique transfère de la chaleur extraite du bâtiment vers l’extérieur.
Il semble dès lors logique de tenter de récupérer la chaleur sur le condenseur de la machine frigorifique.
En principe, trois opérations successives se passent dans le condenseur de la machine frigorifique :
Évolution des températures du fluide frigorigène
et du fluide de refroidissement.
Dans certains cas, on pourrait envisager de récupérer cette énergie pour chauffer de l’eau ou de l’air, au lieu de la gaspiller en pure perte :
Par exemple, voici ce qui peut être réalisé à partir du préparateur d’eau glacée ci-contre.
Le fonctionnement normal est de refroidir l’eau glacée à l’évaporateur (cooler). La chaleur contenue dans le fluide frigorigène évaporé est comprimée puis condensée dans un condenseur à air (fonctionnement classique d’une machine frigorifique).
Par contre, si un récupérateur de chaleur est placé, le réfrigérant passe d’abord dans un condenseur à eau (le récupérateur en question) pour donner la chaleur de désurchauffe, puis pour se condenser. Le liquide à haute pression passe au travers du détendeur avant de repasser à l’évaporateur. La chaleur excédentaire est rejetée via le condenseur à air.
La récupération de l’énergie du côté des condenseurs suppose évidemment des investissements supplémentaires par rapport à des machines classiques plus simples
Étant donné les spécificités inhérentes à chaque projet, le rapport entre l’investissement et les économies d’énergie doit faire l’objet de calculs adaptés, à demander aux auteurs de projet. Il faut en effet considérer ensemble la machine frigorifique et les appareils de production d’eau chaude sanitaire ou de chauffage.
Le bilan doit prendre en compte :
| Exemple d’application très intéressante
Le plus logique est de récupérer la chaleur sur le condenseur à air pour chauffer directement l’air d’un local. Ainsi, un supermarché Delhaize à Bruxelles évacue la chaleur du condenseur du groupe frigorifique (armoires de congélation) en créant un rideau d’air chaud à l’entrée du magasin. En été, la chaleur est déviée en toiture par un clapet. |
| Pour visualiser un exemple de schéma d’une installation avec stockage de glace et récupération de chaleur au condenseur. |
Dans le cas des ventilos-convecteurs à 4 tubes, si le réseau d’eau glacée fonctionne en hiver et en mi-saison, n’y a-t-il pas intérêt à récupérer la chaleur au niveau du condenseur de la machine frigorifique ?
Par exemple, ne pourrait-on pas imaginer que le chauffage apporté vers les locaux en façade Nord soit récupéré sur le condenseur de la machine frigorifique refroidissant le centre informatique du bâtiment ?
En pratique, il semble que ce soit difficile :
De plus, en hiver, il y a concurrence avec le procédé de free-chilling qui refroidit directement la boucle d’eau froide avec l’air extérieur. Plutôt que de récupérer au condenseur de la machine frigorifique, celle-ci est totalement arrêtée !
Enfin, il faudrait comparer ce système avec le système DRV (Débit de Réfrigérant Variable) qui dispose d’une version avec récupération d’énergie apte à réaliser ce type de transfert directement au niveau des locaux.
| Exemple
Ci-dessus, d’une part, un réservoir à glace a été adjoint à l’équipement frigorifique, permettant de stocker du froid la nuit au moment où l’électricité est moins chère, pour l’utiliser le jour par la fonte de la glace. D’autre part, en mi-saison, on récupère la chaleur au condenseur : à ce moment, la chaleur captée dans les locaux à refoidir est récupérée dans les locaux à réchauffer. L’installation est alors particulièrement économe puisque seule la consommation des compresseurs est à fournir. En plein été, la dissipation de chaleur se fait par un condenseur traditionnel (dit condenseur de rejet). En plein hiver, une chaudière d’appoint reste nécessaire pour vaincre la forte demande. |
L’idée est ici de profiter d’un besoin de chauffage d’un fluide à basse température (la température de l’eau de ville varie entre 5° en hiver et 15°C en été).
Mais le système ne fonctionnera bien que lorsque la puissance de récupération nécessaire est supérieure à la puissance fournie par le condenseur. Autrement dit, il faut que les besoins d’eau sanitaire soient très importants par rapport à la puissance de la machine frigorifique.
Ainsi, dans un immeuble de bureaux, les besoins d’eau chaude sanitaire sont faibles. La température de l’eau sera élevée dans le ballon (…60°C…). Si le condenseur est intégré dans le ballon d’eau chaude sanitaire, la machine frigorifique va travailler avec une pression de condensation élevée. La performance de la machine frigorifique va se dégrader. Si la pression de condensation s’élève encore, le pressostat HP (Haute Pression) de sécurité risque d’arrêter la machine… Un deuxième condenseur en série est alors nécessaire pour éliminer les calories. Le coût de l’installation paraît difficile à rentabiliser. D’ailleurs, faut-il encore de l’eau chaude dans les bureaux ?
Tout au contraire, dans un hôtel, dans un hôpital, dans des cuisines industrielles, des boucheries, … les besoins d’eau chaude sont élevés et une récupération de chaleur au condenseur se justifie tout à fait. Mais un ballon de préchauffage est propice au développement de la légionelle. Il faut donc s’assurer que l’eau séjournera durant un temps suffisamment long dans le dernier ballon : 60°C durant 30 minutes ou 70°C durant 4 minutes, par exemple (en cas de débit de pointe, de l’eau « contaminée » risque de traverser seulement le 2ème ballon).
Dans le système ci-contre, un simple échangeur thermique (placé en série et en amont du condenseur normal) est inséré au bas d’un ballon d’eau chaude. Par effet de cheminée, la chaleur sera donnée à la zone la plus froide du ballon puis communiquée à l’ensemble du réservoir.
On parle de condenseur-désurchauffeur parce que la désurchauffe des gaz provenant du compresseur aura lieu dans cet échangeur.
La réglementation impose le principe selon lequel il ne doit pas y avoir de contact possible entre le fluide frigorigène et l’eau potable. En cas de perforation de l’enveloppe du fluide, la détérioration éventuelle doit se manifester à l’extérieur du dispositif.
Dans l’échangeur ci-dessus, une double paroi de sécurité est prévue selon DIN 1988.
On peut également prévoir un système à double échange : deux échangeurs sont intégrés dans un même ballon (1). Le premier échangeur est celui du condenseur de la machine frigorifique, le deuxième est le serpentin de préchauffage de l’eau chaude sanitaire.
Dans ce ballon intermédiaire, il n’y a aucun risque de dépôt calcaire puisque l’eau n’est jamais renouvelée.
En cas de fuite de fluide frigorigène, la pression dans le ballon augmente et une alarme est déclenchée.
Un deuxième condenseur en série est nécessaire pour le cas où le besoin de chauffage de l’eau sanitaire serait insuffisant.
Le régulateur de température de départ de la boucle utilise l’appoint lorsque le niveau de température du ballon est insuffisant.
Un tel schéma (contrairement au précédent) risque cependant d’être propice au développement de la légionelle, puisque le ballon de récupération peut être à une température inférieure à 60°C durant un temps assez long. Il n’est pas à recommander si des douches sont présentes dans l’installation.
On trouvera de nombreux schémas techniques d’application dans l’excellent ouvrage Climatisation et Conditionnement d’air – Tome 2 – Production de chaud et de froid de J. Bouteloup.
Dans la programmation d’un bâtiment tertiaire, l’étude des flux privilégiés par rapport aux déplacements verticaux est primordiale. Une configuration courante du noyau de l’ascenseur qui répond bien aux exigences de fluidité de déplacement, de convivialité entre occupants, …, est une configuration centrale. Thermiquement parlant, cette configuration permet d’intégrer facilement la gaine d’ascenseur et ses annexes dans le volume protégé.
Configuration centrale.
Une autre configuration existe en conception nouvelle, notamment avec la venue des ascenseurs de type panoramique; le noyau d’ascenseur est décentré. Cette configuration est moins intéressante au niveau des flux des personnes et énergétiquement parlant. De plus, les surfaces déperditives sont plus importantes et nécessitent aussi une isolation (la surface à isoler est plus importante).
Configuration décentrée.
Le cas extrême est celui de l’ascenseur panoramique qui coupe la continuité du volume chauffé.
Ascenseur panoramique.
L’intégration dès le projet de conception d’une zone « chaude » est la solution idéale pour maîtriser les consommations énergétiques. Le fait de prévoir l’isolation des parois du pied et du sommet de la gaine (ou du local des machines si existant) permet au volume de l’ascenseur d’intégrer le volume protégé devenant ainsi une zone « chaude » à part entière.
Un grand nombre de techniques d’isolation existe.
Selon 
Suisse énergie l’isolation du pied de la gaine d’ascenseur permet de réduire les ponts thermiques et, par conséquent, les déperditions thermiques.
Source Suisse énergie.
| Pour en savoir plus sur les techniques d’isolation des murs et des planchers. |
Pour intégrer le volume ascenseur dans le volume protégé, il faut isoler, dans la mesure du possible, les murs et la toiture du cabanon.
| Pour en savoir plus sur les techniques d’isolation des murs et des planchers. |
Généralement, les toitures couvrant la salle des machines des ascenseurs sont des toitures plates.
| Pour en savoir plus sur les techniques d’amélioration de l’isolation des toitures plates. |
![Diminuer le niveau sonore [Ventilation]](https://energieplus-lesite.be/wp-content/uploads/2007/09/bene046-800x346.jpg "Diminuer le niveau sonore [Ventilation]")
| Après l’analyse de la situation sur le terrain, la logique à suivre est basée sur le type de bruit. |
Puisqu’il est produit par l’écoulement de l’air et les turbulences qui y sont liées, on peut envisager de réduire la source du bruit, par exemple en diminuant la vitesse du ventilateur, en améliorant l’écoulement dans les bouches, dans les coudes,…
À défaut, puisque ce bruit dispose d’un spectre développé surtout dans les hautes fréquences, il est possible d’absorber le bruit par des matériaux fibreux : silencieux, parois de gaines absorbantes,…
Puisque ce sont les vibrations des équipements qui sont transmises, la diminution de vitesse permettra également de réduire les vibrations. Certaines sociétés de maintenance peuvent enregistrer les vibrations émises à l’arbre d’un ventilateur et dire si un balourd serait responsable du bruit en cause.
À défaut, on cherchera à couper toute transmission du bruit par le placement d’un matériau résilient entre l’équipement et son environnement: plots antivibratiles, manchettes souples, plancher flottant,…
Idéalement, c’est la coupure du matériau qui empêchera le mieux la transmission du son.
À défaut, il faudra interrompre le matériau dur par un matériau plus souple (dit » matériau résilient « ).
De par la localisation des fonctions dans un immeuble, une grande part de l’isolement peut déjà se créer
Dans un bâtiment existant, le déplacement du local de traitement d’air est difficilement réalisable, mais certaines réorganisations internes d’activité sont possibles.
Mais un bâtiment vit, des parois se déplacent,… les critères acoustiques peuvent parfois rentrer en compte dans le choix de la nouvelle disposition des locaux ?
Si le son perturbateur est créé par du bruit aérien traversant une paroi, il est possible de doubler celle-ci.
Si la faute correspond à une insuffisance des éléments de construction, il est possible d’améliorer la situation jusqu’à 10 dB environ, à l’aide d’un panneau rapporté (plafond suspendu constitué de plâtre dépourvu de joint, panneaux de carton-plâtre rapportés devant les parois). Pour que le doublage, placé devant le mur, puisse faire son effet de cloison double, on privilégiera une fixation indépendante et des joints élastiques. À défaut, une fixation par colle. Au pire une fixation par clous,…
| Exemple.
Une paroi de séparation entre un local technique et un bureau était constituée d’un mur en briques modulaires de 17,5 cm enduit sur les deux faces. Son isolement acoustique initial (frein de la paroi au passage du son) était de R = 48 dB. Le doublage au moyen de panneaux de carton-plâtre avec supports en profilés métalliques (pose indépendante du mur) a permis d’améliorer l’isolement jusqu’à 56 dB.
|
Le placement d’une gaine permet l’absorption des bruits par les parois.
| Exemple.
Dans un home, les occupants se plaignaient de la transmission du bruit d’une salle de bain à l’autre. Les investigations montrèrent que chaque salle de bain était équipée d’un ventilateur relié par un tuyau flexible aboutissant dans une gaine commune. Cette liaison permettait le passage latéral des sons, amenant ainsi l’isolement entre salle de bain à 42 dB.
À la place d’un tuyau flexible courant entre le ventilateur et la gaine, on a installé un tuyau flexible amortisseur de bruit. Vu le peu d’espace disponible, on ne put obtenir une réduction que de 9 dB. La différence était cependant sensible… |
Le placement de silencieux permet d’absorber le bruit véhiculé par le réseau.
Les silencieux doivent encadrer la source sonore (généralement le ventilateur), tant du côté réseau que du côté prise d’air extérieur. Afin d’éviter que le bruit du local technique ne « rentre » dans la gaine après le silencieux, celui-ci sera placé à la sortie du local.
Notons que l’installation d’un silencieux peut être difficile à réaliser sur un réseau de gaines déjà entièrement monté. Les silencieux doivent être placés dans des longueurs rectilignes (trémies, faux-plafonds en gyproc) qui sont parfois devenues inaccessibles du fait de l’architecture intérieure du bâtiment. On ne pourra donc pas toujours équiper correctement une installation bruyante déjà existante.
Idéalement, on choisira un silencieux à large bande spectrale, à faible perte de charge et à production de bruit (provoqué par l’écoulement interne de l’air) aussi faible que possible.
| Règle de bonne pratique.
On dimensionnera le silencieux de telle sorte que la vitesse de l’air soit limitée à 10 m/s lors du passage entre les baffles acoustiques du silencieux. Si la section d’ouverture du silencieux est de …30 %… à …50 %…, cela induit que la vitesse faciale à l’entrée du silencieux devrait être de …3 m/s… à …5 m/s… environ. On est parfois tenté de placer des silencieux exagérément dimensionnés (donc plus onéreux), qui génèrent tout au long de leur vie des pertes de charge et donc une consommation supplémentaire du ventilateur… Une mesure du niveau sonore existant et une évaluation du niveau à atteindre permettra de dimensionner le silencieux de façon nettement plus précise. |
Piège à son pour tourelle d’extraction ou de pulsion.
Tourelles d’extraction équipées d’un silencieux.
Un conduit provoque toujours une atténuation du son qu’il transporte. Mais celle-ci doit parfois être renforcée par le placement d’absorbants sur les parois internes : généralement, il s’agit de panneaux de laine minérale.
On choisira des panneaux avec protection contre la désagrégation (pour éviter un détachement des fibres du matériau acoustique), par exemple des panneaux de fibres minérales enduits au néoprène, dont l’épaisseur ne doit pas dépasser 0,1 mm sans quoi le pouvoir d’absorption est diminué.
Ces panneaux ont pour avantage de créer simultanément une isolation thermique entre le fluide et les locaux traversés… mais ont pour désavantages d’augmenter les pertes de charge, de retenir les poussières et de favoriser le développement de milieux peu hygiéniques…
Dés lors, on limitera si possible le placement de ces panneaux absorbants au droit des changements de direction (coudes) : c’est là qu’il y a le plus de réflexions de l’onde acoustique sur les parois et que l’absorption sera donc la plus efficace.
Mieux, on introduira un silencieux acoustique.
Baffle acoustique.
On évitera l’isolation interne car il y a, malgré tout, un risque non négligeable de développement de germes dans les conduites; les panneaux isolants servant de substrat. Si vraiment le problème est insoluble, on placera une isolation externe classique.
Pour réduire la propagation des vibrations de certains appareils (compresseurs, ventilateurs,…) à la structure du bâtiment, on insère des supports élastiques antivibratiles.
Plot antivibratile.
L’ensemble « équipement-support » constitue un système « masse-ressort », soumis aux lois de la mécanique des vibrations, et disposant dès lors d’une fréquence propre.
Pour dimensionner correctement les plots antivibratiles, il faut connaître
Pour une bonne efficacité, la fréquence propre du système antivibratile doit être 3 à 4 fois inférieure à la fréquence excitatrice. Dans certains cas il sera nécessaire d’alourdir la dalle sur laquelle sont fixés les équipements afin « d’écraser davantage les ressorts » et de garantir ainsi un meilleur amortissement des vibrations.
| Exemple.
Un ventilateur tournant à une vitesse de rotation de 1 500 tours/minute provoque des vibrations de 25 Hz (puisque rotation de 25 tours/seconde). Les plots devront être calculés sur une fréquence propre de 6 à 8 Hz. |
En pratique, on rencontre
Ce dernier système de dalle flottante est assez difficile à réaliser puisqu’en aucun endroit il ne peut y avoir de contact (raccords de mur, écoulement de sols, tuyauteries, conduits, …). Devant la nécessité d’exercer un contrôle quasi permanent durant les travaux, on préfère parfois la technique des éléments antivibratiles…! Ou alors un contrôle de la qualité acoustique de la dalle est imposé à la fin des travaux.
Exemples de ponts phoniques par le tuyau d’écoulement et la plinthe.
En général, il sera fait appel à un spécialiste de cette question pour le dimensionnement correct des plots.
Des vibrations de ventilateurs ou de compresseurs peuvent également se transmettre au réseau de distribution. Pour l’éviter, il est utile de réaliser des raccordements souples entre les conduits (fluides, gaz, électricité…) et la machine qui vibre, afin d’éviter non seulement la transmission des vibrations, mais également le risque de rupture.
Il est également possible de suspendre élastiquement un conduit/une tuyauterie à un plafond.
On pense également au placement de manchettes de compensation de part et d’autre du caisson de ventilation.
Dans le cas d’une ventilation avec amenées d’air naturelles (grilles réglables), il faut veiller à limiter la transmission des bruits extérieurs. Plus le milieu extérieur est bruyant, plus il est important de veiller à ce que la grille ne soit pas un pont acoustique trop important entre l’extérieur et l’intérieur. L’isolement acoustique des bouches doit être adapté à l’isolement acoustique global de la façade.
Il existe pour cela des grilles intégrant un absorbeur acoustique.
Grilles isophoniques.
Mais il est généralement plus efficace d’insérer les prises d’air dans l’épaisseur de la maçonnerie car l’espace disponible permet une atténuation acoustique plus importante.
Prises d’air à insérer dans la maçonnerie avec isolation phonique.
Si l’isolement souhaité est encore plus important, on sera contraint d’adopter un système de ventilation « double flux« .
Remarquons que le CSTC, dans sa NIT n°192 propose une méthode approximative pour le calcul de la diminution de l’isolation aux bruits aériens due à la mise en œuvre de grilles de ventilation.
En pratique, on peut estimer qu’une isolation acoustique de 30 .. 34 dB(A) est nécessaire en milieu urbain.
À titre de comparaison, pour les riverains de l’aéroport de Bierset, on recommande une isolation acoustique des grilles de ventilation, de 44 dB(A).
La réglementation prévoit un débit d’air neuf hygiénique minimum.
Mais elle n’oblige pas à apporter de l’air neuf lorsque le bâtiment n’est pas occupé ! Elle n’oblige pas non plus à fournir le débit nominal (maximum) lorsque le bâtiment est partiellement occupé …
Ce principe fait d’ailleurs l’objet d’une réglementation en France : « la ventilation doit pouvoir être réduite de 50 % dans le cas d’une occupation discontinue et être coupée en cas d’inoccupation ».
Gérer la ventilation « à la demande », c’est doser précisément le débit d’air neuf en fonction des besoins réels de ventilation. Par exemple, dans une salle de réunion, la ventilation ne fonctionnera que lorsque des personnes sont effectivement présentes.
Cette gestion permet des économies
| Exemple de répartition des coûts énergétiques de la ventilation : cliquez ici ! |
Le principe appliqué dans les différents schémas de gestion possible, consiste à évaluer les besoins réels en ventilation grâce à un capteur (simple horloge, sonde de présence, sonde CO2, sonde COV , compteur de passage, sonde de température en cas de free cooling) et à adapter les débits d’air neuf en conséquence :
Gestion d’un système unizone simple flux.
Gestion d’un système multizone double flux.
Ainsi, l’organisation d’une gestion de la ventilation « à la demande » consiste à :
Lorsque les réseaux de ventilation alimentent des locaux ou des zones d’occupation fortement différents, il peut être utile de pratiquer un zonage du système de ventilation. Par exemple, on peut imaginer dans un immeuble de bureaux une séparation entre la ventilation de la salle de réunion et la ventilation des bureaux et des sanitaires. La gestion de la salle de réunion se ferait comme pour un système unizone, par exemple avec allumage et extinction par détection de présence. Tandis que la ventilation des bureaux et des sanitaires serait simplement raccordée sur une horloge.
L’Annexe C3 de la PEB impose l’usage d’une régulation pour éviter que le système ne fonctionne constamment dés que l’on est en présence d’une ventilation mécanique. Parallèlement elle interdit le recours aux systèmes de régulation suivants :
C’est un cas très fréquent dans les immeubles de bureaux : tous les bureaux sont occupés simultanément avec un taux d’occupation et un horaire fixe.
Dans ce cas, la solution la plus simple et la plus rentable est de simplement équiper les ventilateurs d’une horloge.
Exemples.
|
Ici, cela se complique. On se trouve dans une situation où plusieurs locaux à horaire d’occupation différents sont alimentés par un seul système de ventilation. On a donc un système multizone.
Si on veut gérer les apports d’air neuf bureau par bureau, on ne peut agir que sur l’ouverture des bouches de ventilation.
Si le système de ventilation choisi est un système simple flux, avec une extraction centralisée dans les sanitaires, une gestion local par local n’est actuellement pas possible. Des développements sont cependant en cours pour automatiser les amenées d’air naturelles.
Ne considérons donc que le cas d’un système double flux avec pulsion dans chaque bureau.
Le détecteur de présence par infrarouge semble le plus adéquat pour la gestion individuelle de multiples petits locaux, comme des bureaux, parce que son prix est faible, et qu’il peut influencer facilement le débit d’une bouche de pulsion par une action « Tout ou Rien ». On trouve sur le marché des bouches qui intègrent les détecteurs.
Bouche de pulsion avec détecteur de présence incorporé.
Il est possible de combiner les systèmes : un bouton poussoir pour l’enclenchement (démarche volontaire) et un détecteur de présence pour assurer le déclenchement après le départ des occupants (avec une temporisation de quelques minutes), … .
| La régulation de la ventilation du bâtiment PROBE du CSTC à Limelette en fonction de détecteurs de présence. |
Les salles de conférence sont souvent ventilées par un système unizone c’est-à-dire au moyen d’un groupe de ventilation indépendant par local.
On peut évidemment y adapter une gestion par horloge comme dans le cas précédent.
Cependant, lorsque l’horaire d’occupation est aléatoire et que le taux d’occupation est variable (une même salle peut être occupée par 20 ou 200 personnes), on peut envisager une gestion qui tient compte du nombre d’occupants.
Dans ce cas, la sonde CO2 est la plus fiable. Elle reflète mieux la présence effective de personnes dans un local puisqu’elle est directement proportionnelle à leur respiration. Mais elle est chère (minimum 750 €). Sa rentabilité n’est donc possible que pour la gestion d’un débit nécessaire important et relativement aléatoire.
Sonde COV et sonde CO2.
Dans certains cas particuliers, on pourrait éventuellement envisager l’utilisation d’une sonde COV, sensible aux odeurs les plus diverses. La sonde COV (Composés Organiques Volatiles), encore appelée sonde de qualité d’air, n’est pas trop chère (+/- 225 €). Elle semble cependant difficile à paramétrer au départ (quelle valeur de consigne faut-il lui donner?) et capricieuse dans le temps. Elle nécessite donc un étalonnage régulier et une bonne information de l’exploitant sur son principe de fonctionnement. La sonde devra être entretenue (nettoyage et étalonnage périodique). Si cette maintenance est peu probable, ou si l’ambiance se révèle être trop chargée en poussières, on préférera une régulation à deux vitesses basée sur le dépassement d’un seuil critique, plutôt qu’une régulation analogique réglée sur le signal 0-10 V de la sonde.
La comparaison des utilisations entre sonde COV et sonde CO2 apparaît clairement par l’expérience menée par le COSTIC en France :
Correspondance entre la mesure d’une sonde COV et la mesure d’une sonde CO2 dans un bureau de 32 m3, sans ventilation :
On observe très nettement la sensibilité de la sonde COV à la fumée de cigarette lors de la première phase. Par contre, la forte occupation de la phase 2 est mieux mise en évidence par la sonde CO2.
En conclusion, les sondes de qualité d’air, sensibles à la fumée de cigarette et aux composés organiques odorants, sont adaptées aux salles de réunion pour fumeurs, aux restaurants, … . Les sondes CO2, uniquement sensibles à la présence du dioxyde de carbone sont plus adaptées aux locaux dans lesquels la cause de la pollution est celle provoquée par l’occupation : salles de conférence, amphithéâtres, …
| La régulation de la ventilation d’une salle de conférence par sonde CO2. |
Le réglage du débit des ventilateurs a pour but de diminuer la consommation électrique parallèlement à la diminution de la consommation de chauffage. Il s’applique
Plusieurs modes de réglage permettent d’adapter le débit des ventilateurs (de pulsion et/ou d’extraction) en fonction de la grandeur de référence :
Tous ces modes de réglage n’entraînent pas la même économie électrique. Le by-pass (l’équivalent de la soupape différentielle utilisée en chauffage) peut même conduire à une augmentation de la consommation.
Il ressort de la comparaison des différents types de réglage que la solution la plus intéressante d’un point de vue énergétique est la variation de la vitesse du ventilateur, soit par paliers grâce à des moteurs à plusieurs vitesses, soit de façon continue au moyen d’un convertisseur de fréquence.
Gamme de convertisseurs de fréquence.
Cependant, lorsque les plages de réglage souhaitées sont assez réduites, les solutions de l’étranglement (plage de réglage maximum de 100 à 85 %) ou des aubages de prérotation (réglage de 100 à 70 %, uniquement pour les ventilateurs centrifuges à aubes recourbées vers l’arrière et les ventilateurs hélicoïdes) sont des solutions satisfaisantes.
Cette dernière solution, de moins en moins utilisée, peut cependant devenir plus intéressante que la variation de vitesse du ventilateur, pour les ventilateurs de très grosse puissance (40 .. 50 kW). En effet, un convertisseur de fréquence qui doit gérer une telle puissance est très coûteux.
Pour les ventilateurs hélicoïdes, la modification automatique de l’angle de calage des aubes conduit à une diminution de la consommation électrique presque équivalente à la variation de vitesse.
En ventilation multizone, deux situations peuvent se présenter : une distribution des locaux en série ou une distribution en parallèle.
Distribution de l’air en série,
en pulsion mécanique : tous les locaux ventilés se trouvent les uns derrière les autres.
Distribution de l’air en parallèle,
en pulsion mécanique :
plusieurs séries de locaux sont raccordés directement à la sortie du ventilateur.
Lorsque toutes les bouches sont raccordées en série, la solution qui entraîne la plus grande économie d’énergie est le choix d’un ventilateur à aubage arrière équipé d’une variation de vitesse avec maintien de pression en fin de circuit et présence d’éléments autoréglables au niveau des différentes bouches. L’économie électrique réalisable par la gestion est cependant difficilement chiffrable puisque l’on ne connaît pas le débit moyen, ni la hauteur manométrique sur lesquels travaillera le ventilateur. L’investissement à réaliser sera quant à lui souvent important étant entendu le coût actuel d’un convertisseur de fréquence.
L’alternative à cette solution est l’emploi d’un ventilateur à courbe plate, c’est-à-dire à aubage avant. L’économie électrique réalisée sera moindre :
En contrepartie, l’investissement à consentir sera nettement moindre.
Dans le cas d’une distribution de la ventilation en plusieurs branches, il faut comparer les solutions :
L’économie électrique réalisée grâce à la diminution des débits est identique pour les deux solutions puisqu’une pression constante devrait être maintenue à la sortie du ventilateur. Il faut donc comparer le gain de rendement que l’on peut obtenir en choisissant un ventilateur à aubage arrière avec le surcoût du convertisseur de fréquence, sur la durée de vie de l’installation.
| Choix d’un ventilateur. |
Pour estimer, dans votre situation, la rentabilité de la gestion de la ventilation (réduction de l’horaire journalier de ventilation, variation de vitesse des ventilateurs en fonction d’une sonde CO2, détection de présence dans chaque local) :
| Pour évaluer la consommation due à la ventilation, cliquez ici ! |
Voici, à titre d’exemple, comment peuvent être estimées les économies réalisables par une gestion de la ventilation à la demande et la rentabilité de tels projets.
L’évaluation exacte du coût énergétique de la ventilation est relativement complexe. Elle nécessite soit un programme de simulation numérique (lors de la conception), soit des mesures détaillées (bâtiment existant). Cette consommation dépend du climat, du type de système de ventilation et de gestion, de l’isolation du bâtiment, des gains internes, des gains solaires, …
L’économie réalisée provient d’une part de la diminution des consommations de chauffage de l’air neuf et d’autre part de la diminution de la consommation électrique du ventilateur.
Une formule simplifiée permet de donner une valeur approximative de la consommation de chauffage due à la ventilation :
où,
L’économie électrique réalisée grâce à la réduction du débit des ventilateurs est plus difficile à estimer. Tout au plus peut-on rechercher des ordres de grandeur réalistes : la consommation électrique d’un ventilateur peut être estimée suivant une règle de bonne pratique : la puissance électrique absorbée par une ventilation double flux dans ses conditions nominales de fonctionnement est de l’ordre de :
2 * 0,14 (installation performante : SFP1) à 0,35 W (installation médiocre : SFP3) par m³/h d’air transporté
En outre, les règles de similitudes des ventilateurs montrent que si on ne tient pas compte des pertes du système de réglage, la puissance absorbée par un ventilateur varie comme le cube de sa vitesse et donc comme le cube du débit.
Modification du point de fonctionnement et donc de la puissance absorbée par un ventilateur en fonction de sa vitesse (en passant de la vitesse n1 à n2).
Notons que lorsque la température extérieure est inférieure à la température ambiante, la consommation électrique des ventilateurs de pulsion est récupérée sous forme de chaleur dans l’air neuf et ne constitue donc plus une perte d’énergie. On remplace juste souvent un chauffage par combustible par un chauffage électrique.
Un ventilateur sanitaire extrait 1 000 m³/h, dans un immeuble de bureaux occupé de 8 à 18 h. Par rapport à un fonctionnement en continu, l’adaptation des horaires de ventilation à l’occupation permet d’économiser :
en électricité :
0,25 [W/(m³/h)] x 1 000 [m³/h] x 6 160 [h/an] = 1 540 [kWh/an]
où,
en chauffage :
0,34 [W/m³.K] x 1 000 [m³/h] x (16 [°C] – 5 [°C]) x 4 130 [h/an] / 0,7 / 1 000 = 22 066 [kWh/an] ou 2 200 litres de fuel ou m³ de gaz par an
où,
L’économie financière totale s’élève de 1614,8 [€/an] (à 0,622 €/ litre de fuel et 0,16 €/kWh en heures creuses).
L’investissement à consentir pour une horloge programmable est de l’ordre de quelques dizaines d’euros.
Un système de ventilation double flux alimente une salle de conférence de 200 places. Le débit d’air de ventilation est de 4 000 m³/h lorsque la salle est remplie.
La ventilation de la salle n’est assurée qu’en semaine (soit 50 h/semaine, pendant 32 semaines ou 1 600 h/an), alors qu’en fait, elle est occupée 4 jours par semaine pendant 10 h (de 8h30 à 18h30) par 100 personnes en moyenne.
Si on stoppe la ventilation durant la journée d’inoccupation (soit 320 h/an), on peut déjà économiser :
en électricité :
0,5 [W/(m³/h)] x 4 000 [m³/h] x 320 [h/an] = 640 [kWh/an]
où,
en chauffage :
0,34 [W/m³.K] x 4 000 [m³/h] x (20 [°C] – 8 [°C])
x 320 [h/an] / 0,7 / 1 000 = 7 460 [kWh/an] ou 746 [litres de fuel ou m³ de gaz]
où,
D’autre part, en période d’occupation (1 280 h/an), on peut réduire la vitesse et donc le débit du ventilateur en l’adaptant au taux réel d’occupation. Le débit moyen de ventilation deviendrait alors de l’ordre de 2 000 m³/h.
L’économie d’électricité est plus difficile à estimer. Puisque la puissance absorbée par un ventilateur varie comme le cube de la variation de sa vitesse donc de son débit, on peut grossièrement dire qu’au mieux, la consommation électrique va être divisée par 8 (= (4 000 / 2 000)³) :
consommation d’origine (en occupation) :
0,5 [W/m³/h] x 4 000 [m³/h] x 1 280 [h/an] = 2 560 [kWh/an]
consommation avec régulation de vitesse :
2 560 / 8 / 0,8 = 400 [kWh/an]
économie d’électricité :
2 160 [kWh/an]
où,
En réduisant le débit d’air neuf de 4 000 m³/h à 2 000 m³/h, l’économie de chauffage durant la saison de chauffe (960 h/an) est estimée à
0,34 [W/m³.K] x 2 000 [m³/h] x (20 [°C] – 8 [°C]) x 960 [h/an] / 0,7 / 1 000 = 11 191 [kWh/an]
Si on veut être plus précis, il faut déduire de cette économie, l’économie d’électricité déjà réalisée sur le ventilateur de pulsion, de l’ordre de 1 400 kWh (soit environ 2/3 de l’économie électrique totale).
| Récapitulatif : économie réalisable par une gestion de la vitesse des ventilateurs en fonction d’une sonde CO2 | |||
| [kWh/an] | [€/an] (0,16 €/kWh élec, 0,0622 €/kWhth ou 0,622 €/litre fuel) |
||
| Coupure de la ventilation en période d’inoccupation (320 h/an) | Électricité | 640 | 102,4 |
| Chauffage | 7 460 – 400 = 7 060 | 439,1 | |
| Réduction de la vitesse du ventilateur en période d’occupation | Électricité | 2 160 | 337,0 |
| Chauffage | 11 191 – 1 400 = 9 791 | 648,2 | |
| Économie totale | 19 851 | 1526,7 | |
L’économie totale varie en fonction de la qualité de départ de l’installation. Cette économie sera par ailleurs probablement encore réduite car le rendement du ventilateur risque aussi de varier légèrement lorsque l’on réduit sa vitesse.
L’investissement nécessaire à la gestion de cette salle de séminaire consiste en une sonde CO2 commandant un convertisseur de fréquence agissant sur le moteur des deux ventilateurs d’extraction et de pulsion. Le coût estimé d’une telle installation est de l’ordre de 3000 €, soit un temps de retour de l’ordre de 2 ans.
Si on envisage la régulation avec variation de fréquence dès la conception de l’installation, le surcoût de l’installation régulée par rapport à l’installation fonctionnant en continu sera nettement moindre que cette somme. En effet, lorsque l’on équipe directement un ventilateur d’un convertisseur de fréquence, certains équipements deviennent superflus comme par exemple : les entraînements par courroies, le démarreur étoile-triangle nécessaire à la limitation du courant de démarrage et les clapets de régulation de pression.
Les coûts des deux installations risquent même d’être presque semblables.
En fonction du type de situation rencontrée, on peut envisager certaines variantes à ce projet. Lorsque le système de ventilation supporte également le chauffage et/ou le refroidissement, on peut envisager que la sonde agisse automatiquement sur le volet d’air neuf, réglant selon les besoins la répartition entre air neuf et air recyclé. En parallèle, la vitesse du ventilateur d’extraction s’adapte automatiquement à l’ouverture des volets. C’est entre autres ce mode de régulation que l’on peut rencontrer dans les piscines, la grandeur représentative utilisée étant l’humidité relative.
La régulation de vitesse peut aussi se faire par palier lorsque le moteur existant est un moteur à plusieurs vitesses.
Un immeuble de 20 bureaux individuels est ventilé par un système double flux (pulsion dans chacun des bureaux et extraction sanitaire). Quel est l’intérêt de choisir des bouches de pulsion avec détecteur de présence intégré ?
L’installation envisagée comprend pour chaque local une bouche de pulsion commandée en tout ou rien en fonction d’un détecteur de présence et un manchon autoréglable garantissant la constance des débits dans les locaux occupés, ce malgré la fermeture de certaines bouches dans le réseau. Le ventilateur choisi est un ventilateur à courbe caractéristique plate qui permet le maintien d’une pression constante au départ du circuit (on ne tient donc pas compte du coût d’un éventuel convertisseur de fréquence).
Le coût d’une bouche de pulsion avec détection de présence est de l’ordre de 150 €. On peut estimer le nombre minimum d’heures de coupure par bureau individuel nécessaire pour rentabiliser la régulation en un temps de retour inférieur à 5 ans.
L’économie annuelle doit être au minimum de 150 €/ 5 ans = 30 €/an.
> économie d’électricité :
0,5 [W/(m³/h)] x 30 [m³/h] x nb heures / 1 000 x 0,16 [€/kWh]
où,
Réduction de débit et de puissance (rectangle vert) d’un ventilateur à courbe caractéristique plate, lorsque qu’une bouche de pulsion du réseau se ferme.
Économie en chauffage :
0,34 [W/m³.K] x 30 [m³/h] x (20 [°C] – 8 [°C])
x NB heures / 0,7 / 1 000 x 0,0622 [€/kWh]
où,
Il en résulte (en négligeant la récupération de la consommation du ventilateur de pulsion sous forme de chaleur) :
Économie totale = Economie en chauffage + Economie électrique = NB heures x (0,24 [c€/h] + 1,09 [c€/h])
Nombre d’heures d’inoccupation du bureau = NB heures = 30 [€/an] / 0,0133 [c€/h] = 2 256 [heures/an]
Si on imagine qu’en complément de la détection de présence par bureau, le ventilateur est mis à l’arrêt lorsque toutes les bouches sont fermées (la nuit et les week-ends), pour éviter que celui ne tourne dans son jus, le temps maximum de fonctionnement de l’installation de ventilation est estimé à 2 500 heures par an (250 journées de 10 h). L’investissement peut donc être facilement rentabilisé dans le temps prévu (5 ans), rien qu’en coupant la ventilation le weekend, la rentabilité est déjà atteinte !
La gestion de la ventilation à la demande (c’est-à-dire par sonde de qualité d’air ou détection de présence) ne peut se justifier que
Dans les autres cas, il faut se contenter de systèmes très simples comme la simple horloge sur l’extraction.
Le contrôle le plus simple se fait via un compteur d’heures de marche du ventilateur ou un compteur d’heures de marche couplé avec un compteur du nombre d’enclenchements.
En faisant de temps en temps des relevés par pointage, à des intervalles courts, on voit très bien si le nombre d’heures et d’enclenchements est raisonnable ou non et si une amélioration de la gestion ne se justifie pas.
La ventilation intensive d’été, souvent appelée « free cooling » consiste à refroidir un bâtiment par ventilation en utilisant l’énergie gratuite de l’air extérieur lorsque celui-ci présente une température inférieure à la température intérieure :
Selon le moment de la journée, on parle de free cooling de jour ou de nuit :
On distingue une ventilation intensive naturelle ou mécanique, selon que le mouvement d’air soit généré par des forces naturelles (poussée d’Archimède ou force du vent) ou par un ventilateur.
Il faut également distinguer le débit d’air neuf hygiénique, du débit d’air de rafraîchissement d’un local :
Grille d’apport d’air hygiénique naturel … ou réseau d’air pulsé.
| Exemple simple.
En été, il est possible d’insérer des grilles dans le châssis existant. Le soir, l’occupant ouvre sa fenêtre donnant sur la grille.
Difficulté : il ne faudrait pas retrouver un local trop refroidi le lendemain… d’où parfois le souhait d’automatiser ces ouvertures. |
On parlera de ventilation intensive naturelle si l’on valorise un « moteur naturel » pour le déplacement d’air :
En façade Sud, l’effet de tirage thermique des cheminées est renforcé
par des blocs de verre chauffés au soleil.
L’ouverture des grilles de ventilation peut être manuelle …
Vue intérieure et extérieure.
…ou motorisée.
Ouvertures dans les locaux et en sous toiture.
L’air se déplace principalement grâce aux pressions
et dépressions exercées sur les façades par le vent.
Ici, à côté de chaque fenêtre du couloir, un panneau de bois peut être ouvert pour créer une circulation d’air transversale (vues intérieures et extérieures du bâtiment).
Le taux de renouvellement d’air obtenu en ventilation transversale varie de 7 à 23 [vol/h].
| Ouvertures minimum nécessaires à la ventilation naturelle intensive en % de la surface au sol des locaux | ||
|---|---|---|
| Selon la NBN D50-001 pour les locaux d’hébergement (notion de ventilation intensive) |
selon les résultats du projet de recherche NatVent | |
| Ventilation par des ouvertures sur une seule façade | 6,4 % | 4 % |
| Ventilation par des ouvertures sur des façades opposées | 3,2 % | 2 % |
On peut montrer également que la ventilation transversale sous-entend une largeur de rue suffisamment élevée. En pratique, il est souhaitable que le rapport hauteur du bâtiment/largeur de la rue soit inférieur à 0,65. À défaut, le vent « passe au-dessus des toits » et ne met pas en surpression la façade contre le vent et en dépression la façade sous le vent. Seuls quelques tourbillons sont ressentis dans la rue (« skimming flow »). Le moteur du déplacement d’air devient alors trop faible.
Bien sûr, tout dépend de la vitesse du vent. Ainsi, un vent de 4m/s en station météo, va générer un vent de 2m/s au faîte des toits en site urbain. Dans ce cas, on peut avoir un ratio hauteur sur largeur de 1,5. Mais il s’agit là du vent moyen au centre du pays. Donc dans 50% du temps, si le rapport hauteur sur largeur est de 1,5, le transfert d’air sera insuffisant.
On pourrait montrer également que l’orientation du bâtiment influence l’efficacité de ce système. En effet, les vents dominants étant du Sud-Ouest dans nos Régions, l’axe de la rue ne devra pas être SO-NE, car alors les vents seraient parallèles aux façades…
L’air chaud migrant vers l’extérieur en partie haute des ouvertures
et l’air frais pénétrant en partie basse (débits d’air limités par cette méthode).
Ouverture des fenêtres en partie inférieure et supérieure, pour favoriser une circulation d’air dans le local (les colorations jaunes et oranges ne sont dues qu’au reflet des stores du bâtiment en face…).
Pratiquer un free cooling naturel de nuit implique la création d’ouvertures d’amenée d’air naturelle de taille importante. Il faut, par exemple, dans le cas de la ventilation transversale d’un bureau de 20 m², une ouverture de 0,4 m² (exemple : 63 x 63 cm).
De telles ouvertures ne peuvent augmenter les risques d’effraction du bâtiment ou de pénétration de pluie.
Il existe sur le marché des systèmes répondant à ce critère :
| Calcul de la surface d’ouverture « A » d’un châssis oscillant | |
 |
A = A1 A2 / A1 + A2 A1 = B x H A2 = D x (H + B) |
Grilles de ventilation nocturne intensive.
| Le bâtiment « PROBE du CSTC à Limette : une ventilation intensive de nuit permet d’y limiter la température intérieure de la plupart des bureaux en dessous de limites de confort d’été. |
Exemple, centre administratif de l’entreprise Powergen, fenêtres automatiques pour l’extraction de l’air en partie supérieure de l’atrium.
Exemple, Queen’s building de l’Université De Monfort, fenêtres automatiques pour l’extraction de l’air en toiture.
Exemple, Queen’s building de l’Université De Monfort, cheminées d’extraction d’air de ventilation.
Exemple, bâtiment environnemental du BRE, cheminées d’extraction d’air de ventilation : la paroi en briques de verre favorise le réchauffement de l’air à extraire, et améliore le tirage.
Le free cooling nocturne naturel nécessite des ouvertures vers l’extérieur importantes (de 2 à 4 % de la surface au sol des locaux), ouvertures qui peuvent augmenter les risques d’intrusion dans le bâtiment de personnes, d’insectes, de poussières ou de pluie.
La circulation naturelle d’un volume d’air important au travers du bâtiment doit tenir compte des prescriptions de sécurité en matière d’incendie, notamment, le compartimentage qui veut que les différents étages soient séparés par des parois résistantes au feu en cas d’incendie.
L’efficacité du free cooling nocturne est limitée. Des simulations réalisées dans le cadre du projet de recherche NatVent ont permis d’évaluer l’efficacité à attendre :
| Exemple.
Voici un organigramme permettant de visualiser les conditions nécessaires à l’efficacité du free cooling nocturne (source : projet de recherche Natvent). Les paramètres intervenants sont : les charges internes en [W/m² de plancher], la présence de protections solaires, la masse des matériaux en [kg/m² de paroi] et la taille des ouvertures.
Par exemple, pour un local orienté au Sud, ayant des charges internes de 20 W/m², possédant des protections solaires extérieures, ayant une inertie thermique moyenne et un système de gestion des ouvertures automatique, un free cooling nocturne donnera des résultats avec des ouvertures sur 1 façade ayant une surface égale à 3% de la surface du plancher. |
On en déduit les conditions de réussite :
Fenêtre à ouverture automatique
développée dans le cadre du projet NatVent.
Il est cependant possible de trouver des solutions répondant à l’ensemble de ces contraintes. La preuve ci-dessous.
Il existe déjà en Belgique, des exemples de bâtiments qui intègrent, de façon simple, le free cooling comme le bâtiment PROBE du CSTC, le bâtiment de la firme RENSON à Waregem, les bâtiments « Keppekouter » à Alost (l’étude de ces deux derniers exemples peut être consultée dans le projet NatVent). Ces bâtiments ne font cependant pas l’objet d’une automatisation (les grilles sont posées et ouvertes manuellement), ce qui lie les performances du système à la motivation des occupants, mais donne cependant des résultats probants.
Mais il existe également des bâtiments qui automatisent la gestion du free cooling.
| Exemple.
Le bâtiment IVEG (Intercommunale anversoise) est en Belgique un exemple très intéressant de cette philosophie (tirage par cheminée). Le coût d’investissement total du chauffage, de la ventilation mécanique et de tous les aménagements constructifs pour la ventilation naturelle a été de 200 €/m², ce qui correspond à un conditionnement d’air de qualité. La consommation totale est inférieure à 120 kWh/m², surtout grâce à une très faible consommation électrique, ce qui correspond à la moitié de la consommation type d’un bâtiment similaire. Les « fenêtres » (en réalité des ouvrants donnant accès à des grilles disposées en façade) s’ouvrent automatiquement la nuit en fonction du besoin de refroidissement des locaux. Par précaution, un système de refroidissement sur l’air de ventilation a été mis en place, mais il n’a jamais été utilisé ! |
Le bâtiment SD-Worx à Kortrijk est également très performant.
Il existe aussi des exemples de bâtiments étrangers, notamment en Angleterre, dans lesquels les concepteurs ont tenté d’optimaliser la gestion « naturelle » du confort thermique et de la consommation d’été. Vous pouvez consulter ces trois exemples :
| Le bâtiment environnemental du « BRE ». | |
| Le centre administratif de Powergen. | |
| Le « Queen’s Building » de l’Université De Monfort. |
Chacun de ces bâtiments est une réalisation unique, qui a fait l’objet d’une étude particulière. Ils ont le mérite de montrer que le problème de la surchauffe peut être maîtrisé sans climatisation, moyennant une conception appropriée du bâtiment
Et pourtant, seule, elle ne peut agir correctement et doit donc être associée à une régulation plus complète
Voici quelques schémas qui permettent de comprendre l’utilité et le principe de cette dernière. Ceux-ci sont purement illustratifs et ne doivent pas être considérés comme des situations universelles, chaque bâtiment pouvant faire l’objet d’une étude particulière.
Le fonctionnement des installations de chauffage est représenté par des schémas de principe. Les différents symboles utilisés sont repris ci-contre.
Partons d’une situation de grand froid hivernal…
La chaudière est dimensionnée pour vaincre les températures les plus froides en hiver, soit généralement – 10°C.
Une eau à 90°C alimente le radiateur qui émet une chaleur maximale pour vaincre les déperditions (les pertes de chaleur du local vers l’extérieur).
En mi-saison, la température extérieure est plus douce; l’apport de chaleur doit être adapté.
Pour alimenter le radiateur avec de l’eau à température « mitigée » (70°), on réalise un mélange entre l’eau chaude qui arrive de la chaudière (90°) et l’eau tiède qui sort du radiateur (50°).
C’est le rôle de la vanne, appelée « vanne trois vannes mélangeuse », placée entre l’aller et le retour de l’installation. Son principe de fonctionnement est basé sur la rotation d’un secteur entre les 3 voies d’eau :
Problème : la température extérieure varie en permanence. Comment dès lors adapter la température de l’eau des radiateurs aux besoins ?
Un régulateur va relever la température existante dans le local, va comparer celle-ci à la température de consigne, et en fonction de l’écart existant, ouvrira ou fermera la vanne trois voies mélangeuse.
On choisira un local témoin, fidèle des besoins en température des autres locaux.
Ici, tous les locaux superposés seront régulés en fonction de la température demandée dans le local témoin au rez-de-chaussée.
On réalisera deux circuits indépendants, régulés de façon autonome, chacun disposant de son local témoin.
On constate qu’il a fallu créer une boucle « primaire », alimentée par la chaudière, nourricière des différents départs de circuits, dits « secondaires ». Chaque circuit greffé sur la boucle primaire est indépendant des autres dans son fonctionnement.
Hydrauliquement, il n’est pas possible de créer des circuits distincts.
Par exemple dans une école : au premier étage, c’est le réfectoire, au deuxième, c’est une classe et au troisième c’est la bibliothèque !
Des horaires et des températures de consigne bien différents ! Impossible de créer un local « témoin ».
On va dès lors se fier sur la seule variable que l’on connaît et qui est commune à tous le bâtiment : la température extérieure. Plus il fait froid dehors, plus la température de l’eau dans les radiateurs doit être chaude. On parle de « régulation en température glissante » en fonction de la température extérieure.
La loi appliquée est appelée « la courbe de chauffe« .
Si la température extérieure est de 3°C, on demandera au circuit une alimentation par de l’eau à 70°C.
Le schéma devient :
La température d’alimentation est donc identique pour tous les radiateurs du circuit. Or les besoins de chaque pièce sont différents … Que faire ? en plaçant des vannes thermostatiques sur chaque radiateur, on va adapter le débit d’eau chaude cette fois, en fonction des besoins.
En effet, une vanne thermostatique est un régulateur à elle toute seule.
Si elle est réglée sur 3, cela veut dire que l’on demande 20°C dans la pièce (approximativement : 1 = 16°C, 2 = 18°C, 3 = 20°C, 4 = 22°C, 5 = 24°C , mais cette correspondance varie selon les marques).
S’il fait 19°C dans le local, la vanne sera ouverte, le pointeur intérieur laissant passer un maximum de débit.
S’il fait 21°C, la vanne sera fermée, le pointeur bloquant le débit d’alimentation du radiateur.
| Exemple.
Dans une école, application à la classe du 2ème étage : 7h30 : il fait 17° dans la classe, le radiateur est alimenté au débit maximum avec l’eau préparée à 55°. 8h15 : il fait 20°, les cours commencent. 9h00 : la chaleur dissipée par les 20 élèves représente 2 000 Watts soit l’équivalent d’un gros radiateur. La température atteint 21°, la vanne thermostatique se ferme. Pendant ce temps au 3ème étage, la bibliothèque reste chauffée par le radiateur dont la vanne thermostatique reste ouverte. Simplement, vers midi, la température extérieure étant remontée à 10°, l’eau de chauffage est réglée à 43° via la courbe de chauffe du régulateur. |
On constate deux niveaux de régulation :
A problème mixte, solution mixte : on associera les possibilités des solutions 2 et 3.
La chaudière prépare de l’eau chaude à haute température. Deux sondes extérieures, l’une au Nord, l’autre au Sud, permettront le réglage des températures au départ des deux circuits :
Mieux, la sonde au Sud sera complétée par une sonde d’ensoleillement qui « trompera » le régulateur : par exemple, s’il fait + 5° et qu’il y a plein soleil, la sonde dira au régulateur qu’il fait + 12° ! « Trompée », la vanne mélangeuse enverra de l’eau moins chaude au circuit Sud.
De plus, des vannes thermostatiques placées dans chaque local corrigeront la température, si nécessaire (si des occupants ou des ordinateurs fournissent de la chaleur, par exemple).
La vanne thermostatique ne constitue donc que le dernier maillon correcteur d’un ensemble d’équipements de régulation cherchant à apporter la chaleur au bon endroit, au bon moment, avec le bon niveau de température.
Régulateur numérique et régulateur analogique.
Pour appliquer ces différents principes, il existe deux types de régulateurs sur le marché : des régulateurs analogiques (traditionnels) et des régulateurs numériques (encore appelée régulation digitale ou DDC, Direct Digital Control).
Toutes deux sont basées sur du matériel électronique. Mais la régulation analogique traite un signal électrique alors que la régulation numérique traite des signaux numériques, comme un ordinateur.
Prenons un exemple : il existe un écart entre la demande d’une consigne (20°) et la mesure de la sonde de température (19°). Les deux valeurs sont introduites dans un comparateur électronique et l’écart en ressort sous forme d’un signal électrique. Il sera amplifié, limité par une valeur haute ou basse, puis envoyé vers le moteur de la vanne trois voies pour augmenter son degré d’ouverture. Un schéma de câblage bien précis correspondra à ce dispositif de régulation.
Le même problème, version numérique, entraînerait l’existence d’un bus de communication où toutes les sondes (input) seraient raccordées mais aussi la commande du moteur de la vanne trois voies (output). Toutes les 30 secondes les informations des inputs sont relevées et envoyées vers le régulateur. Le microprocesseur de celui-ci renferme un programme de calcul qui établit le mode de réponse en fonction d’une loi mathématique donnée et renvoie vers le bus un message d’ouverture adressé à la vanne trois voies. Dans cette vision « communicante » de la régulation, régulateur de chaudière et régulateur de vannes trois voies se parlent et synchronisent leurs actions.
Le prix, diraient les mauvaises langues, fatigués de devoir toujours installer un matériel plus sophistiqué, plus performant bien sûr mais plus cher à l’achat et à l’exploitation, toute réparation devant se faire à l’extérieur. La situation est similaire à celle de l’informatique, toujours plus performante également : pourrait-on refuser cette évolution ?
Il est certain qu’avec une installation digitale, une modification de programmation est toujours possible sans modifier le câblage : ajouter une sonde de présence pour réguler l’installation en fonction de la présence effective des occupants, c’est simplement insérer sur le bus un nouvel input et modifier la programmation pour en tenir compte. Tout est possible puisqu’il s’agit de modifier la logique du programme. Il suffit de voir tous les paramètres accessibles sur un régulateur digital pour se rendre compte de ses possibilités (jusqu’à la limitation de la vitesse de remonte lors de la relance pour éviter les bruits de dilatation des tuyauteries, ou commutation automatique de l’heure d’été à l’heure d’hiver !) en régulation analogique, le circuit est figé une fois pour toutes par le câblage et le mode de programmation est unique pour le régulateur sélectionné.
| Exemple.
en numérique, par exemple, des régulateurs complémentaires peuvent être installés pour améliorer la gestion d’une zone (disposant de son propre circuit). Par exemple, dans une école, un nouveau régulateur, communiquant avec les autres, peut se placer dans l’aile des primaires. La directrice pourra modifier la consigne de +/- 4°, sélectionner le type de fonctionnement (automatique, continu jour, continu arrêt), relancer le chauffage pour 2 ou 4 heures, le temps d’organiser la réunion de parents du soir. |
| Exemple : régulation analogique
On reconnaît :
Cette régulation paraît très adéquate aux besoins et très économique puisque deux vannes mélangeuses ont pu être évitées. Deux améliorations possibles : un thermostat dans les locaux administratifs pour surveiller tout risque de gel (entre Noël et Nouvel An !), ainsi que le choix de circulateurs à vitesse variable sur les départs des circuits secondaires équipés de vannes thermostatiques. |
| Exemple : régulation numérique
Voici un deuxième exemple qui montre l’évolution de la régulation allant vers la mise en place d’un bus de communication où circulent les informations :
La régulation ne peut être comprise que par la description de la programmation du régulateur faite par le constructeur (reprise ci-dessous). Cette programmation peut être adaptée à la carte suivant les attentes du client. Régulation Cascade chaudières La production d’eau chaude est assurée par mise en cascade de 3 chaudières à deux allures. Cette mise en et hors service des allures de chauffe se réalise en séquence temporisable et en fonction des températures de départ/retour collecteur primaire et température extérieure et demande réelle des consommateurs secondaires(ECS, radiateurs, groupes de pulsion, … ). Chaque chaudière est équipée d’origine de ses organes de sécurités et de commandes. Un contrôleur de débit placé dans le départ de chaque chaudière empêchera son fonctionnement si l’irrigation n’est pas suffisante. Un pressostat manque d’eau vérifiera la présence suffisante d’eau dans l’installation et sera placé sur le collecteur primaire général. Ces points seront contrôlés par la régulation DDC , de même qu’un défaut de fonctionnement brûleur par chaudière. La pompe primaire est une pompe jumelée qui sera commandée par la régulation DDC qui en assurera également la permutation automatique. Régulation Circuit ECS La production d’eau chaude sanitaire est produite par charge de ballons d’eau chaude au moyen d’eau chaude venant du collecteur primaire et au travers d’un échangeur à plaques piloté par une vanne à 3 voies et d’un circulateur. La température de l’eau chaude au secondaire de l’échangeur est mesurée par une sonde à plongeur avec doigt de gant en inox. En fonction de celle-ci, la régulation DDC agit sur le fonctionnement de la vanne à 3 voies motorisée primaire et du circulateur associé. La demande d’eau chaude sanitaire est prioritaire sur le fonctionnement de la cascade des chaudières et est régie par un programme horaire au sein du régulateur DDC. Régulation Circuits Radiateurs 1 à 6 : Les radiateurs sont alimentés en eau chaude à partir de 6 circuits depuis le collecteur primaire. Chaque circuit est équipé dune vanne à 3 voies motorisée et d’un circulateur commandés par le régulateur DDC. Ce dernier reçoit les informations dune sonde extérieure et d’une sonde à plongeur placée sur le départ du circuit. Les radiateurs sont équipés de vannes thermostatiques et ne comportent donc pas de régulation secondaire liée au régulateur DDC. Les sondes de température extérieure seront au nombre de 4 afin de couvrir l’orientation des zones desservies. Cependant, chaque circuit sera réglé de manière indépendante (régime horaire, courbe de chauffe). Régulation Circuit Aérothermes – salles de sports et réfectoire : Les aérothermes des salles de sports et réfectoire (ARl/AR2/AR3) sont alimentés en eau chaude en direct à partir du collecteur primaire. Une pompe placée sur le départ du circuit permet d’acheminer l’eau chaude vers les aérothermes. Une sonde de température ambiante par zone permet, via la régulation DDC, la mise en et hors service des ventilateurs des aérothermes et ce de manière individuelle. |
GTC ? … pour Gestion Technique Centralisée.
On parle aussi de « télégestion ».
La régulation de l’installation de chaque installation de chauffage repose sur les régulateurs locaux qui travaillent en autonomie et possèdent toute l’intelligence nécessaire à la conduite de l’installation. Par exemple, ce sont bien les régulateurs qui modifient la température de l’eau de chauffage en fonction de la température extérieure, qui commandent l’arrêt des circulateurs à partir d’une certaine température extérieure ou encore qui gèrent le ralenti nocturne par optimisation, ….
Les régulateurs doivent être des régulateurs « digitaux » (DDC). Tout au long de leur fonctionnement, ils stockent des informations provenant des différents équipements (températures ambiantes, températures extérieures, …). Si leur mémoire est insuffisante (régulateurs moins récents), elle sera transférée vers un ordinateur qui capitalisera ainsi les différentes données.
Notons que les régulateurs DDC peuvent aussi être interconnectés entre eux par bus, communiquer directement et s’échanger des données utiles à leur fonctionnement. Ils sont paramétrables indépendamment de la GTC, au moyen de leur boitier de dialogue propre (qui diffère d’une marque à l’autre). Leur réglage peut évidemment aussi être modifié via la gestion centrale, mais une panne de cette dernière ne doit pas perturber le bon fonctionnement des équipements.
Un superviseur exploite les données des différentes mémoires (via modem, bus de communication ou ligne téléphonique fixe) et communique de façon conviviale avec l’utilisateur. Celui-ci peut ainsi visualiser à distance les différents paramètres de fonctionnement de l’installation, les modifier, relevé des alarmes, … . Il est également possible d’établir des historiques de fonctionnement (courbe de température d’eau, de température ambiante, …), ce qui permet de repérer très rapidement un dysfonctionnement de l’installation (par exemple un mauvais fonctionnement d’un optimiseur, la détérioration d’une sonde, une mise en dérogation oubliée, …).
| Exemple d’écrans de dialogue d’une GTC.
Menu d’accueil : vue en plan du site.
Fonctionnement des chaudières.
Fonctionnement des circuits secondaires.
Suivi des consommations. |
En résumé, il existe deux types de systèmes de GTC :
| Exemple de configuration d’une GTC utilisant des « standards » de communication.
Il est possible de raccorder ensemble :
Cela demande l’utilisation d’interface de communication et une programmation au niveau d’un système de supervision pour rendre l’ensemble compatible. Il y a encore peu de temps, cela semblait encore relativement ardu à mettre en œuvre, mais une standardisation semble petit à petit se développer via les standards « BACnet » ou « OPC ».
Schéma d’intégration de différents protocoles de communication au sein d’un système de gestion complet du bâtiment. |
La norme NBN EN 12831 : 2003 (Systèmes de chauffage dans les bâtiments – méthode de calcul des déperditions calorifiques de base) permet tant de calculer les déperditions calorifiques d’un bâtiment (dimensionnement des systèmes de chauffage) que d’un local (dimensionnement des corps de chauffe).
La méthode de calcul est assez complexe.
En résumé, sur base de la détermination :
le calcul détermine chacune des grandeurs suivantes :
À ces déperditions de base (W), la méthode de calcul ajoute une surpuissance de relance lorsque le bâtiment est soumis à l’intermittence (coupure du chauffage de nuit).
La norme NBN B 62 – 003 est une norme qui date de 1986. Elle est totalement remplacée par la norme NBN EN 12831 : 2003.
De cette norme, on a principalement repris les températures extérieures de base qui sont propres au climat belge.
Les installations de chauffage sont dimensionnées pour fournir un confort adéquat lorsque les conditions atmosphériques extrêmes. Ces dernières sont symbolisées dans la norme par la température extérieure de base. Il s’agit de « températures extérieures moyennes journalières qui, en moyenne, ne sont dépassées vers le bas que pendant un seul jour par an ». Elles sont données dans la norme en fonction de chaque commune de Belgique et doivent donc servir de référence pour le dimensionnement.
Températures extérieures minimales de base, en Wallonie.
Les températures internes de base sont fonction de l’activité menée dans les différents locaux repris ci-dessous.
| Type de bâtiment ou d’espace | θint,i °C |
|---|---|
| Bureau individuel Bureau paysager Salle de réunion Auditorium Cafétéria/Restaurant Salle de classe Crèche Magasin Résidentiel Salle de bainÉglise Musée/Galerie |
21 21 21 21 21 21 21 16 21 2415 16 |
Le taux de renouvellement d’air est le nombre de renouvellements en volume/heure du bâtiment lorsqu’il est mis en surpression de 50 Pa. Cette valeur est déterminée, par exemple, lors d’un test de « blower door »).
| Construction | Taux de renouvellement d’air pour le bâtiment entier, n50 h-1 |
||
| Degré d’étanchéité à l’air de l’enveloppe du bâtiment (qualité des joints de fenêtre) |
|||
| Élevé (joints des fenêtres et portes de haute qualité) |
Moyen (fenêtres à double vitrage, joints normaux) |
Bas (fenêtres à simple vitrage, pas de joints) |
|
| Maisons individuelles | < 4 | 4 – 10 | > 10 |
| Autres logements ou bâtiments | < 2 | 2 – 5 | > 5 |
La surpuissance de relance dépend de plusieurs facteurs :
| Temps de relance | frh W/m² |
||||||||
| Chute prévue de la température intérieure lors du ralenti | |||||||||
| 2K | 3K | 4K | |||||||
| Inertie du bâtiment | Inertie du bâtiment | Inertie du bâtiment | |||||||
| faible | moyenne | forte | faible | moyenne | forte | faible | moyenne | forte | |
| 1
2 3 4 |
18
9 6 4 |
23
16 13 11 |
25
22 18 16 |
27
18 11 6 |
30
20 16 13 |
27
23 18 16 |
36
22 18 11 |
27
24 18 16 |
31
25 18 16 |
En outre, lorsque le volume chauffé n’est par directement en contact avec l’extérieur, la norme propose de calculer une température équivalente dans le local adjacent à celui-ci. Ce calcul est quelque peu fastidieux. Il en va de même pour le calcul de la température du sol. Dès lors, on peut simplifier la démarche en utilisant les ordres de grandeur suivants :
Estimation des températures équivalentes dans les locaux non chauffés :
En rouge : surface de déperdition et température de consigne choisie dans le volume chauffé.
En bleu : température à considérer du côté « extérieur » de la surface déperditive.
|
Calculs |
Pour estimer les déperditions de votre bâtiment et pour estimer la puissance de votre chaudière. Evitez d’utiliser ces outils comme des « boîtes noires », ces résultats sont intéressant à confronter au dimensionnement exact effectué par l’auteur de projet. Pour utiliser ce programme, il est nécessaire de connaître le coefficient de transmission thermique (kj ou Uj) des différentes parois extérieures du bâtiment. En première approximation, une liste de parois types est reprise dans le programme de calcul.
|
|
Calculs |
Pour les murs et les toitures, le coefficient de transmission thermique (kj ou Uj) peut être calculé précisément. |
Les niveaux d’éclairement repris dans le tableau ci-dessous correspondent à des minima recommandés par le Codex Alimentarius (Directives internationales recommandés pour la pratique – CAC/RCP1 – 1969 – rev. 1 1979 – pt 4.4.6. – Éclairage).
| Local | Éclairement (lux) |
|
Réception |
250 à 500 |
|
Stockage |
125 à 250 |
|
Préparations froides / Préparations chaudes |
500 à 600 |
|
Boucherie |
500 à 600 |
|
Pâtisserie |
500 à 600 |
|
Légumerie |
500 à 600 |
|
Laverie |
250 à 500 |
|
Bureau du chef |
250 à 500 |
|
Local des déchets |
60 à 125 |
|
Distribution |
250 à 500 |
La chaleur latente de solidification de l’eau est de 335 kJ/kg. Alors que la chaleur sensible est de 4,18 kJ/kg.K. Il est donc possible de stocker 80 fois plus d’énergie dans un kg d’eau qui passe de 0,5° à -0,5°C que de 4° à 3°C.
De plus, la température de l’eau de réchauffement reste plus ou moins constante durant toute la phase du dégel de la glace.
Au moment du stockage, un fluide réfrigérant (fluide frigorigène ou eau glycolée) circule dans les tuyauteries. La température du fluide avoisine les -5°C. L’eau glacée, en contact direct avec ces tubes, va former un enrobage de glace.
L’uniformité de la formation de la glace et de sa fusion est parfois renforcée par l’agitation de l’eau via la diffusion de bulles d’air.
Il existe des bacs isolés préfabriqués pour ce type d’usage. Les tubes peuvent être en acier (noir, galvanisé ou inoxydable) ou en plastique.
On ne prévoit pas une épaisseur de glace trop importante dans la mesure où il faut une température de réfrigérant de plus en plus basse au fur et à mesure que la glace se forme. En effet, la glace constitue une couche isolante qui ralentit la formation de glace supplémentaire. Par ailleurs, une trop faible couche de glace augmenterait le nombre de tubes et donc le coût d’investissement. En général, on admet des épaisseurs de glace jusqu’à 35 mm. Le cycle de charge est arrêté lorsque l’épaisseur de glace prévue est atteinte; ce sont des capteurs mesurant la conductivité électrique à différentes distances des tubes qui déterminent ce moment.
Autre solution : si le réservoir est ouvert, on profite parfois du fait que l’eau augmente de volume lors de son passage en glace (+ 9 %). Un simple capteur de niveau d’eau peut informer le régulateur du niveau de prise en glace.
Si c’est le réfrigérant (R22, NH3, …) qui est véhiculé dans la batterie, celle-ci constitue l’évaporateur de la machine frigorifique et on parle de « système à détente directe ».
Solution 1 : systèmes à fonte externe
Au moment du déstockage, l’eau va faire fondre la glace par contact extérieur direct : c’est le principe de la fonte externe. Les puissances de fonte sont donc élevées. La température de l’eau glacée est +/- constante.
Solution 2 : systèmes à fonte interne
Dans le cas du principe de la fonte interne, le glycol utilisé pour la fabrication de la glace est également utilisé pour faire fondre la glace. Cette « solution chaude » de glycol (température positive) passe dans le faisceau de tubes pour faire fondre, de l’intérieur vers l’extérieur, la glace qui se trouve autour du faisceau de tubes.
La fonte créera toujours une fine couche d’eau isolante entre la surface des tubes et la glace restante, ce qui réduit la transmission de chaleur. En outre, la transmission de chaleur a lieu par la petite surface d’échange interne du faisceau de tubes. C’est la raison pour laquelle ce principe de fonte n’est utilisé que pour des applications de climatisation où les puissances de fonte ne sont pas extrêmement élevées et où les températures de fonte nécessaires sont relativement élevées (12/6°C).
Pour des applications industrielles dont les puissances de fonte sont très élevées et les températures d’eau sont très basses (1°C), le faisceau de tubes du bac de glace à fonte interne devrait être tellement grand que cela ne serait pas réalisable d’un point de vue économique. On choisit dans ce cas plutôt le système à fonte externe.
Réservoir + nodules :
Il s’agit d’une cuve fermée, sous pression ou non, remplie d’eau glycolée et de nodules. Ces nodules sont des grosses billes de 8 à 10 cm de diamètres (il existe également des nodules à facettes).
Elles contiennent de l’eau + un eutectique pour les températures négatives ou des sels hydratés pour les températures positives. L’ensemble, encore appelé « matériau à changement de phase » est sélectionné pour l’importance de la chaleur latente liée à la solidification/fusion. L’enveloppe des nodules est réalisée en polyéthylène (PE).
Entre les nodules circule de l’eau glycolée.
Phase de stockage : la température de l’eau est inférieure à la température de changement de phase des sels contenus dans les nodules, ceux-ci cristallisent.
Phase de déstockage : la température de l’eau est supérieure, les sels des nodules fondent.
Le transfert thermique a donc toujours lieu par l’extérieur.
Les nodules de qualité contiennent des germes de cristallisation pour éviter le phénomène de surfusion, ainsi qu’une protection contre les pics de cristallisation qui pourraient déchirer l’enveloppe.
Pour comprendre le fonctionnement du stockage en parallèle avec l’installation frigorifique, on peut accéder aux schémas d’installation :
NBN EN 60335-2-64:1995 R6X 12 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les machines de cuisine électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN C 73-335-06/Al:1994 R6C 9 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (1e éd.)
NBN C 73-335-06/A2:1995 R6X 2 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (1e éd.)
NBN C 73-335-06/A3.-1995 R6X 8 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (1e éd.)
NBN C 73-335-06/A4:1996 R6X 1 R65
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (1e éd.)
NBN C 73-335-06/A5:1996 R6X 2 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (1e éd.)
NBN C 73-335-06:1992 R6C 16 R48
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les réchauds, les fours et appareils analogues à usage domestique (norme européenne EN 60335-2-6 : 1990) (2e éd.)
NBN C 73-335-31/Al:1994 R6C 9 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les hottes de cuisine (1e éd.)
NBN C 73-335-31/A2:1996 R6X 1 R65
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les hottes de cuisine (1 e éd.)
NBN C 73-335-31:1991 R6c 6 R39
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Règles particulières pour les hottes de cuisine (norme européenne EN 60335-2-31 : 1990) (2e éd.)
NBN C 73-335-48:1993 R6C 1 2 R48
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les grils et grille-pain électriques à usage collectif (norme européenne EN 60335-2-48 : 1990) (1e éd.)
NBN C 73-335-48/Al:1994 R6C 7 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les grils et grille-pain électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN C 73-335-49:1993 R60 12 R48
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les armoires chauffantes électriques destinées à la restauration collective (norme européenne EN 60335-2-49 : 1990) (1e éd.)
NBN C 73-335-49/Al:1994 R6C 5 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les armoires chauffantes électriques destinées à la restauration collective (1 a éd.)
NBN C 73-335-50:1993 R6C 1 0 R48
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour bains-marie électriques à usage collectif (norme européenne EN 60335-2-50 : 1991) (1e éd.)
NBN C 73-335-50/Al:1994 R6C 7 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour bains-marie électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN C 73-802:1986 H20 9 H69
Appareils électrodomestiques et analogues et leurs accessoires – Méthodes à utiliser pour mesurer la consommation d’énergie des fours électriques à usage domestique et la porter à la connaissance des consommateurs (2e éd.)
NBN D 04-001:1981 H1X 27 H51
Appareils de cuisson domestiques utilisant des combustibles gazeux (norme européenne EN 30 – 1979) (1 e éd.)
NBN D 04-001/A2:1981 Hix 5 H51
Appareils de cuisson domestiques utilisant des combustibles gazeux (norme européenne EN 30- 1979) (1e éd.)
NBN D 04-001/A3:1986 Hix 3 H68
Appareils de cuisson domestiques utilisant des combustibles gazeux (norme européenne EN 30 – 1979) (1 e éd.)
NBN D 04-002:1992 H1X 1 5 H89
Tuyaux flexibles à embouts mécaniques pour le raccordement d’appareils à usage domestique alimentés en gaz combustible plus léger que l’air, distribué par canalisations sous une pression maximale de 200 mbar (2e éd.)
NBN EN 203-1:1992 R5X 25 R48
Appareils de cuisine professionnelle utilisant les combustibles gazeux – Partie 1 : Règles générales de sécurité (avec erratum) (1e éd.)
NBN EN 203-1/Al:1995 R6X 23 R62
Appareils de cuisine professionnelle utilisant les combustibles gazeux – Partie 1 : Règles générales de sécurité (1e éd.)
NBN EN 203-2:1995 R6X 1 4 R59
Appareils de cuisine professionnelle utilisant les combustibles gazeux – Partie 2 : Utilisation rationnelle de l’énergie (1e éd.)
NBN EN 437:1994 R6X 1 7 R55
Gaz d’essais – Pressions d’essais – Catégories d’appareils (1 e éd.) GAS
NBN EN 437/Al:1997 R6X 11 R71
Gaz d’essais – Pressions d’essais – Catégories d’appareils (1e éd.) GAS
NBN EN 484:1997 R6X 22 R74
Spécifications pour les appareils fonctionnant exclusivement aux gaz de pétrole liquéfiés – Tables de cuisson indépendantes, équipées ou non d’un grilloir, utilisées en plein air (1e éd.)
NBN EN 497:1997 R6X 21 R74
Spécifications pour les appareils fonctionnant exclusivement aux gaz de pétrole liquéfiés – Brûleurs à usages multiples, avec supports intégrés, utilisés en plein air (1e éd.)
NBN EN 498:1997 R6X 21 R74
Spécifications pour les appareils fonctionnant exclusivement aux gaz de pétrole liquéfiés – Barbecues utilisés en plein air (1 e éd.)
NBN HD 1003:1992 R6X 11 R42
Echauffement au contact de la façade des appareils de cuisson domestiques utilisant les combustibles gazeux (1e éd.)
NBN EN 60335-2-9:1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues – Partie 2 Règles particulières pour les grille-pain, les grils, les cocottes et appareils analogues (5e éd.)
NBN EN 60335-2-12.-1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 Règles particulières pour les chauffe-plats et appareils analogues (2e éd.)
NBN EN 60335-2-13:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les friteuses, les poêles à frire et appareils analogues (6e éd.)
NBN EN 60335-2-15:1997 R6X 12 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les appareils de chauffage des liquides (4e éd.)
NBN EN 60335-2-25:1997 R6X 12 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie : Règles particulières pour les fours à micro-ondes (4e éd.)
NBN EN 60335-2-36/Al:1997 R6X 2 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les fours, les tables de cuisson et les foyers de cuisson électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN EN 60335-2-36:1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les cuisinières, les fours, les tables de cuisson et les foyers de cuisson électriques à usage collectif (2e éd.)
NBN EN 60335-2-37/Al:1997 R6X 2 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les friteuses électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN EN 60335-2-37:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les friteuses électriques à usage collectif (2e éd.)
NBN EN 60335-2-38/Al:1997 R6x 2 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les plaques à griller électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN EN 60335-2-38:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les plaques à griller électriques à usage collectif (2e éd.)
NBN EN 60335-2-39/Al:1997 R6X 1 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les sauteuses électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN EN 60335-2-39:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les sauteuses électriques à usage collectif (2e éd.)
NBN EN 60335-2-42/Al:1997 R6X 2 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues – Partie 2 : Règles particulières pour les fours électriques à convection forcée, les cuiseurs à vapeur électriques et les fours combinés vapeur-convection électriques à usage collectif (1 e éd.)
NBN EN 60335-2-42:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les fours électriques à convection forcée, les cuiseurs à vapeur électriques et les fours combinés vapeur-convection électriques à usage collectif (2e éd.)
NBN EN 60705:1996 R6X 13 R63
Méthodes de mesure de l’aptitude à la fonction des fours micro-ondes à usages domestiques et analogues (1e éd.)
NBN EN 61270-1:1997 R6X 13 R72
Condensateurs pour les fours à micro-ondes – Partie 1 Généralités (1e éd.)
NBN EN 61309:1996 R6X 13 R63
Friteuses à usage domestique – Méthodes de mesure de l’aptitude à la fonction (1e éd.)
NBN EN 153:1995 R6X 9 R62
Méthodes de mesure de la consommation d’énergie électrique et des caractéristiques associées, des réfrigérateurs, conservateurs et congélateurs à usage ménager et leurs combinaisons (2e éd.)
NBN EN ISO 5155:1996 R6X 26 R65
Appareils de réfrigération à usage ménager – Conservateurs de denrées congelées et congélateurs – Caractéristiques et méthodes d’essai (ISO 5155:1995) (1e éd.)
NBN EN ISO 7371:1996 R6X 22 R65
Appareils de réfrigération ménagers – Réfrigérateurs ménagers avec ou sans compartiment basse température Caractéristiques et méthodes d’essai (ISO 7371:1995) (1e éd.)
NBN EN 28187:1992 R6X 21 R42
Réfrigérateurs à usage ménager – Réfrigérateurs-congélateurs – Caractéristiques et méthodes d’essai (ISO 8187) (1e éd.)
NBN EN ISO 8561:1996 R6X 29 R65
Appareils de réfrigération ménagers à air pulsé Réfrigérateurs, réfrigérateurs-congélateurs, conservateurs de denrées congelées et congélateurs à air pulsé intérieur Caractéristiques et méthodes d’essai (ISO 8561:1995) (1e éd.)
NBN EN 28960:1993 R6X 5 R52
Réfrigérateurs, conservateurs et congélateurs à usage ménager et analogue – Mesure de l’émission du bruit aérien (ISO 8960 : 1991) (1e éd.)
NBN EN 60335-2-24/Al:1996 R6X 3 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les réfrigérateurs, les congélateurs et les fabriques de glace (1e éd.)
NBN EN 60335-2-24/A2-1997 R6X 2 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les réfrigérateurs, les congélateurs et les fabriques de glace (1e éd.)
NBN EN 60335-2-24.1995 R6X 12 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les réfrigérateurs, les congélateurs et les fabriques de glace (3e éd.)
NBN EN 50084:1994 R6X 18 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Prescriptions pour le raccordement des machines à laver le linge, des lave-vaisselle et des sèche-linge au réseau d’eau d’alimentation (2e éd.)
NBN EN 60335-2-5:1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 Règles particulières pour les lave-vaisselle (4e éd.)
NBN EN 60335-2-58:1995 R6X 12 R61
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 Règles particulières pour les lave-vaisselle électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN C 73-335-14/Al:1991 R6C 3 R39
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues – Règles particulières pour les machines de cuisine électriques (1 e éd.)
NBN C 73-335-14/A2:1993 R6C 7 R48
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues – Règles particulières pour les machines de cuisine électriques (1 e éd.)
NBN C 73-335-14/A3:1994 R6C 3 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les machines électriques de cuisine (1e éd.)
NBN C 73-335-14/A4:1995 R6X 2 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les machines électriques de cuisine (1e éd.)
NBN C 73-335-14/A5:1996 R6X 5 R65
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les machines électriques de cuisine (1e éd.)
NBN EN 60335-2-9:1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues -Partie 2 Règles particulières pour les grille-pain, les grils, les cocottes et appareils analogues (5e éd.)
NBN EN 60335-2-12:1996 R6X 13 R63
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 Règles particulières pour les chauffe-plats et appareils analogues (2e éd.)
NBN EN 60335-2-13:1996 R6X 13 R64
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les friteuses, les poêles à frire et appareils analogues (6e éd.)
NBN EN 60335-2-14:1997 R6X 13 R71
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les machines de cuisine (4e éd.)
NBN EN 60335-2-16:1997 R6X 12 R73
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les broyeurs de déchets (3e éd.)
NBN EN 60335-2-57:1994 R6C 10 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les sorbetières avec moto-compresseurs incorporés (1e éd.)
NBN EN 60335-2-74:1997 R6X 13 R72
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Partie 2 : Règles particulières pour les thermoplongeurs mobiles (2e éd.)
NBN EN 60619:1995 R6X 4 R60
Appareils électriques pour la préparation de la nourriture – Méthodes de mesure (1e éd.)
NBN EN 60619/Al:1996 R6X 1 R63
Appareils électriques pour la préparation de la nourriture – Méthodes de mesure de l’aptitude à la fonction (1e éd.)
NBN C 73-335-47:1991 R6C 3 R39
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Règles particulières pour les marmites électriques à usage collectif (norme européenne EN 60335-2-47 – 1990) (1e éd.)
NBN C 73-335-47/A2:1994 R6X 5 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les marmites électriques à usage collectif (1e éd.)
NBN C 73-335-47/A3:1994 R6X 7 R56
Sécurité des appareils électrodomestiques et analogues Deuxième partie : Règles particulières pour les marmites électriques à usage collectif (1e éd.)
Les différentes règlementations ont peu à peu interdit l’utilisation des fluides frigorigènes de type CFC et HCFC (même recyclés).
Le passage vers un HFC (hydrofluorocarbures) peut être assez coûteux et implique généralement un changement de certains composants de l’installation (compresseur et détendeur notamment), ainsi qu’un changement de toute l’huile contenue dans l’installation. On recommande donc de faire appel à une société spécialisée qui réalisera une étude précise en fonction de l’installation en présence. Il faudra tenir compte d’une potentielle diminution de puissance frigorifique (et donc du rendement de l’installation) lors de cette étude de faisabilité. On veillera aussi à anticiper les renforcements réglementaires. La réglementation européenne (dite F-gaz) prévoit en effet un retrait progressif des HFC du marché. On aura donc tout intérêt à utiliser un fluide qui ne sera pas trop rapidement retiré du marché !
L’ancien fluide sera récupéré et ensuite détruit ou recyclé, par une société habilitée qui délivrera une attestation.
L’alternative au remplacement du fluide est la réalisation d’une nouvelle installation directement conçue pour des fluides frigorigènes naturels ou à faible pouvoir de réchauffement global (PRG ou Global Warming Potentiel en anglais (GWP)).
« Mon supérieur hiérarchique accepte de me rencontrer sur mon projet URE, mais chez nous, les décisions sont politiques. On fait ce qui est « visible » et on oublie le reste, le long terme. Comment me faire entendre quand même ? »
« Toute profession s’estime dans son cœur
Traite les autres d’ignorantes
Les qualifie d’impertinentes
Et semblables discours qui ne vous coûtent rien »
La Fontaine
Si les décisions sont « politiques », il faut préparer des arguments politiques au projet défendu par le responsable énergie.
Convaincre, c’est s’appuyer sur ce qui est vrai pour l’interlocuteur, afin de lui présenter un projet dans un langage qui lui convient.
Quelques conseils pour rendre un message plus persuasif
Il est parfois plus efficace de convaincre un « conseilleur » plutôt qu’un décideur. Ce dernier entérine d’ailleurs souvent des propositions qui lui sont faites par ses conseillers.
« On doit faire les choses en dépit du bon sens. On remplace le brûleur sur une chaudière qui perce ! Comment m’y prendre pour avoir de meilleures informations et pour que les décideurs écoutent mon avis ? »
Dans ce cas, il est primordial de multiplier les relations formelles et informelles surtout avec les décideurs et avec les opérateurs.
Par « décideurs », il faut entendre autant ceux qui signent les décisions que ceux qui influencent les premiers et/ou ceux qui sont en contact avec eux.
En ce qui concerne les opérateurs, il est important de s’intéresser sincèrement à ce qu’ils font, à leurs difficultés, à leurs visions des problèmes :
parce qu’ils sont directement en lien avec la réalité pratique, les informations qu’ils détiennent sont souvent intéressantes.
« Mon supérieur, il n’est pas vraiment hostile. Il est plutôt indifférent. Pour lui, si les gens ne se plaignent pas, c’est que tout va bien. Je voudrais pourtant le convaincre qu’il y a des choses à faire pour économiser l’énergie. »
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Le convaincre, c’est difficile. Par contre, vos projets auront plus de chances de passer s’il y a une plainte ou si vous êtes soutenu par quelques personnes qui font savoir soit l’intérêt de votre travail, soit la nécessité de votre intervention.Tenter d’avoir de bonnes relations avec les collaborateurs et les utilisateurs pour avoir au moins le soutien du groupe est toujours utile. Multiplier les relations avec les personnes qui sont directement touchées par le travail et informer ces personnes des projets et des résultats obtenus peut se révéler fort utile aussi. C’est la capacité du responsable énergie à continuer à élaborer des projets et à les suivre qui va lui permettre d’atteindre ses objectifs et pas le fait qu’il compte sur une motivation venant d’un supérieur hiérarchique. |
Les principaux insectes parasites dont les larves attaquent le bois de construction dans nos régions sont :
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Capricorne adulte. |
Larve du capricorne. |
Charpentes, huisseries, solives, lambourdes, planchers.
Coupe dans le bois attaqué par le capricorne.
Fine, généralement claire, fortement tassée.
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Lyctus adulte. |
Larve du Lyctus. |
Parquets, lambourdes, escaliers, menuiseries, meubles.
Uniquement dans les essences feuillues comme le chêne, le châtaignier, le frêne, l’érable, le cerisier, …, et les bois tropicaux, en général assez récemment mis en œuvre.
Bois attaqué par le Lyctus.
Farine impalpable.
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Petite vrillette adulte. |
Larve de petite vrillette. |
Vieux meubles, menuiseries, planchers, escaliers, vieux parquets.
Dans les bois de toutes les essences, surtout s’ils sont vieux et secs.
Bois attaqué par la petite vrillette.
Assez grossière, non tassée dans les galeries.
Grosse vrillette adulte.
Charpentes, planchers, bois de gros œuvre ayant au préalable souffert d’attaque de champignons.
Dans les bois de toutes les essences
Assez grossière, non tassée dans les galeries.
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En général…… on choisit, de préférence, un remplissage intégral de la coulisse du murs creux par de l’isolant car :
Des défauts d’exécution sont très fréquents lors d’un remplissage partiel de la coulisse.
Des déchets de mortier tombés dans l’espace laissé vide encombrent la lame d’air entre le parement et l’isolant.
Les panneaux isolants ne sont pas placés contre le mur intérieur (en remplissage partiel) : ce qui engendre des pertes de chaleur par convection autour des panneaux.
Les panneaux d’angle ne sont pas superposés.
Un placement correct de l’isolation en remplissage partiel veille essentiellement à assurer une jonction parfaite entre les panneaux isolants ainsi qu’entre les panneaux et le mur porteur. En outre la lame d’air doit être propre et dégagée de tous déchets.
La KUL a effectué des mesures de coefficients de transmission thermique moyens réels sur des murs creux où la mise en œuvre de l’isolant a été soignée et sur les mêmes murs creux où la mise en œuvre a été exécutée sans soin particulier; et ce, pour des murs creux isolés avec remplissage partiel et intégral.
En voici les résultats :
| Uthéorique (W/m²xK) | Upratique (W/m²xK) | |
| Pas d’isolant dans le mur creux | 1,34 | 1,35 |
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Remplissage partiel du creux |
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| Pose correcte de l’isolant. | 0,42 à 0,49 | 0,54 à 0,61 |
| Pose déficiente de l’isolant. | 0,42 à 0,49 | 0,99 |
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Remplissage intégral du creux |
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| Pose correcte de l’isolant. | 0,27 à 0,32 | 0,39 à 0,44 |
| Pas de soin particulier apporté à la mise en œuvre de l’isolant. | 0,27 à 0,32 | 0,39 à 0,44 |
Les mesures montrent qu’une mise en œuvre de l’isolant réalisée avec soin apporte finalement peu de diminution du coefficient de transmission thermique dans le cas d’un remplissage intégral. Ceci s’explique par le fait que le remplissage intégral du creux d’un mur souffre moins des erreurs de pose que le remplissage partiel.
Le remplissage intégral de la coulisse permet de profiter au maximum de la largeur de celle-ci pour isoler; un vide d’air est moins bénéfique qu’un supplément d’isolant au niveau de la résistance thermique du mur.
En effet, en cas de remplissage partiel, la lame d’air entre la paroi extérieure et le matériau d’isolation doit avoir une épaisseur minimale de 3 cm.
Une lame d’air de cette épaisseur a une résistance thermique maximale de 0,35 [m²xK/W] (cas d’une couche d’air verticale, une des faces latérales a une émissivité diminuée, la lame d’air est non ventilée) (Annexe A de la NBN EN ISO 6946).
Si l’on remplit cet espace de laine minérale (isolant le plus couramment utilisé dans le cas d’un remplissage intégral) cette dernière va augmenter la résistance thermique de la paroi de R = d/λ = 0,03/0,04 = 0,75 [m²xK/W], ce qui est nettement supérieur à la résistance thermique apportée par l’épaisseur de lame d’air supplémentaire.
Remarque.
Le coût d’un isolant un peu plus épais risque d’être plus élevé, mais est insignifiant vis-à-vis de l’augmentation de coût d’exécution dû à une mise en œuvre plus difficile d’un remplissage partiel.
Dans certains cas…Le remplissage partiel (parfaitement exécuté) est choisi lorsque le vide ventilé est recommandé; seul ce remplissage permet la présence d’un vide ventilé.
> Un vide ventilé est nécessaire dans les deux cas suivants :
Par « façades très exposées aux pluies battantes », il faut entendre celles des bâtiments :
Dans le cas d’un mur de parement recouvert, sur sa face extérieure, d’une couche faiblement perméable à la vapeur d’eau (peinture, briques émaillées, …), un séchage effectif ne peut s’effectuer que par sa face intérieure et, pour le favoriser, il est nécessaire de ventiler le creux.
En effet, une couche d’émail ou de peinture a deux effets sur le comportement hydrique du mur :
Ce comportement se présente aussi lorsque le parement lui-même est étanche à la vapeur : pierre naturelle, briques émaillées, tôle métallique, … et le vide ventilé est, dans ce cas également, fortement conseillé.
Dans tous les autres cas, bien qu’elle ne constitue pas un défaut, la ventilation du mur creux ne présente aucun avantage; on choisit donc une coulisse non ventilée avec remplissage intégral.
En effet, dans le cas d’un remplissage partiel (avec isolation correctement posée), le coefficient de transmission thermique du mur augmente légèrement (4,7 % avec un vent de 26 m/sec – résultat calculé sur base de modèles mathématiques) lorsque le vide est ventilé; on a donc tout intérêt à choisir un remplissage intégral.
Remarque.
Beaucoup d’idées reçues circulent à propos de la ventilation des murs creux. Celles-ci plaident en sa faveur mais sont sans fondement !
Le texte ci-dessous est très largement inspiré de l’article « Faut-il remplir intégralement d’isolant le creux de mur extérieur ? » paru dans le magasine Je vais construire n°148 de février 1992.
| Une idée reçue…
La ventilation du creux du mur permet d’éviter les infiltrations d’eau vers l’intérieur du bâtiment. |
En réalité… En cas de fortes pluies prolongées, le mur de parement finit par laisser passer l’eau. La coulisse a alors pour fonction d’empêcher le transfert de cette eau vers le mur intérieur. Elle remplit la fonction de rupture capillaire, de chambre de décompression et de canal d’évacuation (elle interrompt le passage de l’eau au travers des matériaux, elle évite que l’eau qui a pu traverser la paroi extérieure ne soit projetée par le vent sur la paroi intérieure et permet à cette eau de s’écouler sur la face interne du parement). Ces fonctions peuvent aussi bien être remplies par un vide (c’est le cas en remplissage partiel) que par un isolant non capillaire (c’est le cas de la laine minérale en remplissage intégral). La ventilation du vide ne joue donc aucun rôle déterminant à cet égard. Les seuls problèmes rencontrés au niveau du passage de l’eau de pluie résultent soit d’erreurs d’exécution (déchets de mortier coincés entre les murs extérieurs et intérieurs, pose déficiente des membranes d’étanchéité, crochets non inclinés vers l’extérieur (remplissage intégral) ou sans casse-gouttes (remplissage partiel), soit d’un défaut d’étanchéité à l’air du mur intérieur. |
| Une autre idée reçue…
La ventilation du creux du mur empêche toute condensation interne. |
En réalité…
La condensation interne est de si faible importance dans le cas d’un mur creux qu’elle ne mérite pas d’être évoquée. La ventilation ou non de la coulisse n’a donc aucune influence sur le phénomène. |
| Une autre idée reçue…
La ventilation du creux du mur accélère le séchage du mur de parement et permet de la sorte d’éviter tout dégât par le gel de la maçonnerie.
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En réalité…
Un mur de parement complètement trempé s’assèche en deux phases
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| Une dernière idée reçue…
La ventilation du creux du mur évite la condensation superficielle et la moisissure à l’intérieur du bâtiment. |
En réalité…
Les problèmes de condensation superficielle dans un bâtiment résultent généralement d’une combinaison négative de 4 facteurs :
La discussion de l’utilité d’une ventilation du creux de mur dans le cadre des problèmes de condensation superficielle ne concerne évidemment que le 1er facteur (la qualité thermique de l’enveloppe du bâtiment). La chance de réduire ces ennuis par la ventilation du creux de mur serait effective si l’on parvenait de la sorte à réduire la valeur du coefficient U et à effacer l’effet des ponts thermiques. Vouloir écarter le problème des moisissures en ventilant le creux de mur est donc un non-sens. |
L’eau étant un très bon conducteur de chaleur, il faut éviter que l’isolant ne s’humidifie. Un bon isolant thermique est donc étanche à l’eau ou hydrophobe et non capillaire, c.-à-d.. qu’il ne peut ni s’humidifier dans la masse, ni transférer l’eau qui aurait traversé la maçonnerie de parement.
L’étanchéité à l’air du mur creux étant assurée par un enduit, la perméabilité à l’air de l’isolant est une propriété de moindre importance. De même, la condensation interne ne posant pas de problème dans un mur creux, la perméabilité à la vapeur d’eau est également une caractéristique de moindre importance. Enfin, vu le faible risque d’exposition à la chaleur de l’isolant, la réaction au feu de l’isolant est une propriété d’importance secondaire.
Pour les murs creux, il est fortement conseillé de choisir des panneaux rigides ou semi-rigides, càd. une mousse rigide ou une laine minérale ayant une masse volumique supérieure ou égale à :
Le remplissage partiel se fait en général avec des plaques isolantes rigides ou semi-rigides en matériaux tels que :
Dans le cas d’un remplissage intégral, on choisit généralement des panneaux de laines minérales rigides ou semi-rigides ayant reçu un traitement hydrofuge. En effet, ceux-ci permettent de bien colmater la coulisse : les deux parois (intérieure et extérieure) sont maçonnées pour que les faces vues soient planes, il en résulte des irrégularités sur les faces se trouvant dans la coulisse; celles-ci sont « reprises » par un matériau suffisamment souple.
L’épaisseur d’isolant dépendra du type d’isolant choisi, de sa configuration dans la paroi et des performances thermiques à atteindre.
T°opérative = (T°air + T°parois) / 2 (NBN X 10-005)
On adoptera une température de l’air de 21°C pour une température moyenne des parois de 19°C (RGPT).
Ou de 20,5°C pour une température moyenne des parois de 19,5°…
| Pour évaluer le confort thermique |
Pour respecter le confort thermique des occupants :
Autrement dit, si l’on souhaite promouvoir la préservation des énergies
Les régulations numériques d’aujourd’hui permettent d’automatiser ce genre de gymnastique !
C’est souvent la rentabilité du travail des occupants qui guide le choix du niveau de consigne de la température intérieure. Mais il importe de prendre conscience des conséquences énergétiques de ce choix.
Quel est l’impact d’une consigne de température réglée sur 24° ou 25° en été ?Hypothèses Une simulation informatique réalisée sur un local de bureau type, en façade Sud, avec double vitrage ordinaire, gains internes moyens (30 W/m²), occupation 10 h/jour, 5 jours/semaine. Situation 1consigne à 25°C : consommation de refroidissement : 100 % (référence) Situation 2consigne à 24°C : consommation de refroidissement : 129 % ! (cet accroissement élevé est du au fait qu’à ce niveau de température, une augmentation de 1°C entraîne une large augmentation de la durée de refroidissement). |
Pour définir la consigne de température intérieure, plusieurs stratégies sont possibles (à imposer via la régulation). Voici leur classement par ordre décroissant de consommation :
Remarque : le système de climatisation peut modifier le niveau de consigne intérieure : la technique de plafonds rayonnants froids permet de sélectionner une température de consigne de l’air de 25°C, voire 26°C. La consommation en diminue d’autant.
La chaleur sensible modifie la température d’une matière. Par opposition à la chaleur latente qui modifie l’état physique d’une matière (solide, liquide ou gazeux).
Exemple : La chaleur thermique massique de l’eau étant en moyenne de 4,19 kJ/kg.K, il faut fournir 419 kJ pour chauffer un litre d’eau de 0°C à 100°C.
La chaleur latente change l’état physique d’une matière. Par opposition à la chaleur sensible qui modifie la température d’une matière.
Quelle que soit la matière, on parle de :
et inversement :
Les changements d’état absorbent des quantités de chaleur nettement plus élevées que les processus d’échauffement ou de refroidissement dans les plages de température usuelles en chauffage ou climatisation.
Certains matériaux sont sélectionnés pour l’importance de leur chaleur latente à un niveau de température déterminé : ce sont les matériaux à changement de phase, ou sels à changement de phase.
Exemple
La chaleur de vaporisation d’un litre d’eau est de 2 257 kJ/kg (à la pression atmosphérique et à 100°C). Soit 5,4 fois plus que pour chauffer le litre d’eau de 0 à 100°C !
C’est un fait dont on peut tirer parti :
À noter que la chaleur de vaporisation varie en fonction de la température de l’eau qui s’évapore : de 2 257 kJ/kg à 100°C, la chaleur de vaporisation est de 2 454 kJ/kg à 20°C et de 2 501 kJ/kg à 0°C. Il est donc un peu plus facile pour une goutte de passer à l’état vapeur lorsqu’elle se trouve déjà à 100°C.
Plusieurs types de réunion peuvent se retrouver dans une seule séance. Le conducteur doit alors être très attentif à distinguer les différents moments de la réunion et à adapter son comportement en conséquence.
Distinguons deux concepts importants avant de continuer.
Dans les réunions d’information ascendante, le conducteur doit être directif sur la procédure et non directif sur le contenu.
S’il s’agit d’une réunion d’information descendante, le conducteur doit être directif sur le contenu et sur la procédure.
Dans les réunions de prise de décision, le conducteur doit être directif sur la procédure et selon les cas et les moments, directif ou non directif sur le contenu.
Dans certains cas, le conducteur est lui-même négociateur au même titre que les autres participants. Il devra donc intervenir sur le contenu. Il s’agit de prendre une décision en groupe et le conducteur est partie prenante dans cette décision, sans nécessairement plus de pouvoir d’influencer la décision que les autres participants;
S’il a un rôle d’arbitre à jouer, le conducteur interviendra nécessairement sur le contenu, au moins au moment de la prise de décision. Ce rôle est souvent attendu d’un supérieur hiérarchique qui anime une réunion de prise de décision : il doit trancher.
Par contre, si le conducteur est médiateur, il vaut mieux qu’il n’intervienne pas sur le contenu des discussions. Le médiateur aide d’autres personnes à prendre une décision, mais n’est pas impliqué par cette décision.
Un conducteur de réunion est toujours directif sur la procédure quel que soit le cas. Cela ne veut pas dire qu’il doit imposer la procédure de manière autoritaire. Il peut aussi la proposer et la négocier avec le groupe. Toutefois, une fois acceptée par le groupe, c’est le rôle du conducteur de la faire respecter. Une erreur souvent commise en ce qui concerne la procédure est de ne pas l’énoncer clairement en début de réunion ou d’en énoncer une incomplète.
Retenez qu’un conducteur a vraiment TROP de choses à faire en début de réunion :
| T | énoncer clairement le temps approximatif que va durer la réunion |
| R | énoncer explicitement les rôles attendus des participants et le rôle que va jouer le conducteur |
| O | énoncer les objectifs, le contexte, l’ordre du jour de la réunion |
| P | imposer, proposer ou négocier une procédure |
Il s’agit d’animer une réunion en deux parties : « faire descendre » de l’information à propos des consommations, « faire monter » de l’information à propos des actions à réaliser pour consommer moins.
Il est préférable d’avoir prévenu les participants pour qu’ils puissent préparer la réunion.
| La réunion pourrait commencer en diffusant ce genre d’information :
« Je dois élaborer un plan d’économie d’énergie dans les différents services. J’ai décidé d’élaborer ce plan avec les personnes concernées pour ne pas planer dans mes nuages de responsable énergie et pouvoir faire des propositions réalistes (contexte). Je vous ai demandé de venir à cette réunion pour que nous puissions échanger de l’information à propos de l’URE (objectif). Je vous donnerai les chiffres des consommations par type d’énergie et par activités …, je vous expliquerai ce qu’est la pointe quart horaire … et je vous demanderai comment, à votre avis, nous allons pouvoir faire diminuer les factures de l’énergie (rôles). Nous avons une heure à peu près (temps). Voici comment je suggère de nous y prendre. Dans un premier temps, je vous montrerai quelques transparents que je commenterai avec les consommations. Dans un deuxième temps, je voudrais récolter tous les griefs, si vous en avez, à propos de la gestion de l’énergie chez nous. Ensuite, j’écouterai vos propositions de solutions tant pour tenir compte de ce que vous viendrez de dire que des impératifs qui sont les miens, c’est-à-dire faire diminuer la facture (procédure). Nous ne prendrons pas de décision aujourd’hui. Je vais prendre note de tout ce que vous me dites ainsi je pourrai réfléchir à ce qui est faisable et ce qui ne l’est pas (rôle). » |
Recueillir toutes les informations sans juger les personnes est important pour la réussite d’une réunion. Il ne faut pas être d’accord avec tout pour écouter. Chaque participant a le droit d’avoir ses idées, même si d’autres ont des avis différents.
Après la réunion, il faut montrer aux personnes comment il a été tenu compte de leurs avis; il faut aussi garder des relations avec les membres du groupe, même si c’est parfois difficile …
« Tout le monde parle en même temps, on en profite pour régler des vieux comptes. Comment faire pour ramener ce petit monde au sujet du jour ? »
L’objet de la communication, c’est d’élaborer un langage commun à partir de visions différentes. Exiger, dans une situation de conflit, un langage commun au départ, c’est faire le chemin à l’envers. Quand le langage est devenu commun, le conflit est résolu.
Les quelques règles suivantes vous permettront de faire diminuer des tensions.
Un conflit est un problème quand il n’est pas géré et qu’il ne sert pas de moteur à l’élaboration d’une solution créative. Voir le conflit comme source de création permet de lui redonner une signification motivante. Mais un conflit reste éprouvant, même quand on devient conscient de ce qu’il permet d’atteindre s’il est bien géré.
« Personne ne parle. Ou tout le monde parle, mais en aparté. Je n’ai pas d’informations. Ils sont tous de mauvaise volonté. Je ne sais plus comment faire pour leur faire plaisir. Ils n’en ont vraiment rien à faire de l’URE. »
« C’est le conflit ouvert ! Tout le monde est sûr d’avoir raison. Il n’y a plus moyen de voir les choses sereinement ou logiquement. C’est quand même mon boulot l’URE ! Je n’aurai pas dû les consulter ».
C’est encore plus difficile comme ça et ça ne sert à rien. J’ai plus de travail qu’avant. Qu’est-ce que je fais maintenant ?… »
Un conflit, c’est un problème à résoudre, pas une guerre à éviter, à perdre ou à gagner.
| STRUCTURE DES OBJECTIFS | |||
| divergence | convergence limitée | convergence | |
| Pouvoir + | imposition | pression | persuasion (information) |
| Pouvoir + | confrontation | négociation | coopération |
| Pouvoir – | contestation | revendication | demande (information) |
Quand on souhaite que des personnes négocient des solutions plutôt que se battre à coup d’arguments et d’attaques, il est important de les placer dans une situation où elles peuvent percevoir une convergence limitée dans les objectifs poursuivis ET qu’elles puissent effectivement avoir le sentiment que le pouvoir est en équilibre, c’est-à-dire que chaque acteur a une possibilité réelle de faire valoir son opinion. La négociation ne se met en place que dans une situation démocratique : le rapport de force doit être assez équilibré.
Pour accroître la puissance de refroidissement, on peut profiter de l’énergie de vaporisation d’une eau pulvérisée au travers du courant d’air. Le principe est le même que lorsque nous nous aspergeons la figure par temps très chaud : la vaporisation de l’eau refroidit notre peau.
Soit la pulvérisation est celle de l’eau qui circule dans le condenseur, soit c’est de l’eau indépendante de l’eau du circuit de condensation qui est pulvérisée.
Cela conduit aux 5 technologies développées dans la technologie des condenseurs.
Energétiquement, la solution d’un refroidissement direct du fluide frigorigène par l’air extérieur possède des avantages, puisque tous les intermédiaires (et leurs consommations) sont évités et ainsi que la maintenance coûteuse de la tour de refroidissement. Aujourd’hui, la pression de condensation des condenseurs à air est bien gérée par l’arrivée des détendeurs électroniques. C’est la solution couramment adoptée lorsque l’on peut placer le groupe frigorifique sur la toiture : le condenseur fera partie du système « monobloc ».
En toute logique, on retouvera donc le condenseur à air en toiture. Mais la machine frigorifique est parfois située en cave. Dans ce cas, il est exclu de faire confiance à des « ventilations naturelles », des « soupirails », … la température dans la cave risquerait de monter fortement et le condenseur se retrouverait balayé par de l’air déjà réchauffé. La pression de condensation du fluide monterait et le compresseur verrait sa consommation fortement augmenter. Par forte chaleur, le compresseur ne pourrait suivre et déclencherait par son pressostat haute pression.
L’évacuation de la chaleur demande un réel balayage par un fluide frais et il appartient au bureau d’études de comparer 2 solutions :
Le transfert de la chaleur par cette deuxième solution est plus efficace (bon coefficient d’échange de l’eau, faible consommation d’une pompe par rapport à un ventilateur),… mais il y a investissement et consommation de la tour. Un bilan global doit être réalisé.
Pour augmenter les performances du compresseur, on a tout intérêt à abaisser la température de condensation. Autrement dit, il faut augmenter la surface d’échange et augmenter le débit de circulation de l’eau ou de l’air. Le « pincement », c’est-à-dire l’écart entre la température du fluide refroidissant à la sortie du condenseur et la température du fluide frigorigène sera minimal. Mais l’investissement et les pertes de charge en seront augmentées, et donc la consommation de la pompe…
En pratique, pour un condenseur à eau, le bureau d’études choisit couramment un pincement final de 4 à 8°C et un échauffement de l’eau de 5 à 10°C. Autrement dit, si l’eau entre avec une température de 36°, elle ressortira entre 41 et 46°C et la température de condensation s’établira entre 45 et 54°C.
De même, pour un condenseur à air, la vitesse sera comprise entre 2 et 4 m/s et, si l’air entre avec une température de 30°C, la température de condensation s’établira entre 40°C et 50°C.
Un constructeur annonce que l’optimum entre la température de condensation et la température d’entrée du fluide refroidissant doit être de 12°C, maximum. Maximum car la régulation permet de moduler cette valeur en fonction de la charge réelle du compresseur.
À partir d’une température de l’air de 30°C, quelle sera la température de condensation ? Tout dépend du type de refroidissement de l’eau de condensation choisi !
En partant du fonctionnement d’une tour de refroidissement, voici les résultats comparés pour une température d’air de 30°C 40 % HR
Comparons les systèmes en fixant des valeurs moyennes : une « approche » de 5°C, un pincement des échangeurs de 6°C et un échauffement de la température de l’eau de 7°C.
| – | – | – | Entrée condenseur | Sortie condenseur | T°condens. fluide frigorifique |
|
Condenseur à air |
normal | T° air sec = 30° | T° air = 30° | T° air = 37° | 43° |
| avec évaporation d’eau | T° air sec = 30° | T° air = 25° | T° air = 32° | 38° | |
|
Condenseur à eau |
tour ouverte | T° air humide = 20° | T° eau cond = 25° | T° eau cond = 32° | 38° |
| tour fermée | T° eau pulvér. = 25° | T° eau cond = 31° | T° eau cond = 38° | 44° | |
| dry-cooler | T° air séche = 30° | T° eau cond = 36° | T° eau cond = 43° | 49° |
Dans cette approche très simplifiée, on constate que le condenseur à eau est un échangeur intermédiaire entre le fluide frigorigène et l’air extérieur. Il provoque une augmentation de température de condensation du fluide (et donc une augmentation de la consommation du compresseur). Cette pénalité se retrouve entière pour l’aéro-refroidisseur ou dry-cooler. L’augmentation de la consommation du compresseur est de 2 à 3% par degré K, ce qui n’est pas négligeable !
Si une tour de refroidissement est insérée, on va rattrapper cet handicap par la fabuleuse capacité de refroidissement de l’eau lors de son évaporation !
La tour ouverte fait mieux que combler l’handicap puisqu’elle permet même de descendre la température de condensation. Mais elle entraîne beaucoup de soucis de corrosion…
La tour fermée semble un très bon compromis dans les installations avec condenseur à eau, tandis que l’appoint d’une pulvérisation d’eau est à étudier pour les condenseurs à air.
La consommation énergétique augmente si la température de condensation augmente.
Aussi, l’emplacement du condenseur doit éviter un réchauffement local de l’air de refroidissement. Par exemple, un condenseur placé sur une toiture couverte de roofing noir entraînera une surchauffe locale de l’air de plusieurs degrés en période d’ensoleillement … Le placement de gravier blanc sur la toiture sera favorable.
L’emplacement du condenseur devra éviter un ensoleillement direct de l’échangeur. Si le placement à l’ombre est impossible, le placement d’un système d’ombrage permettra d’abaisser le niveau de température.
Il faut éviter également qu’un recyclage de l’air ne se fasse autour du condenseur : de l’air chaud se mélange à l’air froid, la température de l’air d’aspiration augmente, … de même que la température de condensation.
C’est pourtant parfois une solution réalisée pour la limitation du niveau de bruit, puisque les parois latérales peuvent être couvertes d’absorbant acoustique… Qu’il est difficile de concilier toutes les contraintes…!
Dans le même esprit, il faut éviter que l’air de refroidissement d’un condenseur ne soit recyclé sur lui-même ou dans un condenseur voisin.
Sans commentaires…
Dans la mesure du possible, il faut donc aussi proscrire le placement le condenseur dans un local fermé. Si c’est le cas (pour des condenseurs de chambres frigorifiques, par exemple), il faut assurer une forte ventilation du local et même parfois sa climatisation, si on veut que la température de l’air du local reste suffisamment basse pour pouvoir continuer à refroidir les condenseurs sans faire monter la pression de condensation. On conviendra que cette situation est aberrante sur le plan énergétique !
Les tuyauteries d’eau glacée sont toujours isolées, ne fut-ce que pour éviter la condensation de l’eau de l’ambiance. Mais il est utile d’insister sur la nécessité d’entourer l’isolant d’une gaine en plastique rigide. À défaut, les oiseaux sont friands de cette mousse de polyuréthanne pour la confection de leur nid !
Le gaz chaud du réfrigérant cède sa chaleur à l’air traversant le condenseur et passe à l’état liquide.
L’entretien du condenseur à air est limité. Il n’y a aucun risque de gel en hiver.
Mais le coefficient d’échange avec l’air étant faible, le condenseur sera volumineux, et donc lourd et encombrant.
Les températures de condensation sont directement liées aux conditions de température extérieure : la pression de condensation sera forte en été (dégradation du COP de la machine frigorifique), mais plus faible en hiver, entraînant d’ailleurs un besoin de régulation adaptée pour un fonctionnement correct.
La circulation forcée de l’air nécessite des ventilateurs dont la consommation électrique n’est pas négligeable. De plus, ils constituent une source de bruits, par frottement sur les pales du ventilateur, mais aussi par frottement sur les ailettes de l’échangeur.
Pour information, des condenseurs à air à convection naturelle existent (pas de ventilateur, pas de bruit, pas de consommation) mais leur puissance très faible en limite l’usage à des climatiseurs ne dépassant pas 1 kW.
Deux types de ventilateurs sont utilisés :
Le ventilateur hélicoïdal (ou axial), pour des appareils placés à l’air libre, là où le bruit ne constitue pas une nuisance pour le voisinage. Le niveau sonore dépend de la vitesse de rotation du ventilateur. Dans les emplacements exposés, le régime ne doit pas dépasser 500 t/min.
Si des ventilateurs existants sont trop bruyants, on peut les munir d’amortisseurs de bruit cylindriques (tenir compte de la perte de charge).
Le ventilateur centrifuge, souvent pour des appareils placés à l’intérieur d’un immeuble, raccordé à l’extérieur par des gaines (le ventilateur centrifuge peut vaincre des pertes de charges plus élevées).
Si le bruit du ventilateur dépasse les valeurs admissibles, on peut le munir d’amortisseurs de bruit.
La vitesse de passage de l’air est comprise généralement entre 2 et 4 m/s. Cette information dans le catalogue constructeur est un indice qualité puisque si elle se rapproche de 2 m/s, on a plus de garantie que l’appareil fera peu de bruit et que la consommation du ventilateur sera limitée (en fait, le constructeur a dû écarter davantage les ailettes pour faciliter le passage de l’air, donc l’appareil demandera plus de matière, sera plus volumineux et… sera plus cher : la qualité se paie !).
Pour augmenter la puissance d’échange, on peut transformer le condenseur à air en tour fermée par aspersion de l’échangeur avec de l’eau. Par exemple, de l’air extérieur de 30°C 50 % HR passe à 25°C 100 % HR . On abaisse donc la température de condensation en dessous de la température de l’air ambiant. Ce qui facilite le travail du compresseur !
Dans ce cas, il faut cependant tenir compte du risque de corrosion de l’échangeur et, de ce fait, des fuites possibles de l’agent réfrigérant. L’eau évaporée est remplacée par de l’eau du réseau. Un débit complémentaire de déconcentration est nécessaire afin de réduire l’entartrement. Un traitement de l’eau peut donc s’avérer nécessaire.
Une récupération de la chaleur est possible pour chauffer directement un local. Ainsi, un supermarché Delhaize à Bruxelles évacue la chaleur du condenseur du groupe frigorifique (armoires de congélation) en créant un rideau d’air chaud à l’entrée du magasin. En été, la chaleur est déviée en toiture par un clapet.
Le réfrigérant de la machine frigorifique cède sa chaleur à l’eau circulant dans le condenseur.
Grâce au coefficient d’échange avec l’eau de 20 à 30 x plus élevé que le coefficient d’échange avec l’air, la taille du condenseur à eau sera plus réduite. L’échangeur sera moins encombrant.
Machine frigorifique avec condenseur à eau, installée en salle des machines et raccordée à une tour de refroidissement à l’extérieur.
Il est moins bruyant que le condenseur à air. Il permet plus facilement la récupération de chaleur puisque la chaleur est contenue dans de l’eau, plus facilement déplaçable.
La température de condensation peut plus facilement être stabilisée que dans les condenseurs à air.
Mais le condenseur à eau nécessite forcément une tour de refroidissement complémentaire qui, elle, est encombrante, génère du bruit, des frais d’entretien parfois importants, une éventuelle consommation d’eau, … Pourrait-on dire que l’on a déplacé le problème ?
La matière utilisée est souvent le cuivre ou l’acier, bons conducteurs thermiques, en fonction des contraintes (le cuivre ne peut être adopté pour l’ammoniac, par exemple).
Pour le refroidissement, on peut utiliser :
Pour évacuer la chaleur captée par le condenseur à eau, on rencontre trois technologies de tour de refroidissement. Voici quelques critères de choix.
L’eau est pulvérisée dans l’air qu’un ventilateur pulse à travers la tour de refroidissement. Une partie de l’eau s’évapore. Simultanément, elle refroidit le reste de l’eau qui retourne vers le condenseur. L’eau évaporée est continuellement remplacée par de l’eau fraîche spécialement traitée. Cette configuration entraîne donc une consommation d’eau, estimée à 1,5 litre par kWh dissipé. Elle se rencontre généralement dans les installations de plus de 1 000 kW.
Cette tour ouverte a la faveur :
Mais elle constitue le cauchemar de l’équipe de maintenance : corrosion par oxygénation de l’eau, encrassement par introduction de poussières et de grains de sable qui risquent de se déposer dans le condenseur, risque de gel accru,… problèmes qui limitent d’ailleurs la durée de vie moyenne à une dizaine d’années.
Elle peut poser également un risque en matière de contamination par la légionelle : l’eau pulvérisée se situe à une température de 30 à 50°C. Emporté par le vent, le nuage de vapeur d’eau + fines gouttelettes qui s’échappe de la tour risque d’être respiré par des personnes à proximité… On sera particulièrement attentif à ne pas placer une tour ouverte près de la prise d’air neuf du bâtiment, ou près d’un autre bâtiment plus élevé dont les occupants pourraient respirer le panache de vapeur en ouvrant leur fenêtre. Un entretien régulier doit de plus être prévu.
À noter qu’il existe des tours ouvertes sans ventilateurs. La pulvérisation d’eau est réalisée avec une pression assez élevée et cette pulsion d’eau entraîne l’air avec elle par effet induit (effet Venturi). L’avantage premier est la diminution des bruits et des vibrations. La consommation un peu plus élevée de la pompe est très largement compensée par la suppression du ventilateur. Mais ce type de tour est limité dans la gamme de puissance de refroidissement.
Si la tour doit travailler par des températures extérieures assez basses, une régulation de la température de l’eau du circuit « tour » est à prévoir. En effet, si l’eau du condenseur est anormalement froide, la haute pression s’établira difficilement et on aura des difficultés au démarrage.
La solution consiste à agir d’abord sur la diminution de la vitesse du ventilateur et ensuite sur la vanne trois voies diviseuses qui permettent à l’eau de by-passer la tour de refroidissement.
Remarques.
L’échangeur de chaleur eau/air est également aspergé d’eau quand la puissance de réfrigération est élevée. Cette eau d’aspersion constitue toutefois un circuit autonome. Pour cette installation il faut compter environ 20 % d’emplacement supplémentaire au sol et 50 % de budget en plus par rapport à la tour ouverte.
Le principal avantage est d’abaisser le point de condensation tout en conservant propre le circuit du condenseur. Les problèmes hydrauliques sont résolus mais les autres problèmes subsistent :
La réserve (mentionnée pour les tours ouvertes) concernant le risque de contamination par légionellose reste d’application dans ce cas-ci. Ici encore, le choix de ce système sera donc moins adéquat si des personnes sont susceptibles de respirer l’air sortant de la tour de refroidissement (fenêtres à proximité).
Cette fois, pas d’aspersion d’eau, c’est le ventilateur qui pulse simplement l’air extérieur dans une batterie d’échange. Technologiquement, il s’agit d’un condenseur à air, à la seule différence que c’est de l’eau qui le parcourt et non du fluide frigorigène.
Pour éviter le gel, l’eau sera glycolée. Par exemple, pour atteindre une protection contre le gel à – 16°C, la concentration en éthylène-glycol sera de 30 % en masse.
Problème : la température de l’air en été peut dépasser les 30°C. Par rapport aux tours de refroidissement avec aspersion d’eau, la surface d’échange doit être plus importante, l’emplacement au sol également. Le coût d’investissement peut atteindre le double de celui de la tour ouverte.
Mais le dry-cooler est cependant souvent utilisé pour sa fiabilité (absence de corrosion du circuit hydraulique), la possibilité de le faire fonctionner en toutes saisons (avec eau glycolée), l’absence de consommation d’eau.
Ces caractéristiques sont appréciées surtout pour le refroidissement des installations informatiques dont le fonctionnement et la charge thermique sont constants toute l’année, et donc aussi en hiver.
Pour une installation de qualité, on sera attentif aux éléments suivants :
Abaisser la température de condensation, c’est abaisser le niveau de pression à la sortie du compresseur, c’est donc diminuer le travail de celui-ci et l’énergie qu’il consomme.
Par exemple, abaisser la température de condensation de 10°C génère généralement plus de 10 % de réduction de la puissance électrique. Les constructeurs annoncent même 2 % d’économie par degré abaissé, dans certains cas.
De plus, une basse température de condensation entraîne un niveau moins élevé de pression, ce qui permet souvent de choisir un compresseur d’un modèle plus petit, donc moins cher.
Nous devrions avoir d’ excellents rendements dans nos régions où les canicules sont rares ! La température extérieure avoisine les 12 à 20°C lorsque la climatisation est en route. La température de condensation devrait être de l’ordre 24 à 32°C. Mieux, certains locaux à charges internes importantes (par exemple, les salles informatiques) doivent être aussi climatisés en mi-saison ou encore en hiver. Dans ce cas, lorsque la température de l’air extérieur diminue, la capacité de refroidissement du condenseur augmente.
En théorie, c’est tout bénéfice pour le compresseur qui a moins de mal à travailler !
Et pourtant …
Le constructeur souhaite qu’une différence de pression minimale existe au niveau du détendeur, pour assurer une quantité de débit de fluide frigorifique suffisante dans l’évaporateur. C’est la Haute Pression qui pousse le réfrigérant à travers l’orifice de la vanne du détendeur. Il en résulte, avec une haute pression trop faible, que l’alimentation en réfrigérant est insuffisante, particulièrement au démarrage. Le compresseur aspire mais il est sous-alimenté.
La basse pression devient aussi insuffisante et le groupe se met en sécurité basse pression. Mais comme cette sécurité est à réenclenchement automatique, le groupe « pompe », se fatigue et finalement déclenche par son thermique.
Avec un détendeur thermostatique, il est donc nécessaire de maintenir une haute pression suffisamment élevée. Dès lors, le constructeur impose une pression minimale, côté HP, à la sortie du condenseur (par exemple 12 bars pour le R22).
Ce problème est renforcé en hiver… Si l’air est à 0°C, la surface d’échange devient excessive. De plus, on n’aura plus besoin de la pleine puissance frigorifique. De sorte que le condenseur sera largement surdimensionné pendant les périodes froides.
S’il fait plus froid dehors, le constructeur va diminuer le débit d’air de refroidissement (en arrêtant l’un ou l’autre ventilateur, par exemple), mais il va maintenir le niveau de pression ! en fait, la régulation des ventilateurs sera réalisée sur base du pressostat HP.
Il y a économie sur le ventilateur… mais pas sur le compresseur !
Supposons que le ventilateur du condenseur fonctionne en tout ou rien, avec l’exigence constructeur de maintenir les 12 bars minimum.
Par exemple, il s’enclenche lorsque la pression monte à 16 bars et déclenche lorsque la pression descend à 12 bars. Ceci entraîne des cycles on-off « rapides » (+/- 2 min.) et une « fatigue » du moteur. En plus la mise en route brutale du ventilateur provoquera une chute soudaine de la pression et de la température de condensation. Ceci provoque à son tour une ré-évaporation du liquide resté à la même température. Les bulles de vapeur provoqués par ce phénomène peuvent perturber le bon fonctionnement du détendeur et donc de l’installation. (« flash gaz »).
Si par contre, on utilise un ventilateur à vitesse variable (moteur spécial ou régulateur de vitesse de rotation externe), en plus de la réduction de consommation du ventilateur, on optimisera le fonctionnement du compresseur qui restera régulé à 12 bars (dès que la pression augmente, le ventilateur accélère; et si la charge augmente encore, c’est la pression qui augmente naturellement).
Si le condenseur dispose de plusieurs ventilateurs, on obtient un résultat similaire à partir d’une mise en cascade des ventilateurs, via un pressostat à plusieurs étages. Cette fois, la pression de condensation est stable, ce qui évite la formation de bulles de gaz à l’entrée de l’évaporateur.
Comme le condenseur est entièrement à l’extérieur, par très basse température, c’est toute la masse métallique qui est à 0°C et, même clapets complètement fermés, le réfrigérant se condense à trop faible pression. Il faut dans ce cas rendre inopérants un certain nombre de tubes.
Pour les rendre inopérants, il suffit de remplir d’office certains tubes avec du réfrigérant liquide. Ce réfrigérant liquide sera sous-refroidi mais la surface d’échange utile du condenseur ayant fortement diminué, il ne pourra en condenser trop. Ce remplissage est obtenu par une vanne à 3 voies fonctionnant automatiquement et branchée sur un réservoir auxiliaire de réfrigérant.
Comme il faut une certaine quantité de liquide pour remplir ces tubes, il y a lieu de prévoir un réservoir et une quantité de réfrigérant suffisamment grande.
| Exemple.
Un climatiseur devant fonctionner pour des températures extérieures inférieures à 17°C doit être équipé d’un ventilateur de condenseur à vitesse variable. La diminution de vitesse du ventilateur est alors commandée par un pressostat ou un thermostat placé sur le condenseur. La puissance d’échange de celui-ci est ainsi maintenue constante quelle que soit la saison. Au minimum, le fonctionnement du ventilateur sera commandé en tout ou rien. Idéalement la vitesse sera modulée, soit en continu, soit par paliers. |
Si le détendeur thermostatique travaille généralement avec une température minimale de condensation de 35°C, le détendeur électronique peut travailler avec une température minimale de condensation de 20°C !
Détendeur électronique.
Il est plus cher à l’investissement, mais ce prix est largement récupéré par l’usage de l’installation.
De plus, la présence d’un détendeur numérique permet d’optimiser la température de condensation en fonction de la charge du compresseur.
| Exemple.
Voici la séquence prévue par un constructeur de régulation : A 100 % de puissance, l’écart « température de condensation – fluide de refroidissement » est choisi à 12 K. A 0 % de puissance, l’écart est de 4 K : la consommation du compresseur est diminuée par la baisse de pression de condensation et le ventilateur adaptera sa vitesse de rotation pour maintenir cette consigne. L’écart n’est pas de 0 K, car les ventilateurs tourneraient tout le temps.
Exemple. si la T°ext = 30°C et Travail compresseur = 25 %, la T°condensation = 36°C si la T°ext = 10°C et Travail compresseur = 25 %, la T°condensation = … 20°C car c’est la valeur minimale de condensation. |
Remarque.
Adopter une température minimale de condensation de 20°C suppose que le sous-refroidissement soit suffisamment élevé.
À défaut, la moindre perte de charge sur le tracé va provoquer une vaporisation dans le condenseur (« flash-gaz »). C’est parfois un problème rencontré lorsqu’il faut remonter plusieurs mètres avec la tuyauterie.
Pour s’en prémunir, il est possible de sous-refroidir volontairement le liquide par la création d’une zone de sous-refroidissement dans le condenseur (voir figure), ou en plaçant un échangeur à plaques sur le liquide (à la sortie).
La tour de refroidissement sera commandée suivant la même logique : maintenir constante la température de l’eau de refroidissement.
Classiquement, on retouvera une régulation par vanne 3 voies mélangeuses. La température de l’eau de sortie de la tour est mélangée à l’eau venant du condenseur. Si ce système permet de conserver le débit constant dans le condenseur (ce qui limite le dépôt de sédiments), il est peu efficace au niveau des ventilateurs : ceux-ci tournent en permanence quels que soient les besoins de refroidissement. En dehors du gaspillage d’énergie, le coût de fonctionnement des ventilateurs est loin d’être négligeable…
Aussi est-il préférable de concevoir une installation qui régule d’abord sur le nombre et la vitesse des ventilateurs, pour ensuite affiner en modulant sur la position de la vanne mélangeuse (si ventilateur à 2 vitesses, par exemple). Idéalement, c’est un ventilateur à vitesse variable qui sera choisi.
N’oublions pas que toute l’installation de climatisation est dimensionnée pour les jours de canicule. Hélas, ces jours sont rares dans nos contrées…!
Il est donc facile d’imaginer que les besoins réels moyens seront largement en dessous des puissances de dimensionnement. Réduire la vitesse du ventilateur de moitié, c’est diviser sa consommation par 8 !
La principale source de bruit d’un condenseur est constituée par le(s) ventilateur(s). On aura toujours intérêt à les faire fonctionner à faible vitesse.
L’émission du bruit des aérocondenseurs à ventilateurs hélicoïdes est pratiquement uniforme dans un plan perpendiculaire à l’axe de rotation des ventilateurs. Les faces d’aspiration et de refoulement d’air étant plus bruyantes que les autres, l’aérocondenseur doit être convenablement orienté par rapport aux plaignants potentiels.
Certains constructeurs proposent des moteurs de ventilateur à deux vitesses, option qui peut être déterminante dans certains cas. Ainsi, la petite vitesse pourra être utilisée la nuit, les bruits de fond et les besoins frigorifiques diminuant la nuit. Certains constructeurs annoncent qu’une réduction de moitié de la vitesse de rotation des ventilateurs entraîne un gain de 15 dB(A) sur le niveau de puissance acoustique de l’aérocondenseur.
Il est aussi possible d’utiliser des silencieux à baffles sur l’aspiration et le refoulement d’air mais ceux-ci risquent d’augmenter considérablement l’encombrement et les pertes de charge des aérocondenseurs. Certains matériaux absorbants peuvent servir de revêtement insonorisant de la carcasse, mais ceux-ci ne peuvent constituer une solution à eux seuls. Il est possible enfin, dans les cas les plus délicats, de disposer des écrans acoustiques autour de l’appareil.
Exemple de baffles acoustiques
intégrés sur une tour ouverte (vue du dessus).
Les poignées permettent de les retirer facilement lors de l’entretien.
Les vibrations se transmettent vers les locaux sensibles par les tuyauteries en cuivre, et par la dalle sur laquelle est posé l’appareil. Il faut traiter les vibrations par dalle flottante posée sur isolateurs à ressort, utiliser des manchons anti-vibratoires pour le raccordement sur des canalisations, et des suspensions anti-vibratiles pour les supports des canalisations.
Pour établir des simulations thermiques de bâtiment ou d’équipement, l’Institut Royal Météorologique et le Laboratoire de Thermodynamique de Liège ont mis au point une année type moyenne. Moyenne tant en température qu’en ensoleillement.
En fait, ce sont des mois moyens qui ont été sélectionnés, mais à l’intérieur des mois, il y a une succession de journées qui peuvent être très chaudes ou très froides. Ce qui rend la chose très réaliste. Il y a des périodes de canicules et des périodes de grands froids.
L’ensemble est repris dans un fichier Excel de 8760 lignes, correspondant aux 8 760 heures de l’année. Et pour chaque heure, y sont données la température extérieure, le rayonnement solaire, l’humidité et la vitesse du vent.
| Pour accéder au fichier Excel de l’année type de Uccle. | |
| Pour accéder au fichier Excel de l’année type de St Hubert. |
S’il apparaît clairement ce que l’on entend par « journées froides » en Belgique, il est plus difficile de se mettre d’accord sur ce que représente une « journée chaude ». Notamment, parce que le critère de température chaude coexiste avec le critère de rayonnement solaire intense.
Par exemple, voici les données climatiques d’une journée chaude choisies par une personne chargée des simulations au sein d’Architecture et Climat-UCL. Elles correspondent à une période durant laquelle la température extérieure monte à 29…30°C durant 4 heures et bénéficie d’un rayonnement solaire important.
| heure | temp. ext. | ray. dir. normal | ray. dif. hor. |
ray. glob. hor. |
| 1 | 19 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 2 | 18,2 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 3 | 17,6 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 4 | 17,1 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 5 | 17,4 | 2,78 | 2,78 | 2,78 |
| 6 | 18,7 | 169,44 | 36,11 | 44,44 |
| 7 | 20,5 | 477,78 | 102,78 | 163,89 |
| 8 | 22,5 | 622,22 | 177,78 | 308,33 |
| 9 | 24,3 | 670,56 | 286,11 | 445,11 |
| 10 | 26,1 | 720,22 | 308,33 | 580,00 |
| 11 | 27,5 | 783,33 | 333,33 | 722,22 |
| 12 | 28,4 | 811,11 | 483,33 | 858,33 |
| 13 | 29,2 | 822,22 | 400,00 | 861,11 |
| 14 | 29,6 | 811,11 | 483,33 | 858,33 |
| 15 | 29,8 | 783,33 | 333,33 | 722,22 |
| 16 | 29,6 | 747,22 | 308,33 | 600,00 |
| 17 | 29,2 | 705,56 | 286,11 | 461,11 |
| 18 | 28,4 | 622,22 | 177,78 | 308,33 |
| 19 | 27,2 | 477,78 | 102,78 | 163,89 |
| 20 | 25,5 | 169,44 | 36,11 | 44,44 |
| 21 | 23,7 | 2,78 | 2,78 | 2,78 |
| 22 | 22,2 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 23 | 21 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
| 24 | 19,9 | 0,00 | 0,00 | 0,00 |
Si nous mettons à jour ces données en 2023, la journée chaude serait sur 34°C maximum plutôt que 30°C. La question reste en débat (les éléments ne sont pas répercutés dans des méthodes officielles de calcul), mais la vague de chaleur devrait désormais être considérer sur plusieurs jours et non plusieurs heures.
Elle s’est basée sur le fait que le caractère exceptionnel de ce climat « corresponde » au – 7°C pour le calcul de la puissance en chauffage.
Lorsqu’on regarde le tableau donnant les durées annuelles, en nombre d’heures par an, pendant lesquelles la température sèche est comprise dans certains intervalles, on constate qu’il y a 17.25 h durant laquelle la température extérieure est < – 7°C (de 7 à 19 h).
Elle a donc recherché le correspondant pour la température maximale correspondant à la puissance de « cooling », dans une année type moyenne à Uccle.
Or il y a :
| > | 12.14 h durant laquelle la température extérieure est > 30°C (de 7 à 19 h) |
| > | 22.68 h durant laquelle la température extérieure est > 29°C (de 7 à 19 h) |
Les données météo choisies pour le calcul de la puissance en « cooling » sont donc bien « le correspondant » des données climatiques (- 7°C) pour le calcul de la puissance en « heating ».
Remarques.
Pour calculer la réponse d’un système de chauffe, il est nécessaire de choisir des données climatiques très rudes basées sur les températures de base.
Comme dans le cas de l’étude des surchauffes, il est nécessaire de faire précéder le jour étudié de plusieurs autres jours (en principe 5) afin que les simulations tiennent compte de « l’historique thermique » des murs.
Durant ces journées, le rayonnement solaire est nul.
Source – Logiciel OPTI Bureaux – Architecture et Climat – juin 2000.
Au premier abord, on se dit que le stérilisateur n’est pas bien plus compliqué qu’une « cocotte minute ». Il n’en est rien ! La technologie de cet équipement est très complexe car il est soumis à des contraintes thermiques et mécaniques importantes (vides poussés suivis de mise en pression). De plus, la qualité de la vapeur et du vide doit être maintenue dans une fourchette très étroite; ce qui signifie que l’autoclave doit être doté d’une régulation précise.
La double enveloppe a pour but de :
Elle est de forme extérieure cylindrique ou parallélépipédique et construite, en règle générale, en acier inoxydable type 316 Ti. Dans la plupart des cas, la paroi extérieure est isolée avec de la laine minérale afin de réduire les risques de brûlures et les déperditions thermiques vers l’ambiance de la zone technique.
Comme son nom l’indique, la chambre de stérilisation est destinée à recevoir les charges à stériliser. Pendant un cycle, alternativement :
Il en résulte des contraintes thermiques et mécaniques importantes qui imposent à la structure de la chambre d’être robuste.
Pour une question de compacité et de facilité de chargement, la chambre de stérilisation est souvent de forme parallélépipédique et construite en acier inoxydable type 316 Ti. De plus, pour une question d’hygiène, le degré de polissage de l’intérieur de la chambre est imposant; on parle de « poli miroir ».
Les « set » de stérilisation sont normalisés selon différents modules standards. On parle de :
Sur base de ces modules, on peut qualifier la capacité utile de la chambre de, par exemple, 8 STE, 9 ISO, 9 SPRI pour un volume interne de chambre de l’ordre de 580 litres.
Le fond de cuve est aménagé pour recevoir les condensats qui ultérieurement seront évacués par la pompe à vide.
Dans la plupart des services de Stérilisations Centrales, les autoclaves sont dotés de deux portes automatiques à ouverture horizontale ou verticale (une côté zone « propre », l’autre côté zone stérile). Ces portes, construites en acier inoxydable type 316 Ti, doivent être :
Mise à part la porte en temps que telle, le joint de porte est la pièce maîtresse du bloc de porte; c’est lui qui conditionne l’étanchéité et, par conséquent, la réussite de l’épreuve de stérilisation.
Pour isoler thermiquement les portes de la zone d’ambiance, on utilise souvent de la laine minérale.
Ci-dessous sont décrits les différents types de chariots de régénération
Les armoires de remise en température fonctionnent selon les mêmes principes. Les premières traitent, en général, des plats collectifs, tandis que les secondes traitent des portions.
Four de remise en température à thermoconvection.
Ils sont utilisés pour la restauration en liaison froide.
Ils doivent remettre en température les barquettes d’une charge type de + 3 °C à + 65 °C (dans le cas de plats cuisinés réfrigérés) et de -18 °C à + 65 °C (dans le cas des surgelés) en un temps égal ou inférieur à 1 heure avec une tolérance de 15 minutes pour les plats congelés ou surgelés.
Ils comportent une fonction de maintien en température à 65°C de 30 à 90 minutes.
En général, la remontée en température est réalisée en 30 minutes.
A côté de la fonction « régénération », les chariots disposent, en général, d’une fonction « maintien en température ».
Les chariots de régénération peuvent être couplés à des chariots isothermes ou équipés d’un système de production de froid.
Le froid peut être mécanique, cryogénique (CO2) ou eutectique (utilisation du froid dégagé par un matériau solide lorsqu’il se liquéfie. Exemple : glace.)
Il existe aussi des chariots qui combinent les deux fonctions. Ils possèdent à la fois un compartiment chaud et un compartiment simplement isotherme ou avec production de froid. Une paroi isolée sépare les deux. Ces chariots sont plus compacts que deux chariots couplés mais ils ont pour inconvénient d’être encombrants pour distribuer un simple petit déjeuner, par exemple.
Le froid peut être également produit dans le compartiment « chaud » de manière à conserver les aliments à bonne température avant la régénération.
Il existe le système « embarqué » et le système « splité ». Dans le premier, la partie qui comporte tous les organes électriques et techniques pour la remise en température et le maintien au froid éventuel fait partie du chariot. Le tout doit être branché sur le réseau électrique. Dans le second, la borne reste fixée aux étages où les plats sont distribués. Le chariot est connecté à cette borne.
Un ventilateur est placé au-dessus d’une résistance chauffante. L’air chaud est envoyé dans le compartiment chaud du chariot. La régénération se fait en 30 à 35 minutes.
Dans la nouvelle génération de chariots qui combinent la production de chaud et de froid, il n’y a plus qu’un seul plateau avec d’un côté le plat froid, de l’autre le plat chaud qui se retrouvent dans le compartiment correspondant lorsqu’ils sont glissés dans le chariot.
La montée en température est très rapide.
Il y a un seul thermostat pour tout le chariot. Tous les aliments (petites ou grandes portions) sont chauffés de la même manière. Le chariot chauffe dans tout le compartiment chaud quelle que soit sa charge.
Après régénération, lorsque le chariot n’est plus branché sur le secteur, le manque d’inertie ne permet pas de garder les aliments à bonne température très longtemps.
La ventilation risque de sécher les aliments.
Les aliments sont chauffés par des plaques électriques.
Dans la nouvelle génération de chariots qui combinent la production de chaud et de froid, il n’y a plus qu’un seul plateau avec d’un côté le plat froid, de l’autre le plat chaud qui se retrouvent dans le compartiment correspondant lorsqu’ils sont glissés dans le chariot.
La séparation entre aliments chauds et froid peut aussi se faire par une « cloche » ou couvercle isolé(e) au-dessus de la partie du plateau qui vient au-dessus de la plaque électrique.
En général, chaque plaque dispose de son thermostat ce qui permet de chauffer différemment un plateau selon son contenu.
Le chariot dispose d’un obturateur qui se met en place en cas d’absence de plateau.
Après régénération, lorsque le chariot n’est plus branché sur le secteur, l’inertie permet de garder les aliments à bonne température relativement longtemps.
La montée en température est plus lente vu qu’il faut chauffer les plaques.
La vaisselle en porcelaine doit avoir un fond parfaitement plane pour que le contact se fasse convenablement.
Le chariot utilise le principe de l’induction.
Des inducteurs (bobines) se trouvent sur les plaques séparant les plateaux. Des courants induits sont produits en présence de vaisselle pourvue sous leur fond d’un revêtement spécifique. La chaleur gagne ensuite les aliments. Cette technique permet de définir avec exactitude les zones à réchauffer et celles qui doivent rester froides.
Les plats chauds sont recouverts d’un couvercle isolant de manière à ce que les plats froids restent froids pendant la régénération Ce couvercle est pourvu du côté intérieur d’un revêtement spécifique le rendant inducteur (exemple : chrome-nickel) de manière à ce que les aliments soient chauffés par le haut et par le bas.
Le système et le couvercle rendent la cloison entre la partie chaude et la partie froide inutile. S’il y a un système de réfrigération, c’est l’ensemble du chariot qui est réfrigéré. Les aliments qui doivent être régénérés pourront dans ce cas, être placés avant la mise en route de la régénération tout en conservant la bonne température.
Théoriquement, plusieurs puissances, durées de régénération et durées de maintien en température peuvent être programmées pour les différents niveaux du chariot et ce de manière différente pour les différents repas de la journée et les différents jours de la semaine.
Efficacité énergétique : l’énergie sert à chauffer uniquement ce qu’il faut : tout reste froid à part les assiettes et les aliments à chauffer.
Facilité de manutention : les mets froids et chauds peuvent être disposés sur un même plateau, les plats chauds sont réchauffés, tandis que les plats froids restent froids.
Possibilité de régénérer plusieurs mets de quantité ou de type différents : possibilité de plusieurs puissances et durées de chauffe.
Il faut de la vaisselle spécifique. Les coûts d’investissement sont de 20 % plus élevés.
Le chariots permettent, en général, de régénérer de 10 à 30 plateaux.
Les armoires ou fours de régénération ont une capacité plus importante que les chariots.
| Produits | Chaleur spécifique (moyennes) au-dessus de 0°C (Wh/kgK) | Chaleur spécifique (moyennes) en-dessous de 0°C (Wh/kgK) | Chaleur latente de congélation (moyennes) (Wh/kg) |
|
Viandes |
0,87 | 0,47 | 64 |
|
Poissons |
0,93 | 0,50 | 67 |
|
Fruits et légumes |
1,04 | 0,53 | 80 |
|
Laitages |
1,05 | 0,53 | 80 |
|
Fromage/beurre |
0,76 | 0,41 | 47 |
|
Boissons |
1,10 | 0,56 | 87 |
|
Pain/pâtisserie |
0,52 | 0,52 | 37 |
| Produits | Grammage par repas (g) |
|
Fruits et légumes |
400 |
|
Crémerie |
50 |
|
Boucherie |
250 |
|
Poisson |
250 |
|
Divers |
50 |
Source : Traité d’Ingénierie hôtelière.
Pour un repas complet, il faut compter environ 300 g de déchets. Ce chiffre monte à 400 g pour une maison de repos, et à 500 g dans un hôpital.
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Déchets par repas
|
Repas complet traditionnel
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En maison de repos
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En hôpital
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Poids (g) |
300 | 400 | 500 |
D’autre part, les 300 g de déchets estimés pour un repas normal se divisent en 17 grammes de graisse et 283 g d’autres déchets.
La durée de vie d’une membrane dépend de nombreux facteurs, et notamment :
Toutes les étanchéités sont garanties 10 ans.
Dans de bonnes conditions, la durée de vie des membranes actuelles dépassera largement les dix ans.
Des tests réalisés sur des étanchéités anciennes montrent que la longévité de certaines membranes est de toute évidence supérieure à 20 ans.
C’est donc une analyse visuelle qui sera déterminante dans l’évaluation de la vétusté de la membrane.
En cas de doute, des prélèvements suivis de tests peuvent être effectués par des bureaux d’expertise spécialisés.
L’eau de pluie stagne sur la toiture.
Les stagnations d’eau sur une toiture présentent différents inconvénients
Ce genre d’altération est généralement provoqué par une agression mécanique extérieure :
La circulation intempestive
La pose de matériaux, d’échafaudage ou d’outils, durant des travaux
La trace d’un pied d’étançon posé sans précaution sur la toiture.
La pose de charges ponctuelles permanentes
Une antenne.
L’isolant est-il capable de supporter la charge permanente ?
Ne faut-il pas agrandir la surface de contact entre le socle et la toiture ?
La grêle
Les effets de la grêle.
Les membranes minces sont plus sujettes aux dégâts causés par des agressions mécaniques (membranes monocouches synthétiques ou bitumineuses).
L’isolant peut également se déformer sous l’effet des charges et provoquer des contraintes de traction dans la membrane d’étanchéité.
Ces agressions sont d’autant plus redoutables que la membrane est rendue fragile par vétusté.
Dans le cas d’une toiture chaude, la perforation de la membrane entraîne immédiatement la pénétration de l’eau dans la couche isolante. Si cette couche est inondable, l’eau va imprégner totalement l’isolant, entraînant une surcharge importante et l’inefficacité de l’isolation. Une fois imprégné, l’isolant ne peut plus sécher et doit être enlevé.
Les dégâts provoqués par la perforation de l’étanchéité d’une toiture chaude sont moindres lorsque l’isolant a été compartimenté ou lorsque l’isolant utilisé est le verre cellulaire (toiture compacte).
| Pour savoir comment compartimenter l’isolant. |
Les déchirures sont généralement dues à des tractions excessives dans le plan de la membrane. Ces tensions peuvent provenir d’un retrait du matériau, d’une instabilité thermique du support, une mauvaise réalisation des joints de mouvement.
Trois types de développement végétaux peuvent se retrouver sur une toiture plate : les plantes, les algues et les mousses.
Les plantes sont de loin les plus agressives. Les graines amenées par le vent sur l’isolant avant la pose de l’étanchéité, peuvent y trouver, dans certains cas, suffisamment d’humidité pour se développer et perforer la membrane à la recherche de la lumière.
Les graines ont germé et les plantes ont percé la membrane d’étanchéité.
D’autre part, certaines plantes développées au-dessus de la membrane, dans le lestage (gravier, sable, dalles,…) ou dans les dépôts sur une toiture mal entretenue, peuvent en cas de sécheresse au-dessus de la membrane, perforer celle-ci pour aller pomper de l’eau de condensation présente dans l’isolant.
Ces plantes doivent être enlevées et la membrane doit être vérifiée.
Dans le cas des toitures jardins, les membranes sont protégées des racines et les plantes sont choisies en fonction de la faible agressivité de leurs racines vis-à-vis des membranes.
Les toitures-jardins doivent être correctement réalisées.
Les mousses se développent généralement au-dessus de la membrane dans la poussière déposée sur la membrane ou le lestage. Pour se développer, elles n’ont besoin que d’humidité et ne possèdent pas de racines.
Elles ne pénètrent donc pas dans la membrane et ne sont pas agressives sauf en ce qui concerne le maintien de la membrane dans un milieu humide acide.
Des mousses.
Les algues se développent uniquement dans l’eau. On les retrouve donc dans les zones de stagnation.
Ce sont des algues microscopiques qui peuvent s’incruster dans les micro fissures de la membrane et décrocher par effet mécanique lors du séchage, la couche de protection légère de celle-ci (peinture, paillettes d’ardoise, …).
Ces algues survivent par temps sec et forment des croûtes sèches cassantes.
Suite à l’action mécanique ou chimique des agents extérieurs (pluie, vent, pollution, chaleur, froid, algues, …) les couches de protection légères de l’étanchéité s’usent et finissent par ne plus remplir leur fonction. L’absence de protection peut avoir provoqué un vieillissement accéléré de la membrane. Son état doit être vérifié et la couche de protection doit être régénérée.
Paillettes d’ardoise, feuille d’aluminium, peinture.
Il n’est pas possible de connaître l’état des fixations mécaniques sans effectuer un sondage. Néanmoins, certains indices extérieurs peuvent indiquer des désordres: déchirure autour de la fixation, soulèvement du complexe étanchéité + isolant, poinçonnement de l’étanchéité par la fixation, …
Localement, les fixations sollicitent plus fort la membrane.
Les boursouflures
Les boursouflures sont dues à l’occlusion de poches d’air humide ou de vapeur d’eau entre les différentes couches qui composent l’étanchéité.
La poche peut se trouver entre les différentes couches de l’étanchéité multicouche, ou entre l’isolant peu perméable à la vapeur d’eau et l’étanchéité.
Les boursouflures en elles-mêmes ne sont pas source d’infiltration, mais rendent l’étanchéité fragile aux contraintes mécaniques (circulation pour l’entretien, …)
Des boursouflures.
Les plis
Les plis peuvent être dus à une mauvaise fixation de la membrane d’étanchéité ou à un coefficient de dilatation trop élevé du matériau constituant la membrane.
Des plis.
Les fissures, craquelures, émiettements
Le vieillissement de la membrane sous l’effet des rayonnements UV, des variations de températures, des chocs thermiques, l’évaporation de certains constituant se traduit par une fragilisation de celle-ci entraînant des désordres profonds visibles en surface.
Vieillissement de la membrane.
Deux grandeurs vont conditionner le confort thermique fourni par une bouche de pulsion :
Les valeurs citées ci-après sont issues, soit de la pratique, soit de la norme DIN 1946 (vitesse dans la zone d’occupation).
Dans la zone d’occupation, la différence de température entre l’air pulsé et l’air ambiant ne peut dépasser :
1,5°C avec de l’air pulsé chaud
1°C avec de l’air froid
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En résumé |
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Grandeurs à respecter |
Où ? | Combien ? |
| Débit | zone d’occupation | selon les besoins |
| Puissance acoustique | au niveau la bouche | max : 45 dB(A) |
| Vitesse de l’air | zone d’occupation (à 1,8 m de haut) |
max : 0,2 m/s |
| le long des murs (à 1,8 m de haut) |
max : 0,4 m/s | |
| Ecart de température dans l’air ambiant | zone d’occupation | max : + 1,5°C (chauffage) |
| zone d’occupation | max : – 1°C (en refroidissement) |
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Un problème d’inconfort thermique ou lumineux ? N’hésitez pas à tester notre nouvel outil de diagnostic afin de trouver la solution à votre problématique.
La régulation est le cerveau des installations. Elle doit atteindre plusieurs objectifs :
Quelle que soit la technique en jeu, on sera attentif à ne pas raboter sa qualité.
Le premier objectif peut s’écrire en d’autres mots : « une bonne installation est celle qui ne consomme rien lorsque la demande est nulle »…
| Exemple, la production d’eau chaude sanitaire.
Est-on sûr que le système ne consomme pas essentiellement pour se maintenir en température (en été, par exemple) et non pour préparer de l’eau chaude ? |
Mais les deux premiers objectifs peuvent se contredire : à force de vouloir apporter à chaque occupant la bonne température, donc de préparer un réseau « chaud » et un réseau « froid »,… de la chaleur et du froid se détruisent à la distribution.
| Exemple, la production d’eau chaude sanitaire.
En été, les pertes de la boucle de distribution d’eau chaude sanitaire viennent augmenter la température des locaux, donc la consommation de la climatisation le cas échéant. |
S’il est bien une amélioration majeure de ses 20 dernières années, c’est l’arrivée de la vitesse variable (basée par exemple sur l’utilisation d’un variateur électronique de fréquence). Au minimum, tous les équipements « rotatifs » (pompes, ventilateurs, compresseurs) devraient être équipés d’une régulation par vitesse variable pour s’adapter aux besoins réels.
Quelques exemples.
Parfois chères en rénovation, ces mesures coûtent peu si elles sont prises dès la phase de conception. |
Le « on-off », c’était pour papa ! Donner un tel objectif de gestion à un bureau d’études doit se faire dès l’Avant-Projet afin qu’il puisse optimaliser les applications.
Par exemple, si les débits d’air sont modulés en fonction des besoins, il faut définir le découpage de l’unité gérée (par local, par zone de locaux sur une même façade, …) afin de pouvoir définir le réseau. Mieux, si les locaux de réunion sont réunis autour d’une même conduite de distribution d’air, un seul groupe de préparation va gérer ceux-ci. On pourra profiter d’un effet de foisonnement, tablant sur le fait que toutes les salles ne seront pas occupées en même temps, et au taux de remplissage maximal. Le coût d’installation en sera réduit d’autant.
L’installation de compteurs devra permettre :
Ne jamais lésiner sur les indicateurs…
Les outils de gestion, se sont également tous les plans, schémas, logique de régulation,… à recevoir lors de la réception du bâtiment.
| Réflecteur en aluminium | |
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Ce réflecteur est le plus courant, le plus polyvalent (grâce à la gamme d’accessoires qui peut y être adapté) et le moins cher.
Le réflecteur en aluminium peut être émaillé blanc sur sa partie interne. Son rendement est alors légèrement moins élevé qu’un réflecteur en aluminium anodisé, par exemple. |
| Réflecteur interne en verre | |
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Le réflecteur peut également être en verre ou en acrylique sans enveloppe en aluminium. La lumière sort dans toutes les directions et la répartition photométrique de ce réflecteur est équivalente à celle d’un éclairage « direct/indirect ». De plus, il est très apprécié pour son esthétique. |
Glace de protection. |
Vasque en polycarbonate. |
Grille de protection. |
Grille de défilement. |
Glace de protection. |
Vasque en polycarbonate. |
Grille de protection. |
Grille de défilement. |
Pour obtenir un luminaire fermé, on utilise un verre de protection ou une vasque en polycarbonate.
La grille de protection protège des chocs.
La grille de défilement protège contre l’éblouissement direct.
Effet de cheminée. |
Les ouïes de ventilation créent un courant d’air, provoquant un effet auto-nettoyant à l’intérieur du réflecteur. Le cycle de maintenance peut être prolongé et les pertes de flux entre deux nettoyages sont réduites. |
Certains luminaires sont équipés d’une lampe de secours en plus de la lampe à décharge, par exemple une lampe halogène de 100 W. Le luminaire sera alors équipé d’un dispositif de commutation. La lampe halogène fonctionnera pendant la phase d’allumage de la lampe à décharge, en cas de défaillance de celle-ci ou de coupure de courant.
Des luminaires de protection électrique de classe II peuvent être placés là où il n’y a pas de conducteur de protection (« fil de terre ») et là où il n’est pas envisageable d’en tirer un.
Le montage se fait soit directement au plafond (ou sur une structure fixe), soit suspendu par chaîne ou tige filetée rigide.
Suspension par chaîne.
Très souvent dans les zones proches des fenêtres, l’éclairage artificiel n’est nécessaire que le matin, le soir ou la nuit. En journée, l’éclairage naturel est suffisant pour assurer le confort visuel.
On tient compte de l’éclairage naturel en agissant :
Pour ces 3 modes de gestion, il existe des systèmes intégrant la gestion en fonction d’une présence et la gestion en fonction de l’apport en éclairage naturel. De plus ces systèmes permettent souvent une dérogation par bouton-poussoir ou télécommande.
Plusieurs types de réglage sont possibles :
Dans les grands bâtiments dont les locaux sont caractérisés par un éclairage naturel très important (dans lesquels l’éclairage artificiel n’est utilisé qu’en début et en fin de journée), un système de déclenchement ON/OFF automatique en fonction de l’éclairement extérieur peut être suffisant.
Une commande on/off doit être accompagnée d’une temporisation pour éviter qu’une variation brusque de luminosité extérieure (passage d’un nuage) ne modifie l’éclairage artificiel. En effet, les variations brusques de l’éclairement artificiel sont souvent mal acceptées par les occupants, alors que ce n’est pas le cas pour les variations tellement courantes de l’éclairement naturel. Bien que peu couteux, ce système n’est pas facile à régler, car il dépend de la configuration de la pièce à gérer (type et taille de la fenêtre) et doit prendre en compte l’éloignement des luminaires par rapport à la façade. Il n’intègre pas non plus la présence éventuelle de protections solaires, d’ombres portées sur la façade,…
Pour affiner le réglage, il est possible de prévoir une régulation pas à pas, soit en éteignant progressivement les rangées de luminaires à partir des fenêtres, soit en jouant avec le nombre de lampes allumées dans les luminaires multilampes.
Aujourd’hui, la gestion électronique centralisée permet de pallier à ces problèmes et de généraliser la gestion du flux sur base de l’éclairement extérieur.
Le principe est le suivant : un héliomètre, muni d’une série de cellules photoélectriques (et donc multidirectionnel), mesure les composantes directes et diffuses de la lumière ainsi que la position du soleil. L’organe de régulation détermine les conditions d’éclairement de chaque local du bâtiment. Cela lui permet alors, par un adressage individuel de chaque luminaire, de « personnaliser » le contrôle du flux lumineux luminaire par luminaire. À noter que ce système peut se coupler très aisément avec une gestion en fonction de l’occupation (détection de présence ou bouton poussoir).
Dans les locaux à plus faible niveau d’éclairage naturel, l’éclairage artificiel doit toujours assurer un appoint. Un dosage fin de cet appoint par réglage continu du flux lumineux (appelé « dimming« ) peut seul apporter une économie d’énergie. Dans ce cas, c’est le niveau d’éclairement intérieur qui sert de grandeur représentative pour le réglage.
Le dimming de tubes fluorescents nécessite l’usage de ballasts électroniques dimmables.
Le seuil minimal en dessous duquel on ne peut descendre dépend du type de ballast utilisé. Certains ballasts électroniques permettent de réduire le flux lumineux de manière continue jusqu’à 0 % du flux lumineux total de la lampe. Cependant, la puissance de l’ensemble formé par la lampe et le ballast restera toujours supérieure à 5 % de la puissance totale car la consommation du ballast est indépendante de la puissance de la lampe. Pour éviter cette consommation résiduelle lorsque la lampe est dimmée au maximum, il est important que le système éteigne automatiquement l’alimentation des ballasts.
Pour être totalement efficace, un simple dimming doit être complété par certaines fonctions complémentaires. Lorsque l’occupant quitte son bureau alors qu’il fait encore clair, il peut facilement oublier d’éteindre les lampes (à ce moment-là dimmées au maximum). Celles-ci se rallumeront durant la nuit.
Pour éviter cette situation, il faut que :
Cas concret dans la situation « stores ouverts » ou « stores fermés » :
Stores ouverts, la lumière naturelle est suffisante, en cas de détection de présence, le luminaire reste éteint. Éventuellement un interrupteur manuel pourrait-être intégré de manière à pouvoir déroger et tout de même allumer le luminaire pour certaines tâches.
Stores fermés, la lumière naturelle est insuffisante, en cas de détection de présence, le luminaire s’active.
 |
Un capteur mesure en permanence la luminance de la fenêtre (proportionnelle à l’apport de lumière naturelle). Au sein d’un régulateur, une correspondance est établie entre le niveau mesuré et le réglage du ballast pour maintenir le niveau d’éclairement requis. |
Dans les locaux plus profonds, les besoins en éclairage artificiel peuvent être différents en fonction de l’éloignement de la façade. On peut alors, avec ce type de matériel, régler chaque rangée de luminaires suivant une loi de correspondance différente.
Notons qu’à l’arrière de ces locaux, un éclairage artificiel maximum reste parfois nécessaire, quelles que soient les conditions atmosphériques. Un dimming ne se justifie alors pas pour les rangées de luminaires les plus éloignées de la fenêtre.
Sondes de luminosité locales.
Un capteur mesure la luminance en un point du local et adapte en conséquence la puissance des luminaires. Ces sondes de luminosité locales peuvent être placées :
Ce système a comme inconvénient de modifier le niveau d’éclairement en fonction d’une modification de couleur de la zone observée par le capteur (manteau foncé déposé sur le plan de travail, papier noir…) mais cette influence locale sera minime si la surface vue par le capteur est grande (rayon de plusieurs mètres) par rapport à la tache foncée.
Ici aussi, il existe des systèmes qui permettent un réglage différent par rangée de luminaires en fonction de l’éloignement à la fenêtre.
Dans ce cas, le capteur doit être placé au niveau de la rangée de luminaires la plus proche des fenêtres.
Le régulateur règle la puissance de cette rangée et ajoute une constante pour le réglage des autres rangées.
Le réglage est moins fin que pour le premier système (représenté par les droites pointillées dans le graphe ci-dessus) : on suréclaire toujours un peu les zones les plus éloignées de la fenêtre, par rapport aux besoins réels. En effet, pour un flux lumineux maximum de 100 % de la rangée la plus proche des fenêtres (pas d’éclairage naturel) les autres rangées doivent aussi fournir 100 % de leur flux lumineux. Lorsque l’éclairage naturel augmente, la proportion nécessaire du flux lumineux des luminaires diminue d’autant plus qu’ils sont proches des fenêtres.
La surpuissance du luminaire par rapport au besoin réel est donnée par la différence d’abscisse entre la droite pleine et la droite pointillée.
Si on place le capteur entre les rangées de luminaires, seul un réglage identique de chaque rangée est possible. Dans ce cas, pour contenter le fond du local, ce sera la première rangée qui sera en surpuissance par rapport aux besoins.
Ce mode de régulation consiste à équiper chaque luminaire d’un capteur qui mesure l’éclairement sous le luminaire. Le capteur agit directement sur le ballast du luminaire et régule le flux lumineux pour maintenir en permanence l’éclairement recommandé.
Contrairement aux systèmes à régulation centrale, ce système est très simple et bon marché. Il ne demande aucun câblage spécial, ni régulateur central (l’équipement de chaque luminaire est indépendant). Il s’applique donc très facilement à la rénovation. De plus, le réglage de chaque appareil s’effectue en fonction des conditions particulières de chaque poste de travail ou zone de local.
L’inconvénient de ce système est son mode de régulation purement proportionnel (à l’inverse des systèmes à régulateur central). Pour fonctionner, le système doit maintenir un écart par rapport à sa consigne. Il est donc nécessaire d’augmenter la consigne (par exemple : 650 Lux) pour obtenir l’éclairement souhaité (par exemple : 500 Lux) en absence d’éclairage naturel. Il en résulte alors toujours un suréclairement par rapport aux besoins lorsqu’apparaît la lumière naturelle. Le réglage n’est donc jamais optimum. De plus, une diminution maximum du flux de la lampe n’entraîne pas son extinction automatique, n’éliminant donc pas la consommation résiduelle du ballast.
Si le niveau d’éclairement et la luminance varient dans le champ visuel, une adaptation de l’œil est nécessaire lorsque le regard se déplace. Durant ce moment, l’acuité visuelle est diminuée, entraînant des fatigues inutiles.
La répartition lumineuse ou l‘uniformité des niveaux d’éclairement caractérise les variations du niveau d’éclairement et est définie comme étant le rapport entre l’éclairement minimum et l’éclairement moyen observé dans la zone de travail.
L’uniformité d’éclairement des zones de travail et des zones environnantes immédiates est définie, dans la zone considérée, comme étant le rapport :
| Éclairement minimum / Éclairement moyen |
| Pour connaitre les valeurs recommandées d’uniformité. |
| Exemple : implications pour les salles de sport
L’uniformité d’éclairement est particulièrement importante pour les jeux de ballon : celui-ci semble accélérer lorsqu’il passe d’une zone plus claire à une zone plus foncée. Pour le joueur, il est alors difficile d’évaluer la vitesse de ce dernier. Cet effet se produit, par exemple, lorsque les courbes de répartition photométrique de deux luminaires adjacents ne se recouvrent pas suffisamment.
|
En ce qui concerne l‘uniformité de la luminance, c’est beaucoup plus compliqué ! En effet, la distribution de la lumière dans un espace dépend de la répartition des sources lumineuses et de la réflexion des parois. Elle est d’autant meilleure que les réflexions de chaque paroi sont élevées et uniformément réparties (couleurs uniformes).
De plus, il faut une certaine uniformité de luminance d’une part entre le champ visuel en position de travail (le plan de travail) et au repos (les murs), d’autre part entre les différentes surfaces de référence (éclairement de la zone de travail et de la zone voisine).
Pour un même niveau d’éclairement au niveau du plan de travail, la première situation est nettement plus agréable que la troisième.
Pour garantir une répartition harmonieuse des luminances, il convient de ne pas dépasser certaines valeurs de contraste entre les différentes zones du champ visuel ou les surfaces de référence.
| Pour connaitre les valeurs recommandées d’uniformité. |
Cependant, pour structurer l’espace, il peut être intéressant de créer des ambiances lumineuses localisées. Dans ce dernier cas, un niveau d’éclairement général existe pour tout l’espace et un éclairage localisé complémentaire est prévu en fonction des besoins spécifiques de la tâche visuelle.
Le ventilo-convecteur est au radiateur, ce que le mix-soup est au presse purée ! Cela va plus vite mais cela fait du bruit… !
Plus sérieusement,
Un radiateur traditionnel est alimenté par une eau à …50°…70°… dans une ambiance à 21°. L’échange de chaleur s’effectue facilement grâce à un tel écart de température.
Mais pour fournir du froid, on fait circuler de l’eau (dite « glacée ») à …5°…10°… dans une ambiance à 24° : l’écart de température devient trop faible pour fournir une bonne puissance frigorifique. On passe dès lors à un échange forcé : un ventilateur est ajouté et le radiateur est remplacé par une batterie d’échange. En pulsant de l’air sur l’échangeur, la puissance frigorifique est fortement augmentée mais le bruit envahit les locaux.. !
Pour assurer le refroidissement l’été mais aussi le chauffage en hiver, un ventilo-convecteur comprendra donc :
On le retrouve en position verticale (allège de fenêtre), ou en position horizontale (accroché au plafond ou intégré dans un soffit
Il existe quatre grandes familles :
1. Les ventilos « à 2 tubes réversibles » : ils ne disposent que d’un seul échangeur, alimenté alternativement en eau chaude en hiver, et en eau glacée en été. Mais un risque de perte d’énergie apparaît par mélange entre eau froide et eau chaude si la zone neutre est trop faible (voir régulation des ventilos).
2. Les ventilos « à 4 tubes » : ils disposent de deux échangeurs, pouvant être connectés en permanence soit au réseau d’eau chaude, soit à celui d’eau glacée.
La taille (le nombre de rangs) de l’échangeur de froid est plus élevé que celui de la batterie chaude, suite au delta T° plus faible sous lequel travaille la batterie froide. On dit que « le pincement » est plus faible entre T°eau et T°air dans l’échangeur.
3. Les ventilos « à 2 tubes – 2 fils » : pour diminuer les coûts d’installation, on ne prévoit que le réseau d’alimentation en eau glacée. Pour assurer le chauffage d’hiver, une résistance électrique d’appoint est prévue (le ventilateur pulse l’air du local au travers de la résistance, comme dans le cas d’un convecteur électrique direct).
Mais le prix du kWh électrique étant nettement plus élevé que le kWh thermique, les coûts d’exploitation seront importants…
4. Les ventilos « 2 tubes réversibles + 2 fils » : astuce ! Ce dernier système peut être utilisé en fonctionnement deux tubes (c.-à-d. eau glacée en été, eau chaude en hiver), la résistance électrique sert alors uniquement en résistance d’appoint en mi-saison.
Les coûts d’exploitation sont dès lors plus limités que dans la version « 2 tubes « .
Remarque : nous avons écarté ici la solution « 3 tubes » (1 départ chaud, 1 départ froid et 1 retour commun) qui a été installée autrefois, mais qui ne l’est plus aujourd’hui puisque le mélange entre l’eau chaude et l’eau froide est aujourd’hui considéré comme inacceptable.
La batterie d’échange air-eau à tubes ailettés est encadrées par deux vannes d’isolement et une vanne de réglage du débit d’eau. Cette vanne est commandée par un thermostat dont le bulbe est situé dans la prise d’air.
La ventilation est assurée par une ou deux turbines, centrifuge ou tangentielle, de 40 à 50 Pa de pression totale, généralement à 3 vitesses (avec un sélecteur accessible à l’utilisateur… qui le positionne souvent en première vitesse pour limiter le bruit !). La puissance demandée est généralement de l’ordre de 80 à 125 W, suivant les modèles.
Le bac de récupération des condensats sera raccordé au réseau d’évacuation. Dans le cas où le ventilo est accroché au plafond, cette évacuation n’est pas toujours aisée. On aura parfois recours à une petite pompe de relevage des eaux de condensat.
L’habillage est constitué en acier galvanisé, généralement recouvert intérieurement de laine de verre ou de mousse polyuréthane pour des raisons thermiques et acoustiques. Mais il arrive que pour des raisons esthétiques, la carcasse du ventilo soit intégré dans la structure décorative du local ou dans une armoire et dans ce cas, seules les grilles restent visibles.
Il est possible d’intégrer complètement le ventilo dans un faux plafond ou un faux plancher (des hauteurs d’équipement de 200 à 300 mm existent).
Soit il s’agit un appareil « cassette » : il aspire l’air du local en partie centrale et le repulse après traitement latéralement, tangentiellement au faux plafond.
Certains ventilos sont prévus pour être intégrés sous le plancher des locaux montés sur vérins (local informatique, par exemple). Dans ce cas, l’ouverture de l’appareil doit pouvoir se faire par le dessus.
Soit il s’agit d’un appareil dont le raccordement est prévu via des gaines de distribution vers différentes grilles de pulsion. Cela améliore le confort (meilleure diffusion de l’air, diminution du bruit, …) mais il faut que le ventilo reste facilement accessible pour la maintenance (ouverture prévue par le dessous).
Il s’agit d’une variante côté « émission » : les ventilos sont remplacés par de petits caissons de préparation, disposés en batterie dans le local technique.
Au départ, il s’agit de la réponse d’un constructeur à un promoteur immobilier qui lui demandait : « faites-moi un système simple, modulable, facile à entretenir ».
Ce caisson comprend
Ces caissons sont prolongés par des gaines pour alimenter les diffuseurs d’air dans les locaux (ces diffuseurs assurent aussi bien la pulsion que la reprise).
Ils sont eux-mêmes les extrémités d’une gigantesque pieuvre qui les nourrit
Tout a été prévu pour diminuer la main d’œuvre : préindustrialisation des supports, raccordement par flexible,… Chaque équipement défaillant est rapidement démonté et remplacé.
La régulation est particulièrement performante (dans la version « full options » !)
Chaque module de 25 à 50 m2 dispose de son propre caisson, et peut donc définir ses propres conditions de confort.
Le principe de fonctionnement est donc fort proche de celui des ventilo-convecteurs. Mais en plus, il apporte une flexibilité totale s’adaptant très bien aux bâtiments modulaires dont on voudrait pouvoir modifier les cloisons (immeubles de bureaux, chambres d’hôtel,…).
Le coût d’installation fort élevé est sans doute un inconvénient du système …
Il s’agit d’une variante côté « production » et « distribution ».
Cette technique, encore appelée « hydrosplit », est un système modulaire, préfabriqué, pour ventilos 2 tubes – 2 fils (sans être exhaustif, et à titre d’information, on range dans cette catégorie « l’Hydroflow » de Carrier, « l’Aquajet » de Technibel, « l’Aquastream » de Trane, ….).
Est vendu « en kit »
*par exemple, chez un fabricant, la boucle primaire peut présenter 50 m. de dénivellation verticale et 100 m. d’éloignement.
**par exemple, chez un fabricant, il peut y avoir jusqu’à 9 modules de distribution secondaire, auxquels on peut raccorder 8 ventilos chacun, soit un total de 72 ventilos dans le bâtiment.
L’objectif commercial est de faire baisser les prix par cette standardisation du produit, et d’ouvrir le marché de la climatisation aux chauffagistes qui n’ont plus qu’à assembler le mécano !
Pourquoi pas… mais ce système entraîne un chauffage électrique direct, peu écologique et d’un coût d’exploitation fort élevé ! Il faut s’assurer que les besoins de chauffage seront tout à fait occasionnels.
Certains systèmes sont greffés sur une installation frigorifique réversible, d’autres présentent l’avantage de pouvoir lui raccorder également une distribution d’eau chaude (pour réaliser du « 2 tubes » ordinaire). cela peut constituer alors une solution intéressante en rénovation, puisqu’il y a récupération de la chaudière existante.
On peut imaginer différents niveaux, en fonction de la qualité énergétique du projet
Il existe actuellement des systèmes de centralisation pour unités terminales accessibles financièrement, sortes de GTC minimum, avec une incidence non négligeable sur la consommation énergétique.
Dans tous les cas, la gestion doit considérer la température, le débit hydraulique et le débit aéraulique. Si le débit aéraulique est souvent laissé aux bons soins de l’occupant, les deux autres paramètres sont
Deux principes sont possibles
La première solution est très confortable, d’autant que la vitesse du ventilateur est fixée par l’occupant (réglage manuel à 3 positions), occupant qui choisit ainsi le niveau de bruit qu’il souhaite. Bien sûr, si les besoins sont élevés et que la vitesse du ventilateur est faible, la consigne ne sera pas atteinte…
Commutateur de vitesse du ventilateur.
La deuxième solution est moins chère, mais nettement moins confortable, surtout si le ventilateur fonctionne en tout ou rien. Il faut au minimum un appareil à trois vitesses ou, mieux, un ventilateur à vitesse variable.
Dans les deux cas, on prévoira une plage neutre suffisamment large (minimum 2°C) : par exemple, une plage neutre entre 21 et 24°C. La température intérieure du local va « flotter » entre ces deux valeurs, sans consommation énergétique.
Il est préférable que la sonde de température soit placée dans l’ambiance : si elle était placée dans la reprise d’air, il faudrait laisser le ventilateur en 1ère vitesse même lorsque la température ambiante est en plage neutre…!
Ventilateur en vitesse 1 dans la zone neutre.
Ventilateur à l’arrêt dans la zone neutre.
Remarque : une technique URE consiste à placer un contact de feuillure sur les châssis de telle sorte que le fonctionnement du ventilo-convecteur soit interrompu lors de l’ouverture des fenêtres.
Dans les circuits avec vannes à trois voies, le débit hydraulique total de l’installation est constant.
Par contre, dans les installations avec vannes deux voies, lorsque celles-ci se ferment, la pompe risque de souffrir. Deux solutions sont possibles :
Il est utile de prévoir une technique de délestage pour éviter le fonctionnement simultané des résistances électriques des installations 2 tubes – 2 fils !
| Pour en savoir plus sur le délestage certains équipements électriques. |
Un fonctionnement séquentiel est possible puisque le bâtiment constitue en lui-même un réservoir tampon et que la stabilité des températures intérieures ne sera que peu affectée par les coupures provoquées par le délesteur.
La programmation devrait également permettre de profiter au mieux des tarifs de nuit, en réalisant les relances du matin avant 7h00 (heure variable régionalement suivant les distributeurs).
Deux systèmes s’entrecroisent au niveau de l’échangeur
et les régulations de ces deux systèmes sont distinctes.
Sur ce schéma de base, on distingue 2 régulations :
1. Une vision de la régulation locale de chaque ventilo-convecteur
2. Une régulation de l’alimentation eau chaude/eau glacée des ventilo-convecteurs
Trois systèmes s’entrecroisent au niveau de l’échangeur
et les régulations de ces systèmes sont distinctes.
Sur ce schéma de base, on distingue dès lors 2 régulations :
1. Une régulation locale de chaque ventilo-convecteur :
2. Une régulation de l’alimentation eau chaude/eau glacée des ventilo-convecteurs
Le schéma d’installation des ventilos « 2 tubes – 2 fils » est simple : hydrauliquement, seul le réseau d’eau glacée est réalisé.
La résistance d’appoint électrique est, soit commandée en tout ou rien, soit soumise à une régulation progressive (régulation chrono-proportionnelle).
Les schémas de régulation sont simples puisque les productions de chaud et de froid sont indépendantes. L’équipement frigorifique peut être complété par un stockage de glace.
Inauguré courant de l’année 1983, le Centre Hospitalier du Bois de l’Abbaye de Seraing compte 374 lits d’hospitalisation et 30 lits en Maison de Repos et de Soins (MRS). Un édifice de quelques 50 000 m² répartis sur 10 niveaux dont la gestion technique et les études de projets sont assurés par une équipe d’une quarantaine de personnes.
En deux décennies, l’hôpital a vu ses besoins en climatisation fortement augmenter et son réseau d’eau glacée multiplié au moins par 10. Les besoins en frigories sont passés d’une puissance d’environ 100 kW à l’origine à quelques 1 000 kW aujourd’hui. Une croissance qui s’explique par la présence d’équipements qui n’étaient pas aussi importants à l’époque que ceux que l’on rencontre de nos jours (scanners, résonance magnétique nucléaire, salle de coronarographie, …) mais aussi par la tendance actuelle à climatiser également les bureaux et l’ensemble des chambres.
Dans un hôpital, les besoins en frigories sont importants même en hiver notamment pour les blocs opératoires, les salles informatiques, les salles accueillants des équipements énergivores ainsi que les salles de consultations. Dans le cas du Centre Hospitalier du Bois de l’Abbaye, les 2 niveaux enterrés du bâtiment ont besoin d’être climatisés constamment toute l’année en raison notamment de l’éclairage permanent, des équipements présents et du personnel en nombre qui y travaille. Il faut souligner que ces 2 niveaux totalisent 20 000 m² soit 40% de la surface totale de l’hôpital.
Les besoins frigorifiques de pointe actuels nécessitent de l’ordre de 200 m³/h d’eau glacée à 7°C. Cette dernière est produite à partir de 2 groupes de froid de 400 kW chacun et d’un groupe supplémentaire de 200 kW. Depuis la fin des années ’80, dans un souci d’Utilisation Rationnelle de l’Énergie (URE) et donc d’économie financière, on pratique le principe du free-chilling et de la récupération de chaleur sur les groupes frigorifiques.
Lorsque la température extérieure descend sous les 8 à 10°C, on peut fabriquer de l’eau glacée sans utiliser le groupe frigorifique. L’eau est directement refroidie par l’air extérieur et la machine frigorifique est mise à l’arrêt. L’économie d’énergie est évidente ! La rentabilité du projet est d’autant plus élevée que les besoins de refroidissement sont importants en hiver et que l’installation s’y prête.
Le responsable technique de l’hôpital, conscient que des besoins de froid existaient durant toute l’année, donc également pendant l’hiver, profita de la rénovation d’une tour de refroidissement pour adopter la technique du free-chilling sur le circuit d’eau glacée. Il adapta la régulation pour permettre le fonctionnement sous deux régimes de température différents au niveau des tours de refroidissement : soit à moins de 10°C en mode free-chilling, soit à 40°C en été qui correspond à la température de sortie au niveau des condenseurs des groupes frigorifiques. Il favorisa également le refroidissement nocturne des locaux, ce qui ne crée pas d’inconfort pour les occupants, et valorise mieux le free-chilling puisque la température extérieure est plus basse la nuit.
En l’absence de mesures, voici une estimation de l’économie réalisée par l’arrêt du groupe frigorifique de 400 kW. Si le fichier météo de Uccle annonce 3 550 heures sous les 8°C, on peut estimer que le refroidissement effectif se fait durant 2 000 heures. Sur base d’un COP (COefficient de Performance) moyen de 2,5, c’est donc 160 kW électriques qui sont évités au compresseur. Une consommation supplémentaire de 5 kW est observée pour le pompage de l’eau au travers de l’échangeur et dans la tour. Soit un gain de 155 kW durant 2000 heures ou encore 310 000 kWh. Le temps de retour simple calculé à l’époque était de l’ordre de 3 à 4 ans pour un investissement total de 60.000 € dont la moitié pour la tour fermée de 360 kW et le reste en tuyauteries, régulation et génie civil.
On soulignera qu’adapter cette technique à une installation existante nécessite toujours une étude particulière (cadastre des énergies de froids consommées avec leur niveau de température, répartition été/hiver…) pour apprécier la rentabilité.
Le groupe frigorifique de 200 kW fonctionne prioritairement par rapport aux 2 autres et est sollicité toute l’année durant. Lors de son acquisition, l’équipe technique a opté pour un groupe fonctionnant avec une température au condenseur plus élevée de l’ordre de 45 à 50°C. L’idée dès le départ était de récupérer la chaleur libérée au condenseur pour chauffer l’eau de la piscine de l’hôpital ainsi que l’eau chaude sanitaire dont la consommation journalière est d’environ 30 m³ à 50°C. Ce sont quelques 70 kW thermiques en moyenne qui sont ainsi récupérés et non pas offerts aux petits oiseaux via les tours de refroidissement situées en toiture. Une économie annuelle en gaz de l’ordre de 70.000 m³.
René TILLIEUX
Directeur technique
Centre Hospitalier du Bois de l’Abbaye
Tél : 04/338.78.80
Cette étude de cas provient des Sucess Stories réalisées par l’ICEDD, Institut de conseils et d’études en développement durable en 2004.
On rencontre généralement la pompe à vide à anneau liquide au niveau du process de stérilisation; ce type de pompe créant un vide suffisant pour l’application.
Le dimensionnement de la pompe s’effectuera nécessairement en fonction du niveau de vide. Le niveau de vide est gouverné par la limite de cavitation de la pompe, elle même conditionnée par la pression de vapeur au niveau de l’anneau liquide (type et température du liquide de refroidissement formant l’anneau liquide).
Afin d’éviter un surdimensionnement de la pompe à vide, les constructeurs recommandent d’accroître la capacité de la pompe en terme de débit (à pression de vide nominale) plutôt que de chercher à dimensionner la pompe avec un facteur de sécurité sur la pression de succion.
Les paramètres du système de vide (cuve de stérilisation, conduites, vannes, …) qui influencent le débit d’entrée de la pompe à vide sont:
Le temps d’évacuation est le paramètre important dans les process discontinus comme un cycle de stérilisation.
Dans le cas de la stérilisation, le liquide de refroidissement formant l’anneau liquide, et par conséquent l’étanchéité entre les ailettes de la roue à aube (ou niveau de vide), est en général de l’eau. La température de ce liquide de refroidissement influence fortement le niveau de vide. En effet, dans l’ouie d’aspiration, la basse pression régnant, le liquide de refroidissement a tendance à s’évaporer et à augmenter la pression partielle de vapeur au niveau de la cellule cloîtrée entre deux ailettes et l’anneau liquide. Il en résulte que plus la température du liquide de refroidissement est élevée, plus il aura tendance à s’évaporer et, par conséquent, le niveau de vide et de débit d’aspiration diminuera.
Le choix de l’eau comme liquide de refroidissement va de soi avec l’utilisation de vapeur comme moyen de stérilisation. Il va sans dire que la gestion de la température de l’eau de refroidissement sera un élément primordial dans la performance énergétique du système de vide.
Les performances de la pompe à vide, notamment au niveau de la cavitation, dépendant de la capacité du gaz à aspirer à condenser ou pas. Le cas de la vapeur d’eau est intéressant puisqu’elle possède cette qualité.
L’interaction entre la vapeur et le liquide de refroidissement est forte :
Il arrive que les fabricants placent des échangeurs avant la pompe à vide afin de condenser la vapeur et de renforcer l’effet de vide dans la pompe à anneau liquide.
Pour renforcer l’effet de vide à l’entrée de la pompe à vide, certains fabricants propose de placer un éjecteur (venturi). Ce système permet de dimensionner la pompe à sa valeur nominale de vide nécessaire pour la stérilisation tout en renforçant le vide par une pièce statique.
Le dimensionnement de la pompe à vide influence naturellement celui du moteur électrique d’entraînement. Tenir compte en priorité d’un facteur de sécurité sur le niveau de vide plutôt que sur le débit d’aspiration risque de surdimensionner la pompe à vide et par conséquent le moteur électrique; on sera alors doublement pénalisé au niveau de l’investissement.
Le choix du mode de gestion de l’alimentation en eau de l’anneau liquide influence le niveau de vide. En effet, la température de l’anneau liquide conditionnant le niveau de vide, l’utilisateur sera tenté de le refroidir avec des grandes quantité d’eau adoucie entraînant une envolée importante de la consommation.
| Exemple.
Soit un stérilisateur 9 DIN effectuant 1 600 cycles par an. Sa consommation d’eau adoucie au niveau de l’anneau liquide est de l’ordre de 216 litres/cycle. La consommation d’eau adouci est de l’ordre de : nbre de cycle/an x quantité d’eau [m³/cycle] / 1 000 = 1 600 x 216 / 1000 = 346 [m³/an] Le coût annuel pour un stérilisateur est de : 346 [m³/an] x 2,5 [€/m³] = 864 [€/an] |
Plusieurs modes de gestion du refroidissement de l’eau de l’anneau liquide sont disponibles sur le marché. À l’heure actuelle, la plupart des constructeurs proposent des solutions où les consommations sont réduites de manière draconienne.
Il est intéressant à ce sujet de comparer plusieurs solutions que propose un constructeur de pompe à vide :
Ce circuit était classiquement installé en standard sur l’ancienne génération de stérilisation.
| pour en savoir plus sur le circuit ouvert, cliquez ici ! |
Le constructeur annonce des débits moyens de 216 [litres/heure]. Si le choix de l’utilisateur se porte sur ce type de circuit, il doit s’attendre à couvrir des consommations d’eau importante. Si malgré tout vous optez pour ce type d’installation, pour limiter les consommations excessives, il sera nécessaire:
Ce type de circuit est de plus en plus proposé en standard par les constructeurs qui, pour la plupart ont compris l’enjeu énergétique et environnemental.
| pour en savoir plus sur le calcul de la quantité d’eau d’appoint dans le circuit semi fermé, cliquez ici ! |
L’évaluation théorique de ce système donne une réduction de l’ordre de 30 %
Même dans ce cas, il sera nécessaire de :
Dans les services de Stérilisation Centrale il y a souvent de la climatisation. Une prolongation de la boucle d’eau glacée et un investissement limité dans une petite régulation autonome permettrait d’y brancher une installation de pompe à vide à anneau liquide en circuit fermé. Ce système permettrait de ne pratiquement plus consommer d’eau adoucie.
| pour en savoir plus sur le calcul de la quantité d’eau d’appoint dans le circuit semi fermé, cliquez ici ! |
L’évaluation théorique de ce système donne une réduction de l’appoint d’eau de l’anneau liquide de la pompe à vide élevée. Il est risqué de donner une valeur précise de réduction sachant que les cycles de fonctionnement de la pompe à vide sont particulièrement fluctuants en température. En effet :
Certains constructeurs annoncent 75 % de réduction de consommation d’eau.
Ces deux alternatives existent. En général, les constructeurs proposent de placer une pompe à vide à proximité de chaque stérilisateur et, par conséquent, de préférer la configuration locale.
Si on ne dispose pas d’un local technique à proximité de la stérilisation centrale, il va de soit que la configuration locale s’impose.
Cependant on sera attentif aux avantages et inconvénients suivants :
(+)
(-)
|
Si on dispose d’un local technique à proximité de la stérilisation centrale, on étudiera la possibilité de regrouper l’installation de vide dans cet espace en restant attentif aux avantages et inconvénients suivants :
(+)
(-)
|
Les déchets résultants de la préparation des repas dans les cuisines collectives doivent être évacués suivant certaines règles d’hygiène et de respect de l’environnement.
L’origine des déchets dans les cuisines collectives est diverse :
Selon la taille de la cuisine, les déchets peuvent être traités manuellement ou automatiquement.
Dans le premier cas, les déchets sont rassemblés dans des poubelles situées dans un local poubelle réfrigéré (pour raisons hygiéniques) avant d’être évacués vers une décharge. Le prix de l’enlèvement des déchets est estimé à 0,2 à 0,25 €/kg en comptant les taxes, sacs payants, etc.
Dans le second cas, différents systèmes automatiques peuvent être envisagés en fonction du nombre de repas préparés : systèmes à panier à partir de 50 repas, systèmes plus complexes à partir de 200 à 250 repas.
Dans ce cas, les déchets sont traités avant stockage, et sont, dans la plupart des cas, transportés automatiquement vers ce lieu de stockage.
On distingue deux systèmes de traitement et de transport des déchets :
Le premier système produit des déchets « impurs » qui contiennent beaucoup trop d’eau pour être réutilisés. Leur prix d’enlèvement varie entre 0,2 à 0,25 €/kg.
Le second système produit des déchets dits biologiques qui permettent de faire :
Le prix d’enlèvement de ces déchets tourne autour de 7,5 c€/kg.
Les déchets sont transportés et/ou traités en utilisant une grande quantité d’eau. Les eaux usées résultant de ce traitement transitent par un séparateur de graisse avant d’être rejetées à l’égout.
L’efficacité du système est faible : 10 à 20 % des déchets seulement sont récupérés, le reste partant à l’égout et dans le séparateur de graisse. Celui-ci doit donc être vidé très régulièrement (environ une fois par mois au lieu d’une fois tous les trois mois pour une cuisine sans ce type de traitement des déchets). Le prix de la vidange du séparateur de graisse (0,2 à 0,375 €/kg) doit être ajouté au prix d’enlèvement des déchets (0,2 à 0,25 €/kg).
Deux systèmes existent pour la séparation entre les déchets solides et liquides :
Des postes de travail, les déchets sont transportés dans des goulottes remplies d’eau puis dans des canalisations jusqu’à une vis d’Archimède (puissance de 5 à 8 kW par vis) inclinée vers le haut, située dans un local réfrigéré. Cette vis tourne dans une canalisation perforée elle-même incorporée dans une autre conduite plus large. Les déchets solides sont comprimés dans la vis, le résidu liquide traverse la canalisation perforée et est récupéré dans la canalisation plus large.
Ce résidu liquide peut être récupéré à concurrence d’environ 50 % et être réutilisé pour le transport des déchets, moyennant traitement (filtration, désinfection, désodorisation).
Les déchets solides tombent, au bout de la vis d’Archimède, dans un container situé également dans le local réfrigéré. Ce container est évacué régulièrement vers une décharge.
Ce système demande beaucoup d’entretien non seulement sur le système mais aussi sur le dégraisseur et consomme beaucoup d’eau. Il est utilisé pour des cuisines préparant au minimum 200 repas par jour.
Ce système moins encombrant et moins automatisé peut être utilisé pour de plus petites cuisines (à partir de 50 repas par jour).
Une station de traitement contient un entonnoir, une vis d’Archimède verticale (puissance de l’ordre de 2 à 3 kW) et un panier perforé, ainsi qu’une alimentation en eau. Le tout est relié aux égouts.
Les déchets sont envoyés, avec un apport d’eau, dans la vis d’Archimède qui effectue une première séparation entre les déchets solides, et le résidu liquide. A la sortie de la vis, les déchets solides sont envoyés dans le panier perforé arrosé régulièrement et dans lequel s’opère la séparation définitive entre solide et liquide. Le panier est vidé manuellement dans un container situé dans un local réfrigéré. Les résidus liquides sont envoyés dans le réseau d’égout via le dégraisseur.
Le coût d’entretien reste élevé : entretien des stations et du dégraisseur.
Le traitement par voie sèche a l’avantage de ne pas être raccordé aux égouts, ce qui évite l’entretien très régulier du séparateur de graisses et l’apport de déchets dans les égouts. Il ne demande pas non plus d’apport d’eau.
Il est utilisé pour des cuisines préparant un minimum de 250 repas par jour (sinon, le coût d’investissement reste trop important).
Il existe trois systèmes par voie sèche :
Les déchets sont introduits dans un entonnoir et envoyés dans un broyeur (puissance de l’ordre de 2 à 8 kW en fonction de l’importance des stations) puis dans un réservoir intermédiaire. Lorsque celui-ci est rempli, il est mis sous pression à l’aide d’un compresseur (2.2 kW minimum) et les déchets sont propulsés vers le réservoir principal.
Un moteur de 7.5 kW malaxe les déchets dans ce réservoir principal pour conserver une masse homogène (fonctionnement 5 min de l’ordre de 4 à 6 fois par jour). Sans cela, les déchets les plus denses se concentrent dans le bas du réservoir où ils peuvent former une masse trop dense qui empêche le vidangeage.
Ce système ne nécessite pas de broyeur ni de réservoir intermédiaire avant le réservoir principal.
Il comprend :
Les déchets sont introduits dans des entonnoirs de déversement. Lorsqu’un entonnoir doit être vidé, les clapets situés aux deux extrémités de la conduite sont ouverts, et les déchets sont aspirés dans le réservoir sous vide.
N.B. : Il existe aussi des machines de taille plus réduite (légèrement plus grande qu’un appareil ménager) permettant de réduire considérablement le volume des déchets organiques. Ces derniers sont alors réduits par un processus de déshydratation entre une partie de résidus solides (pouvant être réemployés comme ressource organique) et une partie de résidus liquides (rejetés à l’égout).
Les déchets (à l’exception des huitres) sont chargés dans une machine permettant de déshydrater les déchets fermentescibles en de courtes périodes (de 6 à 12 heures selon les volumes). En fin de cycle, le dispositif restitue un résidu solide égal à 10 – 30% des déchets à l’origine. Selon la législation propre à chaque pays, le résidu peut être utilisé comme engrais organico-minéral utilisable dans l’agriculture ou le secteur horto-floricole de manière directe ou après retraitement dans un centre de compostage agréé.
Le traitement par voie humide nécessite une alimentation électrique limitée : la vis d’Archimède et le local réfrigéré. Il demande une importante consommation en eau, et rejette une quantité importante de déchets liquides dans les égouts.
Le traitement par voie sèche demande plus d’énergie à l’utilisation, pour l’alimentation de l’homogénéisateur et du compresseur, du ou des broyeur(s) pour le système par air pulsé, de la pompe à vide pour le système sous vide ou du système de déshydratation. Par contre, il ne nécessite pas d’apport d’eau, et surtout ne rejette pas de déchets liquides dans les égouts.
Il est difficile des comparer la consommation globale de chaque système étant donné :
À titre d’exemple, la machine permettant la déshydratation des déchets consomme pour 120 litres de déchets fermentescibles, 35 kWh / cycle en moyenne sur une durée de 8 à 12 heures / cycle.
Il semble néanmoins que les traitements par voie sèche sont plus hygiéniques et plus respectueux de l’environnement. Le traitement par vis d’Archimède est d’ailleurs déjà interdit par certains services des eaux pour des raisons environnementales.
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Repérer le problème |
Projet à étudier |
Rentabilité |
| Lors du choix des équipements de bureautique (ordinateurs, imprimantes, photocopieuses, etc.), le critère énergétique est-il pris en compte ? | Prendre en compte le critère énergétique lors du choix des équipements de bureautique (neuf / remplacement). |
+ + + Fax et imprimanteà jet d’encre ou thermique (plutôt que laser) entraînent une économie de plus de 85 %. Les écrans de PC à cristaux liquides économisent de l’ordre de 70 %. |
| La chaleur des équipements producteurs de chaleur (imprimantes, photocopieuses, etc.) est-elle récupérée ?
Ces équipements sont-ils groupés dans un local non occupé (où une température plus importante peut être acceptée), ou dans un local ventilé naturellement ? |
Pouvoir arrêter le chauffage de ces locaux (vanne thermostatique sur les radiateurs).
Éviter la climatisation par l’extraction directe de la chaleur. Partager les imprimantes entre plusieurs utilisateurs en les plaçant, par exemple, dans les couloirs. |
+ + + Ex : économie jusqu’à 65 % si le nombre d’imprimantes est réduit de 1/pers à 1/3 pers. |
| La gestion des équipements bureautique limite-t-elle la consommation ? | Éteindre les ordinateurs la nuit. |
+ + + Économie de plus de 50 %. |
| Configurer les ordinateurs en mode veille s’ils le permettent.
(Attention, ne pas confondre mise en veille de l’ordinateur et écran de veille !) |
+ + + Cette opération prend quelques minutes et permet d’économiser de l’ordre de 40 % d’énergie. |
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| Sensibiliser les utilisateurs pour qu’ils éteignent les imprimantes/photocopieuses la nuit ou installer une minuterie sur l’alimentation pour qu’elles soient éteintes automatiquement la nuit. |
+ + |
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| Éteindre les ordinateurs pendant les périodes prolongées de non utilisation (notamment pendant l’heure de table). |
+ + Économie de l’ordre de 15 %. |
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| Sensibiliser les utilisateurs pour qu’ils utilisent l’imprimante à jet d’encre lorsque la qualité de l’impression n’est pas importante. |
+ + |
Cette technique peut être déclinée en de nombreuses variantes et de nombreux matériaux peuvent être utilisés mais on retrouvera toujours :
Cette technique permet de conserver l’indépendance des éléments, grâce à leur assemblage mécanique, et donc la possibilité de les désassembler complètement ou partiellement en fin de vie.
L’ensemble peut également être constitué d’éléments préfabriqués.
![Schéma du principe de systèmes à structure [1]](https://energieplus-lesite.be/wp-content/uploads/2019/03/RTEmagicC_isolext3_01.png.png "Schéma du principe de systèmes à structure [1]")
![Schéma du principe de systèmes à structure [2]](https://energieplus-lesite.be/wp-content/uploads/2019/03/RTEmagicC_isolext4_01.png.png "Schéma du principe de systèmes à structure [2]")
Remarques.
La structure bois doit être traitée contre les attaques par les champignons et les insectes.
Ci-dessus, on n’a représenté que la partie courante du mur. L’isolation par l’extérieure de la partie du mur enterré n’est pas représentée.
Ce système est le plus courant. Il est constitué :
Bruxelles Environnement a édité une vidéo illustrative de la mise en œuvre correcte des panneaux d’isolation collés :
Isolation : Éviter les ponts thermiques lors du placement d’isolant en panneaux – [Vidéo réalisée dans le cadre du projet Conclip, soutenu par Bruxelles Environnement].
Remarques.
La plupart des ciment-colle ont des impacts environnementaux très lourds. Même utilisés en faible épaisseurs, ils font de ce type de système un système peu écologique.
Les systèmes à enduit nécessitent un entretien au minimum tous les 10 ou 15 ans pour des raisons esthétiques (encrassement de l’enduit). Des problèmes d’apparition de mousses peuvent survenir sur les façades non exposées au soleil.
Ci-dessus, on n’a représenté que la partie courante du mur. L’isolation par l’extérieur de la partie du mur enterré n’est pas représentée.
Le but est d’obtenir un réel mur creux « moderne » composé de :
Dans le cas d’une remplissage partiel de la coulisse, tous les panneaux isolants sont fixés. On contrôle ensuite toute la surface (fermeture des joints, ancrage des crochets, intégrité des panneaux…). Ensuite seulement, le mur de parement est monté.
Dans le cas d’une remplissage intégral, l’isolant est en général une laine minérale traitée (hydrophobe et non capillaire). Le mur de parement est monté en même temps que l’isolant.
Bruxelles Environnement a édité une vidéo illustrative de la mise en œuvre correcte des panneaux d’isolation en mur creux :
Isolation : Isolation correcte d’un mur creux – [Vidéo réalisée dans le cadre du projet Conclip, soutenu par Bruxelles Environnement].
Remarques.
Les déchets de mortier dans la coulisse doivent être enlevés au fur et à mesure de l’élévation du parement.
Une membrane d’étanchéité et un joint vertical ouvert doit être prévu à toute interruption de la coulisse (pied de mur, linteau) pour drainer vers l’extérieur les eaux infiltrées dans la coulisse.
Les joints de la maçonnerie de parement doivent être bien fermés de manière à éviter les infiltrations d’eau.
L’enduit isolant consiste en une couche isolante constituée par un mortier composé de granulés (polystyrène expansé et/ou perlite, …) et d’un liant de type ciment. Si le mur est très absorbant, un mortier d’accrochage est préalablement projeté sur celui-ci pour assurer une bonne adhérence entre le support et l’enduit isolant. La couche isolante est ensuite recouverte d’une couche de finition le plus souvent à base d’un liant hydraulique (cimentage).
Remarque.
Les mortiers constitués de ciment et de billes de polystyrène expansé ou de perlite siliconée ont, en général, une masse volumique comprise entre 200 et 450 kg/m³ et un coefficient de conductivité thermique λ entre 0,07 et 0,12 W/mxK. Ces enduits dits « isolants » ne peuvent donc être considérés comme des isolants proprement dits.
Dès lors, cette technique nécessite des épaisseurs excessives pour atteindre un coefficient de transmission thermique U de 0,24 W/m²K demandé par la réglementation.
La mise en œuvre d’une isolation par l’extérieur exige que l’isolant soit protégé de l’eau de pluie. Dans le cas d’un parement extérieur non étanche à l’eau (bardage, maçonnerie, …), il est nécessaire de prévoir une coulisse pour drainer l’eau qui se serait infiltrée au-delà du parement ainsi qu’une sortie au pied du mur pour évacuer cette eau vers l’extérieur. Cette technique peut également être utilisée lorsque l’enduit est supporté par la structure indépendante.
Lorsque l’enduit est directement appliqué sur l’isolant, c’est lui qui assure l’étanchéité à la pluie. Il doit être choisi tel qu’il n’absorbe pas trop d’eau et que celle qu’il aurait absorbée sèche rapidement par l’extérieur.
L’isolant thermique extérieur suffisamment épais et correctement mis en œuvre permet de supprimer tout risque de condensation superficielle sur la face intérieure du mur. En effet, elle permet, dans la plupart des cas, d’éviter tous les ponts thermiques.
Il faut toutefois veiller à la continuité de l’isolation au niveau des détails suivants :
Le mur plein isolé par l’extérieur ne présente pas de risque de condensation interne pour autant que la migration de vapeur puisse se faire normalement de l’intérieur vers l’extérieur. Ce qui peut s’obtenir des 3 façons suivantes :
La mise en œuvre de l’isolation du côté extérieur empêche la formation de condensation interne pour autant que l’isolation ne reçoive pas une finition étanche à la vapeur d’eau.
Il faut éviter, à tout prix, que de l’air froid extérieur, ne puisse s’infiltrer du côté intérieur du mur; ce qui réduirait sensiblement l’efficacité de l’isolation. Pour que cette étanchéité soit effective, il faut que les panneaux isolants soient posés de manière bien jointive. De plus, si l’isolant est perméable à l’air (laine minérale, par exemple), il doit être posé sur un support lui-même étanche à l’air.
De plus, pour éviter les courants de convection, les panneaux doivent être appliqués contre le mur-support. Le risque est encore plus important lorsqu’il y a une lame d’air ventilée entre l’isolant et le parement extérieur.
Enfin, il faut éviter toute perforation de la maçonnerie intérieure qui permettrait une pénétration directe d’air intérieur (humide) dans l’isolant.
L’isolation extérieure permet de garder accès à la capacité thermique du bâtiment; ce qui entraîne des refroidissements et réchauffements moins brutaux du climat intérieur.
Cela permet de réduire les risques de surchauffe en été.
Mais en cas de chauffage intermittent, le réchauffement prendra plus de temps.
Le placement de l’isolant du côté extérieur de la maçonnerie réduit très fortement les variations de température au sein de la maçonnerie. En effet, celles-ci restent très proches des températures intérieures relativement constantes par rapport aux températures extérieures. Ce qui supprime pratiquement les risques de fissurations d’origine thermique de la maçonnerie.
Évolution de la température au sein d’un mur plein isolé par l’extérieur lors d’une journée d’été et lors d’une journée d’hiver.
Par contre, vu la position de l’isolant et la faible inertie thermique de l’enduit extérieur, celui-ci peut être soumis à des écarts de température allant jusqu’à plus de 50°C. Pour réduire le risque de fissuration de l’enduit (sans l’exclure), celui-ci doit donc être muni d’une armature.
Remarque : ce sont les variations de température de courte période qui provoquent le plus de sollicitations thermiques dans l’enduit extérieur.
Découvrez ces exemples de rénovation de l’enveloppe : les bâtiments existants du CoRI, les locaux du bureau d’études écoRce à Liège et le Centre d’accueil pour réfugiés « Le Merisier » à Fraipont.
On devra s’assurer :
Puis, parmi les différentes technologies de préparateur instantané gaz, on pourra distinguer différents critères de choix :
En vue de limiter les risques de mauvaise combustion et de production de CO dans l’ambiance (toxicité très importante), on ne pourrait trop recommander l’appareil « étanche », encore appelé « appareil à ventouses ». Celui-ci fonctionne de façon totalement indépendante du local : l’air est pris à l’extérieur, il participe la combustion puis est rejeté vers l’extérieur par deux tubes concentriques (sortie en façade ou en toiture).
Il est d’usage obligatoire en Hollande.
Accumulateur gaz à ventouse.
Aujourd’hui les raccordements ne posent plus de problèmes, puisqu’il existe des appareils à ventouse équipés d’un ventilateur qui règle l’amenée d’air de combustion et l’évacuation des gaz. Ces modèles sont plus chers mais il faut faire le bilan complet, y compris l’absence du coût de construction d’une éventuelle cheminée.
On choisira un allumage électronique plutôt que le système dépassé de la veilleuse. Celle-ci consomme en pure perte environ 120 m³ de gaz par an, soit un coût d’environ 40 € par an.
Il existe des veilleuses électroniques dont l’électricité est créée par le passage de l’eau elle-même, ce qui a pour avantage de ne pas devoir raccorder électriquement l’appareil.
Question : la durée d’allumage en est-elle ralentie ?
Un compromis entre préparateur instantané gaz et accumulateur gaz peut être trouvé dans les appareils dits « accumulateur à gaz à chauffe rapide ».
Ils peuvent travailler en toute autonomie, ce qui permet de séparer les fonctions chauffage et production ECS.
Leur gros point faible reste le rendement. Si les constructeurs ont amélioré les rendements de combustion et l’isolation de leur matériels, il reste cependant une perte permanente liée à leur fonctionnement « atmosphérique ». Leur foyer est ouvert, donc de l’air ambiant, attiré par la dépression de la cheminée, va balayer l’appareil et refroidir l’eau stockée en permanence. La flamme s’allumera régulièrement rien que pour maintenir l’eau en température.
| Exemple.
Voici la fiche catalogue de l’appareil ci-contre : Capacité : 185 l Puissance utile : 9,18 kW Consommation d’entretien : 5,04 kWh/24 h Sur base des données catalogue, on obtient un assez bon rendement instantané de combustion : 9,18 / 10.2 = 90 % Mais par contre on annonce une consommation d’entretien de 5,04 kWh/24 h. Imaginons que seulement 150 litres d’eau à 45°C soient utilisés. Cela représente une énergie utile de : 0,150 m³ x 1,163 kWh/m³.K x (45 – 10) K = 6,1 kWh Le rendement de stockage devient 6,1 / (6,1 + 5,04) = 55 % Soit un rendement global de 55 % x 90 % = 49,5 % !!! Bien sûr, on a utilisé l’appareil en mode accumulation pure… Si, par contre, on lui fait tirer 2 000 litres d’eau chaude sur la journée, le rendement se rapproche des 90 % annoncés. |
Lors de l’achat, il est très important de vérifier la consommation d’entretien annoncée (ou cachée…) par le fabricant. D’une certaine manière, ces pertes par la cheminée centrale correspondent à celles d’une mauvaise isolation de l’enveloppe.
S’il faut stabiliser la température de l’eau, a priori, il semble que la réserve d’eau doit être dissociée du lieu de production. Il vaut mieux que ce soit la boucle qui dispose d’une réserve d’eau puisque ce ballon peut être bien isolé. On peut alors s’inspirer des schémas de régulation d’un producteur instantané à plaques.
Voici les schémas tels que proposés par Gaz de France (brochure « eau chaude sanitaire collective au gaz indépendante », disponible au Cegibat).
Générateur seul.
Générateur avec…
Le cuivre s’érode facilement, si bien que de nombreuses particules de cuivre se mettent en circulation, se déposent sur les tuyauteries acier et constituent de nombreuses micropiles enclenchant le processus de corrosion galvanique. C’est une des raisons qui font que l’utilisation du cuivre est proscrite en amont de tuyauteries galvanisées.
Un ballon d’eau chaude sanitaire en acier galvanisé se détériore s’il est raccordé à l’arrivée d’eau de ville par des tuyauteries en cuivre. Si le cuivre est situé en aval de l’acier, il y aura peu de problèmes.
Les appareils de production d’eau chaude sanitaire fonctionnant au gaz sont à l’origine de nombreux accidents liés à la production de CO. Ce n’est pas la technique qui est en cause mais bien le non respect des règles d’installation et d’utilisation.
Un appareil traditionnel demande une évacuation des gaz brûlés correcte et le respect d’une ventilation suffisante (norme NBN D50-003).
Il sera sensible au bon tirage thermique de la cheminée. Il faut donc que l’étanchéité du local où il est inséré ne soit pas trop importante. Attention à la présence d’une hotte d’extraction d’air dans le local qui risquerait d’inverser le sens du flux d’air dans le conduit de fumées !
Chaque année, près de 300 personnes perdent la vie en Belgique par intoxication au CO… alors que la solution est techniquement si simple : l’appareil étanche.
En ce qui concerne les appareils non étanches, il existe une réglementation visant à limiter au maximum les accidents liés à la production de CO par les appareils instantanés (« chauffe-bains « ) ou chaudières murales combinées.
À partir du 1er janvier 96, seuls les appareils gaz portant un marquage CE peuvent être commercialisés en Belgique.
L’AR du 3 juillet 1992, transposant en droit belge la Directive européenne (90/396/CEE) « Appareils à gaz » du 29 juin 1990 qui constitue la base du marquage CE, autorise la commercialisation en Belgique d’appareils portant ce marquage pour autant qu’ils portent également l’indication CAT 12E+.
Cette indication signifie qu’il s’agit d’appareil fonctionnant uniquement (code 1) au gaz naturel (code 2) L ou H (code E) et ne comportant aucun réglage (appareil réglé en usine une fois pour toute).
Depuis cet AR, une nouvelle catégorie est permise pour les chauffe eau : CAT 12E(s)B. Les appareils de cette catégorie (principalement les chaudières à prémélange) possèdent un réglage possible de la pression de gaz mais celui-ci est scellé et donc non accessible aux utilisateurs.
Concrètement, l’impact direct de ces dispositions dans le domaine des appareils de production instantanée d’eau chaude est le renforcement de la sécurité. En effet, depuis le ler janvier 1996 deviennent obligatoires :
Ce dispositif de sécurité doit interrompre l’arrivée du gaz au chauffe-eau type AAS (non raccordé à un conduit d’évacuation des produits de la combustion), avant que ne puisse apparaître, dans le local dans lequel il est installé, un niveau de CO dangereux pour les occupants éventuels (fixé à 100 ppm, ce seuil est totalement inoffensif pour un occupant éventuel du local).
La norme ne prescrit pas comment le fabricant doit réaliser un dispositif CDA. Elle prescrit les performances et les techniques d’essai à utiliser par le laboratoire d’agréation pour juger si la solution technique présentée par le fabricant répond bien à l’exigence de base.
La norme impose également au dispositif une deuxième performance : interrompre l’arrivée du gaz au brûleur en cas d’encrassement de l’échangeur, puisqu’un encrassement éventuel pourrait, à terme, mener à la formation de CO.
Ce dispositif de sécurité doit interrompre l’arrivée du gaz au chauffe-bain en cas de refoulement des produits de la combustion en quantité dangereuse dans le local où est installé l’appareil (cheminée bouchée ou évacuation dans une zone en surpression, vent refoulant, arrivée d’air insuffisante, extracteur mécanique trop puissant dans le local, …).
Son principe est basé sur un phénomène physique très simple : tout appareil à gaz avec brûleur atmosphérique raccordé à une cheminée doit comporter un coupe-tirage antirefouleur. Celui-ci comporte toujours un orifice par lequel de l’air ambiant du local est aspiré pour diluer les produits de la combustion.
En cas de déficience au niveau du tirage, le phénomène s’inverse et des produits de la combustion chauds sont envoyés dans le local. Il suffit donc de mesurer la température du flux dans cet orifice : en cas de refoulement la température sera nettement au-dessus de la température ambiante.
Il est admis qu’après intervention du dispositif de sécurité, l’appareil redémarre automatiquement mais, dans ce cas, il est exigé un délai d’attente (temporisation) de minimum 10 minutes. Il est clair que si la cause de l’intervention du dispositif persiste, l’appareil se remettra en sécurité après un certain temps. Puis redémarrera, puis se mettra en sécurité et ainsi de suite.
Remarque : en pratique , les fabricants et importateurs belges d’appareils instantanés de production d’eau chaude et de chaudières murales – réunis au sein de la Collectivité du Gaz – ont convenu, depuis le 1er janvier 1994 de ne plus commercialiser que des appareils munis du dispositif de sécurité de refoulement TTB.
D’autre part, et depuis début 1991, ils ne proposent plus que des chauffe-eau d’une capacité de 5 litres/min, raccordés ou non à une cheminée, équipés d’un dispositif de contrôle d’atmosphère CDA.
Voici ce que dit la réglementation française à ce sujet :
Les orifices d’évacuation des appareils à circuit étanche rejetant les gaz brûlés à travers un mur extérieur doivent être situées à 0,4 mètre au moins de toute baie ouvrante et à 0,6 mètre de tout orifice d’entrée d’air de ventilation.
Ces deux distances s’entendent de l’axe de l’axe de l’orifice d’évacuation des gaz brûlés au point le plus proche de la baie ouvrante ou de l’orifice de ventilation.
Les orifices d’évacuation et de prise d’air des appareils à circuit étanche débouchant à moins de 1,8 mètre au dessus du sol doivent être protégées efficacement contre toute intervention extérieure susceptible de nuire à leur fonctionnement normal.
Les orifices d’évacuation débouchant directement sur une circulation extérieure (voie publique ou privée) à moins de 1,8 mètre au-dessus du sol doivent comporter un déflecteur inamovible donnant au gaz une direction sensiblement parallèle au mur ».(Arrêté du 2 août 1977).
Lorsque suite à
l’isolant a été noyé, il est quasiment impossible qu’il parvienne à sécher naturellement même si les sources d’humidification ont été supprimées.
Un isolant trempé perd toute efficacité.
Il est donc nécessaire de le remplacer.
Son remplacement nécessite en outre l’enlèvement de la membrane d’étanchéité et la pose d’une nouvelle.
Lorsque les désordres sont dus à un défaut du pare-vapeur, outre le remplacement de l’isolant et de la membrane, le pare-vapeur lui-même devra être renforcé ou remplacé par un autre plus efficace.
En cas de fuite à travers la membrane, les dégâts peuvent être limités si lors de la réalisation initiale de la paroi, l’isolant à été compartimenté. Dans ce cas, seule la zone altérée devra être refaite.
| Pour savoir , comment compartimenter l’isolant. |
Remarque.
De par sa nature le verre cellulaire ne peut s’humidifier, le verre étant étanche tant à l’eau qu’à la vapeur. Il ne sera donc jamais nécessaire de le remplacer pour cause d’humidification.
Lorsque l’isolant a été accidentellement écrasé, ses qualités d’isolation diminuent à l’endroit de l’écrasement.
Si l’écrasement est local, il y a risque de pont thermique à cet endroit. S’il ne provoque pas de condensation superficielle ou interne, il aura pour seule conséquence une perte d’énergie. Celle-ci sera cependant limitée à cause de la petite surface concernée.
Il ne sera donc alors pas nécessaire d’intervenir, sauf si l’écrasement a provoqué une rupture de la membrane d’étanchéité accompagnée d’infiltrations.
Si l’écrasement risque de se reproduire (à cause de circulations ou de dépôts d’objets lourds), il est intéressant de remplacer dans les zones concernées l’isolant par un autre ayant une meilleure résistance à la compression ou de répartir dans ces zones, les charges à l’aide de plaques de répartition.
Si l’écrasement concerne de grandes surfaces, la qualité thermique de la paroi est fortement diminuée. Il convient alors de vérifier si le niveau d’isolation est acceptable.
| Pour évaluer le niveau d’isolation. |
Le remplacement de l’isolant nécessiterait l’enlèvement et le remplacement de la membrane et donc un coût important. Si l’isolant n’est pas trempé il peut être conservé ainsi que la membrane d’étanchéité. L’intervention sur la toiture consisterait alors simplement à augmenter l’isolation thermique de la toiture existante.
| Pour savoir comment augmenter l’isolation thermique. |
Suite à des retraits, des mouvements thermiques ou des contraintes mécaniques extérieures, il arrive que les panneaux isolants rétrécissent ou se déplacent créant ainsi des discontinuités dans la couche isolante.
| Pour évaluer la déformation de l’isolant. |
Là où l’isolation est interrompue, il y a présence de pont thermique. S’il ne provoque pas de condensation superficielle ou interne, il aura pour seule conséquence une perte d’énergie. La qualité thermique de la paroi est diminuée. Il convient de vérifier si le niveau d’isolation résultant est toujours acceptable sinon il faudra réparer le désordre.
Pour les toitures plates, il sera également nécessaire d’intervenir, si la déformation de l’isolant a provoqué une rupture de la membrane d’étanchéité accompagnée d’infiltrations.
Dans le cas d’une toiture chaude, il est nécessaire d’enlever et de replacer correctement l’isolant, et si ce n’est pas possible, le remplacer. Cette intervention nécessite évidemment l’enlèvement de la membrane d’étanchéité existante et la pose d’une nouvelle. S’il existe un lestage, celui-ci doit également être déplacé durant les travaux.
Dans le cas d’une toiture inversée, après enlèvement du lestage, l’isolant est enlevé et replacé correctement. Le lestage est ensuite replacé.
Sous l’effet du vent, l’isolant d’une toiture chaude dont les couches sont collées, peut se délaminer, s’il est de qualité insuffisante.
Dans ce cas, la couverture risque de s’envoler en cas de vent violent. Il convient donc de renforcer la fixation.
Si le support est capable de porter un lestage supplémentaire, la couverture peut être lestée.
Si le support est métallique ou en bois, une nouvelle fixation mécanique peut être mise en place. Elle nécessitera une couche de membrane d’étanchéité supplémentaire pour couvrir les fixations.
| Études de cas
Dans le home du CPAS de Gembloux « la Charmille », des accumulateurs statiques sont présents. La température intérieure a été mesurée autour des 25°C, jour et nuit. La consommation de chauffage, après déduction de l’eau chaude sanitaire, se monte à 646 500 [kWh/an] pour un budget total de l’ordre de 55 000 [€/an] et une surface chauffée de 3 500 m². L’économie financière résultant du remplacement par une installation au gaz a été estimée à 32 000 [€/an] (attention, le coût du chauffage électrique est « gonflé » suite au fait que 53 % de la consommation se réalise en chauffage direct). La réduction des émissions de CO2 serait de 28 % (alors que Kyoto en demande 7 seulement !) Une installation de chauffage au gaz serait amortie dans un délai de 3 à 5 ans, suivant le coût des travaux. La décision de remplacement vient d’être prise. Les calculs réalisés pour préparer cette décision ont suivi la logique ci-dessous. |
Si la facture comprend le chauffage électrique des ballons d’eau chaude, il faut retirer leur consommation de la consommation totale.
Une technique consiste à reprendre les consommations durant les mois d’été et d’extrapoler pour l’ensemble de l’année. On peut aussi estimer la quantité d’eau chaude sanitaire consommée à 60° :
X [m³/an] x 1,16 [kWh/m³.K] x (60 – 10) [K] = … [kWh/an]
Il est possible d’estimer les pertes d’énergie par les ballons de stockage.
| Pour évaluer les pertes des ballons de stockage. |
consommation de chauffage = consommation totale – production d’eau chaude – pertes des ballons
Cette consommation est évaluée en kWh/an.
| Remarque.
Nous avons supposé ici que la consommation était réalisée sur le tarif « exclusif nuit ». Si des résistances complémentaires sont enclenchées en relance de jour, il faut pouvoir en estimer l’importance, ce qui n’est pas aisé puisque les consommations peuvent être mélangées aux autres consommations électriques du bâtiment… Dans le domaine domestique, une consommation moyenne de 4 000 kWh/an/ménage peut être prise en compte pour les consommations électroménagères. Mais pour le tertiaire ? Sans doute, la meilleure méthode consiste-t-elle à multiplier le nombre de résistances d’appoint [kW] par le nombre d’heures [h] pour obtenir les [kWh] de chauffage complémentaires. |
Il ne faudrait pas que la décision d’investissement repose sur des chiffres de consommation d’une année particulièrement chaude ou froide. Il faut ramener la consommation à celle d’une année type moyenne.
La « règle de 3 » sera appliquée :
consom. moyenne = consom. année X x (Degrés-jours année moyenne / Degrés-jours année X)
La demande thermique est exprimée par :
demande = consommation moyenne x rendement de l’installation électrique
Pour le rendement d’un chauffage électrique, on peut prendre les valeurs moyennes de :
À noter que l’on se situe du côté de la sécurité dans l’évaluation, car les rendements réels sont probablement 5 % à 10 % plus bas.
| Remarque.
Si le fonctionnement actuel de l’installation génère de la surchauffe, la demande réelle du bâtiment peut être diminuée. On la diminuera de 7 % par degré de surchauffe moyenne journalière. Attention, c’est une moyenne jour-nuit et non une surchauffe de pointe à 10h00 du matin. |
La consommation future est déduite de :
consommation = demande / rendement de l’installation au combustible
Une installation de chauffage au gaz ou au fuel moderne présente un rendement global annuel de 80 %, voire 85 % avec une chaudière gaz à condensation.
En divisant par 10 cette nouvelle consommation en kWh (c’est le pouvoir calorifique des combustibles), on obtient en première approximation le nombre de m³ de gaz ou de litres de mazout.
| Études de cas
Il ya a quelques années le chauffage électrique du Centre d’Accueil de Bouge a été remplacé par une installation de chauffage par combustible. Leur passer un coup de fil pour discuter de leur expérience ? (081 21 97 57). |
Dans le cas du plancher léger sans aire de foulée, l’isolation peut :
Elle peut se réaliser de plusieurs façon :
Par panneaux semi-rigide entre les gîtes
|
Par matelas à languettes entre les gîtes
Matelas isolant avec languettes |
Par panneaux rigides entre les gîtes
|
Par flocons ou granulés d’isolant entre les gîtes
Isolant posé en vrac |
Par matelas de laine minérale
Isolation enveloppant l’ensemble du plancher non circulable. |
|
Isolation continue au-dessus du gîtage |
Dans le cas d’un plancher léger avec aire de foulée, l’isolation peut :
Par panneaux de laine minérale semi-rigide entre les gîtes
|
Par matelas à languettes entre les gîtes
Matelas isolant avec languettes |
Par panneaux rigides entre les gîtes
Panneaux isolants rigides entre gîtes |
Par flocons ou granulés d’isolant entre les gîtes
Isolant posé en vrac entre les gîtes |
Par isolants souples ou semi-rigides entre lambourdes
Isolation entre lambourdes au-dessus |
Par panneaux isolants rigides
Isolation continue au-dessus |
Dans le cas du plancher lourd sans air de foulée, l’isolant doit de préférence être placé au-dessus du plancher lourd. Il est vivement déconseillé de placer l’isolant sous le plancher lourd.
L’isolation au-dessus du plancher lourd se fait :
Par matelas de laine minérale sur le plancher
Matelas isolant au-dessus |
Par panneaux rigides sur le plancher
Isolant rigide au-dessus |
Par flocons ou granulés d’isolant sur le plancher
Isolant posé en vrac au-dessus |
|
L’isolation au-dessus du plancher lourd se fait :
Par isolants souples ou semi-rigides entre lambourdes
Isolation entre lambourdes au-dessus |
Par panneaux rigides sur le plancher lourd
|
Dans tous les cas, l’étanchéité à l’air du plancher des combles doit être assurée de manière à éviter « la condensation interne par transport de vapeur par convection ».
Cette étanchéité est en général assurée lorsque le plancher est une dalle en béton.
Elle est forcément garantie si l’on pose un pare-vapeur correctement sous l’isolant.
Sinon, cette étanchéité à l’air peut être obtenue, par un plafonnage ou par des plaques de carton-plâtre correctement rejointoyées sous le plancher léger.
Le plafond n’est pas étanche à l’air lorsqu’il est constitué de planchettes de bois. Dans ce cas les planchettes doivent être doublées par un écran étanche à l’air.
Il ne l’est, bien sûr, pas non plus dès que la dalle en béton, le pare-vapeur, la finition intérieure ou l’écran d’étanchéité à l’air est perforé pour permettre le passage de conduites électriques ou pour une autre raison.
Si la présence de canalisation est nécessaire, celles-ci passeront dans un vide technique aménagé entre la finition intérieure et la couche de matériau sensée assurer l’étanchéité à l’air.
Avec une isolation par l’intérieur, la continuité de l’isolation est très difficile à assurer au droit des murs de refend, des planchers, des fondations, des plafonds et des balcons. Avec une isolation par l’extérieur, la continuité de l’isolation est plus facile à assurer; seul le pont thermique au droit d’un balcon reste difficile à éviter. Dans les deux systèmes d’isolation, des précautions particulières doivent être prises au niveau des baies (linteaux, seuils, retours de baies). L’isolant insufflé dans la coulisse d’un mur creux ne sera continue que si cette coulisse n’est pas interrompue par les liaisons structurelles ou autres entre le parement et le mur porteur.
L’importance des ponts thermiques dans une isolation par l’intérieure, va, non seulement, engendrer des risques de condensation superficielle mais augmente également les déperditions calorifiques.
| Exemple.
Dans des immeubles collectifs à structure lourde, on a calculé que l’isolation par l’extérieur engendrant 2 à 3 fois moins de ponts thermiques que l’isolation par l’intérieur, une épaisseur de 5 cm équivalait à une épaisseur d’isolation intérieure de 7 à 10 cm au niveau des déperditions thermiques globales du bâtiment. |
L’isolation par l’extérieur ou dans la coulisse permet de conserver l’accessibilité et donc d’utiliser l’inertie thermique des murs extérieurs, ce qui engendre des variations moins rapides du climat intérieur des locaux. L’inertie permet ainsi de limiter les surchauffes en été.
Le mur de façade, lorsqu’il est isolé par l’intérieur, ne peut plus accumuler puis restituer la chaleur (ou la fraîcheur) intérieure, ce qui diminue l’inertie thermique du bâtiment et est favorable en cas d’occupation intermittente.
Un système d’isolation par l’extérieur protège le gros-œuvre des pénétrations de pluie, des variations importantes de température journalière et saisonnière ainsi que du gel et donc des contraintes hygrothermiques qui les accompagnent.
Avec une pose d’un isolant par l’intérieur, au contraire, les variations de température journalières et saisonnières sont amplifiées, engendrant des contraintes résultant des variations thermiques et des alternances d’humidification et de séchage des maçonneries. Dans ces conditions, des fissures résultant de mouvements hygrothermiques peuvent difficilement être évitées.
Ces mêmes contraintes peuvent se produire dans le parement lorsqu’on insuffle de l’isolant dans la coulisse. On vérifiera au moins par un test que la brique du parement n’est pas gélive.
L’isolation par l’extérieur ou dans la coulisse permet de ne pas devoir déplacer les conduites et appareils électriques, sanitaires et de chauffage. Par contre, lorsqu’on isole par l’extérieur, étant donné la surépaisseur, des problèmes d’alignement extérieurs doivent être résolus, par exemple au droit des gouttières, des descentes d’eau, des raccords avec les propriétés voisines ou publiques.
Les seuils en pierre doivent être remplacés par des seuils moins épais.
Dans certains cas (exemple : dormant des châssis trop fins, …), il faut remplacer les châssis ou tailler dans les maçonneries.
L’isolation par l’intérieur nécessite le déplacement des appareils électriques, sanitaires et de chauffage placés du côté des murs de façade.
En outre, l’isolation par l’intérieur permet d’isoler un ou plusieurs locaux mais pas nécessairement l’ensemble du bâtiment.
L’isolation par l’extérieur modifie, en général, l’aspect extérieur du bâtiment. Une demande de permis d’urbanisme est nécessaire. Si le revêtement extérieur est vétuste, ce système améliore l’aspect extérieur.
Remarque : de par son épaisseur, l’isolant posé à l’extérieur fait apparaître les châssis plus enfoncés dans la façade. De même, suivant la pose au niveau du linteau et du retour de baie, la hauteur du dormant du châssis peut paraître moins importante.
Vu les risques liés à l’isolation par l’intérieur, cette technique ne peut se justifier que lorsque l’aspect extérieur doit rester inchangé (briques ou pierres « de caractère »….).
Notons cependant que l’évolution des besoins en matière d’isolation thermique des bâtiments va engendrer nécessairement une modification dans l’expression architecturale extérieure de ceux-ci. Cette évolution est comparable à celle qu’a connu le bâti au cours des siècles suites à l’évolution des techniques constructives et de chauffage, de la densité de la population et des exigences de confort.
L’isolation par remplissage de la coulisse ne modifie en rien l’esthétique de la façade, ni l’aspect de la finition à l’intérieur du bâtiment. Son efficacité est cependant limitée par l’épaisseur disponible pour l’isolant.
L’isolation par l’intérieur diminue l’espace intérieur disponible.
| Exemple.
On isole un bâtiment par l’intérieur. Un local de (7 x 4) m², soit 28 m², par exemple, dont 2 des murs sont des murs de façade, une épaisseur de 10 cm d’isolant + finition diminue la surface au sol de 1,09 m², soit 4 %. Certains locaux étroits peuvent devenir inutilisables. Un WC large de 90 cm se retrouve après transformation large de 78 cm. Et la tête de mur d’un côté de la porte doit être refaite. |
Problème de l’isolation par l’intérieur des locaux étroits.
Le mécanisme des stores enroulables intérieurs est similaire à celui de leurs homologues extérieurs.
Les stores plissés peuvent être à simple ou double paroi (structure alvéolaire). Ils associent une certaine esthétique à la protection.
Le facteur solaire d’un ensemble vitrage-store intérieur dépend de la composition de la toile :
en fonction de la couleur et du coefficient d’ouverture de la toile. A même coefficient d’ouverture, plus le store est foncé, moins la protection est efficace. Pour que la protection solaire soit la plus efficace possible contre les surchauffes, on cherchera donc des toiles avec un coefficient de réflexion élevé (couleurs claires).
D’une manière générale :
TL = 0,02 .. 0,08 pour les stores réfléchissants et 0,04 .. 0,38 pour les stores en tissu.
La transmission lumineuse dépend de la couleur et du coefficient d’ouverture du store. Plus celui-ci sera clair, plus la lumière transmise sera importante. Remarquons que la transmission lumineuse de certains stores réfléchissants peut être insuffisante pour assurer un éclairage naturel lors du déploiement.
Dans le cas de stores en tissu, le coefficient U d’un double vitrage peut diminuer de 10 (tissu simple) à 25 % grâce à l’adjonction de la protection. Notons que l’ajout d’une protection intérieure permet aussi d’augmenter le confort de l’occupant à proximité de la fenêtre en coupant l’effet de rayonnement « froid » (particulièrement important pour les vitrages simples ou doubles anciens).
Les possibilités de modulation sont semblables au cas des stores extérieurs. Les stores plissés sont généralement manœuvrés manuellement. Tandis que les stores enroulables peuvent être motorisés et automatisés
Notons que certains fabricants proposent des stores pouvant être rétractés soit en partie supérieure, soit en partie inférieure de la fenêtre. Ceci est un plus en matière de gestion de l’éclairage naturel. En effet, la partie haute de la fenêtre joue un rôle important en matière de distribution de la lumière en profondeur dans les locaux.
Les stores intérieurs ne sont évidemment pas soumis aux perturbations extérieures. Ceci élimine un des objectifs d’une automatisation éventuelle si on ne doit pas craindre le vandalisme (lieux publics).
Les fabricants risquent de ne pas couvrir une détérioration du store due à l’ouverture d’une fenêtre (air s’infiltrant entre la protection et le vitrage du fait de fenêtres voisines ouvertes pour les stores solidaires de l’ouvrant, courant d’air ou ouverture subite de la fenêtre pour les stores fixés au dormant ou au linteau).
Les stores ne modifient en rien l’aspect extérieur du bâtiment.
Ils peuvent être fixés au dormant ou à l’ouvrant de la fenêtre ou encore au linteau.
Dans le cas de fenêtres ouvrantes, la place disponible doit être suffisante pour conserver la liberté d’ouverture lorsque le store est relevé. Lorsque le store est fixé au dormant ou au linteau, l’ouvrant ne peut heurter ni le store roulé, ni les guides éventuels. Lorsque le store est solidaire de l’ouvrant, les charnières latérales de la fenêtre doivent se situer suffisamment loin des retours de fenêtre pour garantir une ouverture complète.
Les stores plissés peuvent en outre s’adapter aux fenêtres de forme non rectangulaire.
Les stores extérieurs modifient la vue de et vers l’intérieur de la pièce..
Pour les stores enroulables de type toile (screen), cette propriété dépendra à la fois de la couleur et du coefficient d’ouverture de la toile : à même coefficient d’ouverture, une toile foncée permettra une meilleur vue au travers. A même couleur, une toile avec un coefficient d’ouverture plus élevé permettra une meilleure vue au travers.
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Vue au travers de jour depuis l’intérieur |
Vue au travers de nuit depuis l’extérieur |
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Noir |
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Noir |
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Blanc |
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Blanc |
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Source : Projet PROSOLIS UCL-CSTC financé le SPW). Publié dans CSTC Contact 2014/3. Outil d’aide au choix des protections solaires disponible sur : 
www.prosolis.be.
Les stores à lamelles verticales et les stores vénitiens peuvent être considérés comme un mode semblable de protection.
Les premiers sont composés de lames verticales orientables et escamotables de part et d’autre de la fenêtre, en aluminium laqué ou en tissu (semblable au tissu des stores enroulables).
Les stores vénitiens comportent des lames horizontales orientables en aluminium laqué, matière plastique ou bois. Certains stores peuvent avoir des lamelles perforées. Les stores peuvent être remontés ou abaissés selon les désirs. La largeur des lames peut être choisie en fonction de l’effet esthétique recherché.
D’une manière générale : FS associé à un double vitrage = 0,36 .. 0,60
Le degré de protection dépend entre autres de la couleur du store. Plus les lames seront de couleur claire et réfléchissante, plus la protection sera importante.
Les stores à lamelles ou vénitiens intérieurs offrent une protection souvent insuffisante contre les surchauffes.
Leur impact sur le confort thermique des occupants se limite principalement (ce qui peut être suffisant en fonction des besoins) à ‘couper’ le rayonnement chaud en provenance du vitrage ensoleillé.
Le choix de ce type de store sera principalement commandé par des objectifs visuels et/ou esthétiques.
Le principal objectif de ce type de store est de gérer l’éclairement naturel d’un local. La quantité de lumière transmise à l’intérieur d’un local dépendra de l’orientation des lames que choisira l’utilisateur en fonction de ses besoins.
Comme pour les stores vénitiens extérieurs, une orientation judicieuse des lames permettra de diffuser la lumière plus profondément dans les locaux tout en protégeant les occupants de l’éblouissement aux abords des fenêtres.
Certains stores en tissu conservent une certaine transparence lorsque les lamelles sont complètement fermées. Dans ce cas, ils ont une TL semblable aux stores enroulables en tissu.
Exemple : Un store vénitien avec des lames de 16 mm.
L’impact de la protection sur les déperditions du vitrage sera faible.
La modulation de la protection est la propriété principale des stores à lames orientables. L’adaptation aux besoins peut se faire tant par retrait (latéral ou vertical en fonction du type de store) que par inclinaison des lamelles.
La manipulation des protections peut être réalisée grâce à des cordons, des chaînettes ou des manivelles ou peut être motorisée, ce qui facilite l’utilisation.
Les stores à lamelles, étant intérieurs, sont peu soumis aux contraintes mécaniques.
L’ouverture des fenêtres sera parfois malaisée lorsque l’on veut profiter de la protection. En effet, la protection sera souvent fixée à la partie fixe de la fenêtre (linteau, dormant). Pour les fenêtres basculantes, certains fabricants proposent des stores solidaires de l’ouvrant et des guides qui permettent l’ouverture tout en conservant la protection.
Comme pour la plupart des protections intérieures, le placement des stores derrière des fenêtres existantes ne pose guère de problème.
En fonction de l’orientation des lamelles, il est souvent possible de conserver une vue de l’intérieur vers l’extérieur tout en limitant les indiscrétions.
Un film est apposé de façon indélébile (le décollement du film est possible mais très difficile) sur une face du vitrage (généralement à l’intérieur).
La pose d’un film permet de réduire les gains solaires à travers de la fenêtre de 10 à 80 % en fonction du film choisi.
Dans certaines conditions défavorables, la pose d’un film peut entraîner le bris du vitrage sous les contraintes thermiques. Pour prévenir ce problème, il faut :
Pour prévenir tout désagrément ultérieur, des garanties et un examen de sa propre situation peuvent être demandés aux fabricants de films.
Remarquons que le problème de tensions thermiques dans le vitrage est surtout crucial lorsque le film est placé à l’intérieur. En position extérieure, le film réfléchit le rayonnement avant qu’il n’atteigne le vitrage, évitant ainsi l’échauffement du verre.
Il faut évidemment considérer que lorsque la transmission énergétique au travers de la protection diminue, la transmission lumineuse diminue aussi.
D’une manière générale : TL = 0,04 ..0,80
Certains films sont dits « à basse émissivité ». Ils réfléchissent le rayonnement de chaleur vers l’intérieur. Leur application permet une diminution des pertes en énergie au travers d’un vitrage pouvant aller jusqu’à 30 %.
Il n’existe pas de relation entre le pouvoir isolant du film et son facteur solaire.
La modulation est par définition nulle. De plus, on peut considérer que la protection est placée de façon indélébile. Après installation, un enlèvement ultérieur n’est souvent plus possible.
Ceci implique une réflexion préalable au choix des caractéristiques du film, ce choix ne pouvant plus être modifié après la pose.
La plupart des films sont apposés sur la face intérieure du vitrage et ne sont soumis a priori à aucune contrainte mécanique. Le nettoyage de la vitre avec film est semblable au nettoyage de la vitre non protégée.
Certains films sont prévus pour une pose extérieure. Des garanties quant à leur résistance aux contraintes extérieures sont à demander aux fabricants.
Il existe des films qui associent protection solaire et protection du vitrage en cas de choc. Ces films sécurité constituent une défense contre les effractions et limitent les risques résultant des bris de verre.
Les possibilités d’ouverture des fenêtres après pose du film restent inchangées.
La pose de films protecteurs s’applique typiquement à la rénovation. Elle permet de corriger un mauvais choix des caractéristiques des vitrages.
La mise en place de la protection est rapide et ne demande pas de travaux lourds.
La possibilité de coller certains films sur la face extérieure du vitrage facilite certaines rénovation comme par exemple la protection des fenêtres de toit élevées.
L’aspect du film (couleur, réfléchissant, …) modifiera l’aspect extérieur du bâtiment, lui apportant parfois un « plus » esthétique. Par contre la forme de l’enveloppe du bâtiment est totalement inchangée.
Certains films permettent une vue de l’intérieur vers l’extérieur mais pas l’inverse.
Exemple de plaque signalétique de moteur électrique.
| Moteur monophasé (puissance < 1 kw) |
1~ |
| Moteur triphasé (puissance > 1 kW) |
3~ |
Les moteurs asynchrones sont alimentés directement par le réseau électrique en 1 x 230 V, 3 x 230 V ou 3 x 380 V.
Dans le moteur à cage d’écureuil (triphasé ou monophasé), le rotor est composé d’un cylindre feuilleté muni d’encoches dans lesquelles sont logées des barres, reliées des deux côtés par des couronnes qui les mettent en court-circuit. Pour que le moteur tourne, il faut que la fréquence de rotation du rotor soit plus faible que celle du champ tournant, c’est pourquoi le rotor tourne de façon asynchrone.
Le rendement du moteur dépend pour une part de la place disponible pour monter les bobinages du stator. Ceci explique pourquoi les moteurs à plusieurs enroulements séparés (deux ou trois vitesses) ont des rendements plus faibles.
Les moteurs à rotor extérieur sont largement répandus dans le domaine de la ventilation. Comme le bobinage se trouve dans le cœur du moteur, il est en règle générale nécessaire de restreindre sa taille. Le rotor extérieur tourne autour du stator qui lui reste fixe. Ceci présente un avantage pour la construction, car la roue du ventilateur peut être fixée directement sur le moteur.
Ce type de construction a l’avantage de supprimer la courroie de transmission toujours source de pertes d’énergie. Par contre, pour pouvoir diffuser largement ce type de moteurs, il fallait lui adjoindre un système permettant de régler la vitesse de rotation. Ceci est réalisé couramment à l’aide de systèmes de réglage agissant sur le glissement du moteur par réduction de la tension d’alimentation. La plupart de ces systèmes de réglage occasionnent des pertes d’énergie considérables et créent des harmoniques.
Les moteurs à courant continu sans balais sont apparus depuis peu sur le marché. La conversion du courant alternatif du réseau en courant continu est intégrée au moteur.
Ventilateur à entraînement direct et moteur à courant continu.
Pour les petites puissances (environ jusqu’à 1 kW), ces moteurs ont des rendements supérieurs aux moteurs à courant alternatif (jusqu’à 85%). Étant donné l’absence de balais, ils ne présentent plus d’usure mécanique et demandent très peu d’entretien (absence de balai).
L’amélioration sensible du rendement du moteur à courant continu s’explique par la suppression des pertes de glissement, des pertes d’excitation et la diminution des pertes dans le cuivre.
Les moteurs à courant continu offrent en outre des possibilités de réglage importantes de la vitesse (par action sur la tension), sans grande perte de rendement : par exemple, lorsque l’on passe de 1800 tr/min à 300 tr/min, le rendement passe de 85 % à 60 %. Ceci facilite évidemment le réglage du débit après installation, tout en profitant d’un moteur à entrainement direct, c’est-à-dire sans perte au niveau des courroies (un moteur triphasé à entraînement direct nécessite un variateur de vitesse pour son réglage ou d’autres systèmes plus énergivores).
Les moteurs à courant continu peuvent aussi bien être construits avec rotor intérieur qu’avec rotor extérieur. Les moteurs à rotor extérieur seraient, par leur compacité, bien indiqués dans la fabrication de ventilateurs. Ils peuvent être montés directement dans la roue du ventilateur. On peut ainsi supprimer la transmission par courroie tout en ayant de bons rendements.
Notons que les moteurs à courant continu ont les mêmes dimensions que les moteurs à courant alternatif et sont donc interchangeables, indépendamment du remplacement du ventilateur.
Les dimensions principales des moteurs ont été standardisées par les normes CENELEC (Comité européen de normalisation électrotechnique) et CEI (Commission électrotechnique internationale). Cette standardisation concerne les hauteurs et diamètres d’axe, les dimensions des supports, … . Elle assure donc l’interchangeabilité des moteurs entre les différentes marques.
La classification des moteurs est effectuée en fonction de la hauteur d’axe, d’un indice (S, M, L) décrivant la longueur de l’exécution et en fonction de la puissance nominale qui dépend elle encore du degré de protection.
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Moteurs à cage d’écureuil à 4 pôles |
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| Hauteur d’axe (mm) | Puissance nominale (kW) | |
| IP54 | IP23 | |
| 56 | 0,06 | – |
| 56 | 0,09 | – |
| 63 | 0,12 | – |
| 63 | 0,18 | – |
| 71 | 0,25 | – |
| 71 | 0,37 | – |
| 80 | 0,55 | – |
| 80 | 0,75 | – |
| 90S | 1,1 | – |
| 90L | 1,5 | – |
| 100L | 2,2 | – |
| 100L | 3 | – |
| 112M | 4 | – |
| 132S | 5,5 | – |
| 132M | 7,5 | – |
| 160M | 11 | 11 |
| 160L | 15 | 15 |
| 160L | – | 18,5 |
| 180M | 18,5 | 22 |
| 180L | 22 | 30 |
| 200M | – | – |
| 200L | 30 | 37 |
| 225S | 37 | 45 |
| 225M | 45 | 55 |
La puissance à l’axe, appelée aussi puissance moteur est la puissance utile au ventilateur. La puissance absorbée au réseau électrique et facturée par le distributeur est égale à la puissance moteur divisée par le rendement du moteur.
Le degré de protection est repéré par l’abréviation IP suivie de 2 chiffres. Le premier chiffre représente la protection contre les contacts accidentels et l’introduction de particules solides et le deuxième chiffre représente la protection contre l’introduction de particules liquides.
| Moteur | Degré de protection |
1er chiffre |
2ème chiffre | |
| Contre les contacts accidentels | Contre l’introduction de solides | Contre l’introduction de liquides | ||
| Refroidissement interne | IP21 | contact avec les doigts | corps étrangers de taille moyenne d > 12 mm | eau en gouttelettes verticales |
| IP22 | eau en gouttelettes obliques (max 15°) | |||
| IP23 | eau de pluie (max 60°) | |||
| Refroidissement en surface | IP44 | contact avec des outils et autres objets | petites particules d > 1 mm | projections d’eau de toutes directions |
| IP54 | protection totale contre les contacts accidentels | dépôts de poussière | projections d’eau de toutes directions | |
| IP55 | jets d’eau dans toutes les directions | |||
| IP65 | étanche à la poussière | jets d’eau dans toutes les directions | ||
| IP67 | immersion | |||
La classe d’isolation définie selon CEI 85 indique la température maximum que peut atteindre le moteur.
Les moteurs de construction standard sont prévus pour une utilisation à température ambiante maximale de 40°C (et une altitude maximale du site de 1 000 m). Tout écart nécessite une correction des puissances nominales.
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Température maximale admissible par le moteur |
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| Classe d’isolation | E | B | F | H |
| Température limite du bobinage | 115°C | 130°C | 155°C | 180°C |
Lorsque le moteur est exposé à des températures ambiantes différentes de 40°C, on corrige la puissance à l’aide de la formule indiquée ci-après. Le facteur de correction dépend de la classe d’isolation. Il est ici indiqué pour les classes les plus courantes qui sont B et F.
PM= Ct x PN
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Temp.ambiante t |
Facteur de correction CT pour la classe d’isolation |
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| B | F | ||
| 30°C | 1,06 | 1,05 | |
| 35°C | 1,03 | 1,02 | |
| 40°C | 1,00 | 1,00 | |
| 45°C | 0,96 | 0,97 | |
| 50°C | 0,92 | 0,94 | |
| 55°C | 0,87 | 0,91 | |
| 60°C | 0,82 | 0,87 | |
Lors du choix du moteur, il ne faut pas oublier que c’est la puissance absorbée par la machine qui détermine la puissance délivrée par le moteur et donc aussi la puissance absorbée au réseau. Il faut donc prendre garde à ce que le moteur ait une puissance suffisante pour satisfaire dans toutes les situations les besoins de la machine qu’il entraîne.
| Exemple.
Prenons un ventilateur ayant une puissance absorbée de 12 kW. Le moteur fournira ces 12 kW, indépendamment du fait qu’il soit conçu pour 10 kW ou 15 kW. Un moteur de 10 kW, devant fonctionner à 40°C, serait donc toujours surchargé de 20 %. |
La conséquence directe d’une surcharge du moteur est une augmentation de la température du bobinage. Lorsqu’elle dépasse la température limite prévue qui assure pour la classe d’isolation choisie une durée de vie acceptable (30 000 h), la durée de vie de l’isolation diminue. Un dépassement de la température limite de 8-10°C, diminue la durée de vie de l’isolation d’environ la moitié. Des dépassements de 20°C signifient un raccourcissement de 75 %.
Une augmentation de la durée de vie d’un facteur 4 peut être obtenue en prenant le même moteur avec une classe d’isolation F, au lieu B.
Lorsque la plaque signalétique d’un moteur triphasé indique la tension aussi bien pour un couplage en étoile que pour un couplage en triangle, cela signifie que le moteur peut être employé pour par exemple 220 V, mais aussi pour 380 V. A 220 V, le bobinage doit être raccordé en triangle. A 380 V, il est branché en étoile.
Tensions d’un réseau triphasé (L1, L2, L3 : 3 phases, N : neutre).
Couplage triangle 230 V et couplage étoile 400 V .
À l’enclenchement, le moteur développe un couple de démarrage, et un courant de démarrage nécessaire à la mise en mouvement des masses et à l’accélération du moteur jusqu’à la vitesse nominale. Pendant la phase d’accélération, le courant diminue pour atteindre le courant nominal si le fonctionnement est à charge nominale.
La valeur du couple de rotation maximum (couple de décrochage) est une mesure de la capacité de surcharge possible du moteur, surcharge qui ne peut toutefois être sollicitée que pendant une courte durée pour des raisons thermiques.
Le démarrage provoque un échauffement important du moteur à cause de l’augmentation du courant pendant cette phase.
Le temps de démarrage dépend de l’inertie de la masse en mouvement, de la vitesse de rotation finale et du couple d’accélération du moteur.
Plusieurs modes de démarrage sont disponibles pour adoucir le démarrage. La majorité des distributeurs d’électricité interdisent le démarrage direct de moteurs dont la puissance nominale est supérieure à 3 – 5 kW.
Avec le démarrage étoile-triangle, le moteur, par exemple bobiné pour 400 V. est mis en marche avec les bobines commutées en étoile. Pour cela, on ponte ensemble une des extrémités de chacune des trois bobines à l’aide d’un contacteur. Les trois autres extrémités sont connectées aux trois phases du réseau. La tension par bobinage est ainsi diminuée d’un facteur 1,73. Par conséquent, le courant est plus faible et le démarrage plus lent. Après un certain temps, on commute les bobines en triangle et le moteur fonctionne avec sa tension nominale et son courant nominal jusqu’à ce que couple moteur et couple résistant s’équilibrent pour établir le point de fonctionnement.
La pointe de courant qui survient au passage étoile/triangle n’est toutefois pas beaucoup plus petite que pour un démarrage direct. Sa durée est par contre beaucoup plus courte.
On peut aussi assurer un démarrage doux si on prévoit une régulation de vitesse du moteur ou une variation de la fréquence.
La vitesse de rotation (n) d’un moteur asynchrone dépend de la fréquence du réseau (f), du nombre de paires de pôles du moteur (P) et du glissement (s) :
n [tr/min] = f [Hz ] x 60 x (1-s [-]) / P [-]
Le glissement s = (ns – n) / NS où NS est la vitesse synchrone et n la vitesse asynchrone. Il est proportionnel à la charge et proportionnel au carré de la tension d’alimentation.
La vitesse reprise sur la plaque signalétique correspond à la vitesse pour laquelle la puissance à l’axe du moteur est absorbée.
Les données de la plaque signalétique, correspondant à un fonctionnement en régime, permettent de calculer le rendement à la puissance nominale :
η = P / (1,73 x U x I x cos φ)
ou,
| Exemple.
À partir de la plaque signalétique ci-dessus : η = 4 000 / (1,73 x 400 x 8,1 x 0,9) = 0,79 |
Les pertes au niveau des moteurs asynchrones sont constituées
Les rendements donnés par les fabricants tiennent compte de toutes ces pertes.
Le rendement d’un moteur électrique est fortement influencé par sa puissance nominale. Cela signifie que le rendement atteignable augmente avec la puissance nominale du moteur. Dans la pratique le rendement d’un moteur asynchrone se situe entre 58 % et 96 % en fonction de la taille du moteur.
Le moteur à cage d’écureuil (même monophasé) a des rendements meilleurs que les moteurs à rotor en disque ou à rotor extérieur.
Ceci d’autant plus que la vitesse de ces derniers est réglée par un simple réglage de la tension d’alimentation, système de réglage présentant des pertes importantes.
Pour tous les moteurs, le rendement chute assez fort lorsqu’ils travaillent à charge partielle. Il faut donc se méfier des rendements maximums indiqués sans les rendements à charge partielle pour plusieurs points de fonctionnement différents.
Au niveau constructif, les rendements des moteurs asynchrones peuvent être améliorés par
Rappelons ici que les nouveaux moteurs à courant continu présentent des rendements nettement plus importants que leurs homologues asynchrones.
Le moteur à induction ne tire pas seulement du réseau, de la puissance active qu’il transforme en travail mécanique, mais aussi de la puissance réactive nécessaire à l’excitation, mais avec laquelle il ne fournit pas réellement du travail. Il en résulte un cos φ inférieur à 1.
Suivant la taille du moteur et le nombre de pôles, la valeur de cos j se trouve entre 0,6 (pour petits moteurs et nombre de pôles élevés) et 0,9 (pour grands moteurs et petit nombre de pôles).
Si la température intérieure a tendance à osciller (période de chaud et froid), c’est probablement parce que le thermostat est du type « tout ou rien ». On le remplacera avantageusement par un régulateur électronique équipé d’un différentiel très faible et travaillant par régulation proportionnelle (= il commence à diminuer l’intensité du chauffage à partir du moment où la température d’ambiance se rapproche de la consigne).
Il faut vérifier la position du thermostat qui n’est peut-être pas fidèle des besoins réels du local.
| Pour plus d’informations sur les thermostats électroniques et leur emplacement. |
Dans les bâtiments récents, vu l’isolation renforcée, les puissances de chauffage sont faibles. Pour limiter les coûts d’investissement, on est alors tenté d’installer un appoint électrique sur les unités terminales (bouches d’air, ventilo-convecteurs, …). Le courant utilisé étant forcément du courant de jour, il est très utile de vérifier la qualité de la régulation du chauffage des résistances :
Si vous disposez d’un régulateur manuel, vous ne pouvez demander que 3 niveaux de charge à votre appareil (bouton à 3 positions). Vu les incertitudes du climat de nos régions, par précaution, la position 3 risque d’être trop souvent adoptée, entraînant soit des surchauffes du local par pertes statiques, soit une prolongation de la durée de chauffe la nuit, sans utilité.
Le placement d’un régulateur de charge automatique en fonction de l’évolution de la température extérieure est très rentable : il mesure la température de la nuit et définit un niveau de charge (= une température de chauffage des noyaux) proportionnellement au froid mesuré.
D’expérience, les installateurs règlent les appareils de telle sorte que jamais leur client ne puissent se plaindre d’avoir froid. Autrement dit, ils favorisent une charge élevée. Il est donc utile de revoir les paramètres de cette régulation de telle sorte que, idéalement, « l’appareil soit froid en fin de journée ». Tout particulièrement si le bâtiment n’est plus occupé en fin de journée. Quitte à jouer de temps à autre avec la résistance directe d’appoint, si une réunion est programmée un soir…
En pratique, les réglages de base qui dépendent de la situation/orientation du bâtiment, des heures de libération de charge, etc… ont été faits par votre installateur. Vous disposez néanmoins du bouton de réglage « E2 », réglage dit « du début de charge ». C’est la température extérieure qui entraîne l’enclenchement de la charge la nuit. Le réglage-standard est « E2 = température de confort – 2°C ». Autrement dit, la charge s’enclenche s’il fait moins de 18° la nuit à l’extérieur ! c’est généralement trop élevé.
En cas d’excès de charge (pendant l’entre-saison, par exemple), corrigez le réglage E2 en le diminuant de 2°C.
En cas de charge insuffisante au contraire, corrigez le réglage E2 en l’augmentant de 2°C.
Il y a lieu de remarquer qu’une modification du réglage E2 n’aura un effet que le lendemain.
Mais bien d’autres paramètres sont réglables, comme E1 la température extérieure qui entraîne le niveau de charge maximal ou E4 le niveau de charge résiduel en fin de période (souvent trop élevé dans les accumulateurs en fonctionnement trihoraire). Le régulateur de charge est muni d’un dispositif sur lequel les multiples fonctions du régulateur sont affichables en permanence c.-à-d. que toutes les informations importantes peuvent être consultées, sans modifier la régulation.
Deux solutions :
| Pour accéder à la signification des indications et des logiques de réglage. |
Les accumulateurs dynamiques peuvent être munis d’une résistance d’appoint qui fonctionne en direct.
En cas d’insuffisance de charge, il suffit d’enclencher l’interrupteur se trouvant sur le thermostat pour faire fonctionner la résistance d’appoint. La lampe témoin sur le thermostat indique que la résistance d’appoint est enclenchée. Le thermostat maintiendra dans ce cas la température au niveau voulu. Mais il ne faut laisser l’interrupteur de la résistance d’appoint enclenché qu’en cas de nécessité : l’électricité au tarif jour est plus chère qu’en tarif nuit.
Remarques.
Si les appareils sont sous-dimensionnés, dans certains cas, une puissance complémentaire peut être mise à disposition pendant la journée (1 heure de relance diurne).
La puissance mise à disposition pour le chauffage est fournie par le distributeur d’électricité, grâce à un récepteur de télécommande centralisé.
Le distributeur peut vous informer à ce sujet.
Cette analyse est purement indicative, elle ne peut constituer à elle seule un critère de décision. En effet, il est très difficile de donner des valeurs de consommation de référence, car elles varient très fort en fonction de facteurs indépendants de l’énergie (hygiène, organisation, tendances de vente des denrées, etc.).
Ainsi, si on compare, du point de vue énergétique, son magasin avec un autre, on ne peut porter de jugement de valeur que si les concepts de base choisis sont identiques. Par exemple, le « benchmarking » des moyennes et grandes surfaces au sein d’un même groupe de distribution, permet :
Donc, l’analyse quantitative doit donc être complétée par l’analyse qualitative. Ainsi, supposons par exemple, pour un magasin, que l’on aboutisse aux deux conclusions suivantes :
Ces deux conclusions se recoupent : si le poste « froid » est peu performant, c’est justement, dans l’exemple, parce que les chambres sont de mauvaise qualité et les interventions mal organisées.
La conclusion de l’analyse qualitative vient justifier la conclusion de l’analyse quantitative. L’analyse quantitative peut aussi venir trouver sa justification dans les concepts de base influençant les consommations.
En revanche, l’évaluation de sa propre situation (mesure ou estimation) permet de mieux comprendre où passe l’énergie de son magasin et donc de concevoir une stratégie d’amélioration fondée sur l’analyse des facteurs de consommation (et non pas sur la comparaison avec un modèle moyen et irréel).
Le rapport final : Energy Savings Potential for Commercial Refrigeration, by Arthur D. Little, Inc. For Building Equipment Division Office of Building Technologies U.S. Department of Energy, June 1996 
donne des valeurs de consommation annuelle pour deux types de chambre froide fonctionnant toute l’année :
| Unité | Application négative | Application positive | |
| Surface au sol | m² | 7,2 | 21,6 |
| Hauteur | m | 2,3 | 2,6 |
| Epaisseur paroi | cm | 10 | 10 |
| Type de fluide frigorigène | – | R404a | R22 |
| Type de compresseur | – | semi-hermétique | semi-hermétique |
| Température de chambre froide | °C | -23 | 2 |
| Température extérieure | °C | 32 | 35 |
| Température d’évaporation | °C | -32 | -4 |
| Température de condensation | °C | 45 | 40 |
| Puissance compresseur | W | 1445 | 3850 |
| Dégivrage | W | 1500 | – |
| Ventilation évaporateur | W | 500 | – |
Pour les deux types de chambre froide, les consommations annuelles sont consignées dans les tableaux suivants.
| Composant | Puissance | Consommation énergétique | |
| [W] | [kWh/an] | [%] | |
| Compresseur | 1 445 | 8 861 | 57 |
| Ventilateur Evaporateur | 180 | 1 577 | 10 |
| Ventilateur Condenseur | 329 | 2 017 | 13 |
| Dégivrage et cordons chauffants | 2 230 | 2 750 | 17 |
| Éclairage | 80 | 350 | 3 |
| Total | – | 15 555 | |
| Consommation énergétique spécifique [Wh/m³h] | 107 |
| Composant | Puissance | Consommation énergétique | |
| [W] | [kWh/an] | [%] | |
| Compresseur | 3 850 | 22 259 | 53 |
| Ventilateur Evaporateur | 800 | 7 008 | 17 |
| Ventilateur Condenseur | 1 508 | 8 718 | 20 |
| Cordons chauffants | 300 | 2 628 | 17 |
| Eclairage | 311 | 1 693 | 6 |
| Total | – | 42 306 | 4 |
| Consommation énergétique spécifique [Wh/m³h] | 85 |
À partir de mesures : on peut mesurer la consommation des appareils utilisés pour le poste froid. Pour être représentative d’une moyenne, l’opération doit être répétée plusieurs jours de suite. Les mesures peuvent être réalisées à partir du tableau électrique. On y repère les différents départs vers les compresseurs, les chambres froides proprement dites, etc.
Hormis dans les cellules de refroidissement cryogéniques, l’énergie électrique est très largement utilisée pour la production de froid.
La consommation du poste froid dépend :
Les indices permettant de repérer des anomalies sont expliqués et servent à remplir une grille d’évaluation. L’analyse qualitative de l’efficacité énergétique du poste « froid » se fait en passant en revue chacun des appareils utilisés.
L’efficacité énergétique d’un appareil du poste « froid » dépend des paramètres ci-dessous. Les premiers concernent l’appareil proprement dit, les suivants concernent la façon de l’utiliser.
Les compresseurs frigorifiques sont refroidis par l’air ou par l’eau.
Les appareils bien calorifugés sont plus efficaces. En Belgique, il existe encore de nombreuses chambres froides installées depuis longtemps non isolées. Il y a grandement intérêt à avoir un plancher isolé (obligatoire pour le froid négatif). On veillera à la bonne étanchéité des parois et des portes.
Hormis le nombre de chambres froides, l’hygiène alimentaire doit être suffisante pour ne pas avoir à ouvrir trop souvent les portes de chacune d’elles et pour éviter de stocker à basse température ce qui supporterait une température plus élevée dans une chambre réservée à ces produits.
Toute source chaude parasite (rayonnement du soleil direct, appareil de cuisson, éclairage à grosse consommation) proche de la chambre froide engendre une consommation supplémentaire.
Tous les compresseurs frigorifiques n’ont pas la même efficacité : cela dépend du dimensionnement, des réglages, de la charge en fluide frigorigène (nature et pression du fluide), de la technologie de compression (à piston, à vis, etc.) et de la régulation de puissance selon les besoins (variateur de vitesse par exemple).
| Vous trouverez plus de détails concernant l’évaluation de l’installation frigorifique dans la partie climatisation.
Attention ! Si l’installation d’une chambre froide positive est fort similaire à celle de la climatisation, l’installation d’une chambre froide négative est différente par ses températures beaucoup plus basses. |
Il s’agit de conduire le FROID au bon moment, à la bonne température, et sur la bonne durée.
Une durée de conservation excessive est surconsommatrice. Ainsi, la rotation des produits sera de préférence rapide, sans pour autant tomber dans l’excès inverse.
Une ouverture de porte engendre une entrée d’air chaud et d’humidité de l’éclairage, de la chaleur corporelle. On a intérêt à veiller à ce que l’ouverture des portes pour le chargement ne soit pas trop fréquente. Pour un réfrigérateur « de jour », le chargement et le déchargement ont des fréquences très proches, mais pour un stockage « viande », on préférera charger une seule fois pour plusieurs jours.
Quand c’est possible, on a intérêt à regrouper les opérations pour limiter la fréquence d’ouverture des portes. Pour le chargement, éviter les heures où la chaleur et l’humidité sont au maximum à proximité des chambres froides.
La porte doit être refermée le plus vite possible et « rester contre » quand les interventions à l’intérieur de la chambre sont longues et pour autant qu’il n’y ait pas de risque de se faire enfermer. On peut parfois réduire le temps d’intervention en modifiant l’organisation des rayonnages, en étiquetant plus lisiblement, en plaçant correctement les lampes, etc.
Le réglage des températures doit être conforme aux règles d’hygiène, sans excès. Il est inutile de stocker des fruits ou des pommes de terre à + 3 °C.
Dans les grilles d’évaluation, chacun des paramètres a été affecté d’une pondération citée ci-dessus (incidence quantitative) sous la forme d’un nombre d’étoiles. Une grille d’évaluation est complétée pour chaque appareil du poste froid. L’utilisateur remplit les cases blanches
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POSTE FROID |
Type d’appareil : |
Chambre froide | ||
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Caractéristiques : |
Viande – 6°C | |||
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Pondération en % du volume : |
20 % | |||
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Puissance du compresseur : |
360 W | |||
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Efficacité énergétique / Paramètres |
Incidence | Note (0 à +/- 3)* |
Bilan | Décision |
| Refroidissement du compresseur 1 | **** | + 1 | + 40 | |
| Refroidissement du compresseur 2 | ** | 0 | / | |
| Transfert du froid 1 | * | + 3 | + 30 | |
| Transfert du froid 2 (dégivrage) | * | – 3 | – 30 | A voir |
| Fuite d’énergie | * | 3 | – 30 | A voir |
| Sur dimensionnement | *** | + 2 | + 60 | |
| Sous dimensionnement | * | + 2 | + 20 | |
| Nombre de chambres | * | + 3 | + 30 | |
| Apports thermiques parasites | ** | – 3 | – 60 | oui |
| Qualité du groupe | – 1 | |||
| BINÔME TEMPS/TEMPERATURE
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| Durée de conservation | * | + 3 | + 30 | |
| Fréquence des chargements | ** | + 2 | + 40 | |
| Horaires | * | – 1 | – 10 | oui |
| Durée des interventions | *** | – 2 | – 60 | oui |
| Réglage température | * | + 3 | + 30 | |
* La note résulte d’un examen de l’appareil concerné et de son utilisation.
Exemple : si une marmite fonctionne toujours avec couvercle, le confinement est noté + 3.
0 signifie « sans objet » par rapport aux critiques écrits dans le texte correspondant.
Il y a d’autres facteurs que l’efficacité énergétique des appareils de conservation et de refroidissement ou congélation rapide et la façon de les utiliser qui influence les consommations du poste. Ce sont d’autres considérations que l’énergie qui conduisent au choix de ces concepts. Nous avons relevé les points suivants :
Un magasin ne respectant pas l’hygiène risque de consommer moins qu’un magasin la respectant : interruption dans la chaîne du froid, non-respect des températures de consigne, etc.
Il est certain qu’un magasin où l’on propose toute une variété de plats préparés (espace traiteur) aura un poste froid bien plus énergivore. De plus, les préparations froides nécessitent des locaux de travail réfrigérés.
Les surgelés nécessitent un stockage consommateur d’énergie.
Ils nécessitent des chambres froides de plus grande dimension.
Il est parfois réfrigéré aussi. On pourra en limiter la taille et la fréquence d’ouverture des portes, et donc la consommation :
Le Collège Saint-Louis de Liège situé en bordure du canal de dérivation de la Meuse est un établissement scolaire accueillant quelque 1300 élèves de la 1ère à la 6ème année de l’enseignement secondaire et comptant 150 membres du personnel. Au début de l’année scolaire 2004/2005, une vaste action de réduction des consommations d’énergie a animé l’ensemble des enseignants et des élèves. Une expérience qui a porté ses fruits…
Comme nombre d’établissements d’enseignement, les finances n’affichaient pas toujours un grand soleil. Avec un budget bien en équilibre, mais avec une possibilité d’investir dans les infrastructures, relativement faible, la direction, sensible au développement durable et déjà dans une démarche de suivi de ses consommations d’énergie, a initié une réflexion sur les actions permettant de maîtriser le poste énergie. Ainsi, est venue l’idée de lancer un projet pédagogique qui impliquerait les élèves dans l’effort de réduction des consommations énergétiques et donc des émissions de CO2 de l’école : le projet Kyoto de nos jours à 1870… .
L’objectif fixé est de réduire de 7% les consommations d’eau, de gaz et d’électricité durant les mois de novembre, décembre, janvier, février et mars de l’année scolaire.
À la fin de chaque mois, après un relevé des compteurs d’eau, de gaz et d’électricité, les résultats étaient visualisés dans la cour de récréation par le recouvrement progressif d’un glacier photographié à notre époque, très largement fondu, par une photo du même glacier intact en 1870. Objectif, recouvrir toute la photo au terme des 5 mois. Les résultats étaient également mis à jour sur le site internet du Collège.
Dès le début de la rentrée scolaire, tous les élèves furent informés de la campagne et de ses objectifs.
Première étape, durant les 4 semaines de septembre, mobiliser les jeunes à travers un concours de propositions d’actions réalistes pouvant être mises en œuvre. Chaque classe était invitée à remettre un projet pour lequel elle devait préciser quelle énergie serait économisée à travers la mesure proposée et chiffrer l’éventuel investissement et les économies qui en découleraient. Voir le tableau pour découvrir quelques-unes des actions retenues.
Plan d’action URE proposé par les élèves : mesures d’économie retenues
| Eau |
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| Gaz |
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| Électricité |
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Le plan établi, il n’y avait plus qu’à passer à l’action. Les élèves ont rapidement emboîté le pas en mettant en pratique au mieux les consignes qu’ils ont eux-mêmes proposées. La Direction quant à elle a fait le nécessaire pour remplir ses obligations de mise en place des équipements décrits dans le tableau ci-dessus.
Quant à la campagne, il fut convenu que l’atteinte des objectifs de réduction de 7 % des consommations permettrait d’engager un ouvrier supplémentaire dont la tâche serait exclusivement dévolue à l’embellissement et la rénovation des locaux.
Pour évaluer l’avancement du projet, la Direction a établi sur base des trois dernières années la consommation moyenne mensuelle par poste en prenant bien soin de normaliser les consommations dévolues au chauffage. En fin de chaque mois, les relevés des compteurs sont comparés à ces moyennes.
Remarquable ! Endéans les 3 premiers mois l’objectif des 7% d’économie fut atteint et même dépassé. Ce sont pas moins de 28 900 kWh électriques et 8700 m³ de gaz cumulés sur la période de novembre à fin février qui furent économisés soit l’équivalent de 22 850 kilogrammes de CO2 évités.
Les objectifs ont été atteints en 2004. L’effort entrepris a été poursuivi. Les résultats obtenus ont ainsi été pérennisés dans le temps.
Le comportement respectueux à l’égard de la consommation d’énergie est entré dans les habitudes. De plus, chaque année avant l’hiver, un rappel de vaccination est effectué. La motivation des enseignants et des élèves est entretenue par des messages bien ciblés.
La démarche a été étendue à la protection du milieu et au développement durable en général. En 2009 une GREEN TEAM a été constituée. Elle rassemble des enseignants et des élèves de toutes les années (de la première à la sixième). Une série d’actions sont ainsi entreprises pour induire des réflexes comportementaux auprès des élèves en matière environnementale.
Depuis 2014 un nouveau projet est en cours. Un groupe ENERGIE a été constitué à l’initiative d’un des directeurs du collège. Dans un premier temps sa mission sera de sensibiliser les élèves à la problématique de l’environnement et de l’utilisation rationnelle de l’énergie. Dans un deuxième temps, des volontaires seront recrutés parmi les élèves pour réaliser des actions et transmettre les messages auprès de leurs condisciples.
Tous les travaux réalisés dans les bâtiments de l’école l’ont été en tenant compte de l’amélioration des performances énergétique de ceux-ci.
Ainsi, lorsqu’il a fallu réparer certaines façades, les châssis existants ont été remplacés par des châssis isolants et un isolant a été placé dans l’épaisseur des murs refaits. Les élèves ont ainsi pu constater que les actes étaient joints à la parole.
Lorsque le système de chauffage de la piscine, devenu trop vétuste, a dû être remplacé, une nouvelle installation moderne et performante a été installée. Elle sert également à une autre partie de l’école. Les économies furent importantes et immédiates.
Ces travaux ont bénéficié de subsides UREBA.
Avec le temps, certaines conduites de chauffage s’étaient partiellement obstruées. Cela induisait des consommations électriques excessives des circulateurs. Le remplacement des conduites a résolu le problème. Les circulateurs consomment maintenant beaucoup moins.
Pas de doute, en sortant de l’école, les élèves du Collège Saint-Louis seront des citoyens responsables et conscients des enjeux énergétiques des décisions qu’ils seront amenés à prendre tant dans leur profession que dans leur vie privée. Ils seront ainsi les hérauts d’une cause essentielle pour l’avenir de notre planète.
Bernard RENSON
Directeur Collège Saint-Louis
Tél : 04/349.53.00
Email :direction@collegesaintlouis.beURL : 
www.collegesaintlouis.be
Cette étude de cas provient des Sucess Stories réalisées par l’ICEDD, Institut de conseils et d’études en développement durable en 2004. Elle a été complétée en 2016 suite à une entrevue avec le directeur de l’établissement Monsieur Renson.
La toiture inversée ne permet pas de fixer l’isolant verticalement.
Dans ce cas, les parties verticales peuvent être isolées par la technique de la toiture chaude.
L’isolant d’une toiture froide ou d’une toiture isolée par l’intérieur est généralement interrompu par les murs supportant la toiture.
| Pour savoir comment réduire ces différents ponts thermiques, cliquez ici ! |
Isolation entre les chevrons.
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| Pour savoir comment réduire ces différents ponts thermiques, cliquez ici ! |
Pont thermique au niveau d’un balcon.
Ponts thermiques au niveau d’un seuil et d’un linteau de fenêtre.
Pont thermique au niveau d’un ébrasement de baie.
Pont thermique au niveau d’un encorbellement.
Pont thermique au niveau d’une descente pluviale.
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Pour savoir comment réduire ces différents ponts thermiques, cliquez ici ! |
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Liaison avec un mur intérieur |
Fondation |
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Appui de plancher |
Linteau |
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Tablette de fenêtre |
Ébrasement de fenêtre |
À côté des ponts thermiques « de conception », il existe aussi les ponts thermiques « d’exécution ». La perforation de l’isolant pour placer un boîtier électrique, par exemple, peut en créer un.
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Pour savoir comment réduire ces différents ponts thermiques, cliquez ici ! |
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A. Rive de toiture. |
B. Appui de dalle. |
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C. Linteau. |
D. Seuil de fenêtre. |
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E. Plancher sur vide sanitaire. |
F. Balcon en encorbellement en béton. |
À côté des ponts thermiques « de conception », il existe aussi les ponts thermiques « d’exécution ».
Pont thermique d’exécution.
Les panneaux d’angle ne sont pas superposés.
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Pour avoir accès à des détails techniques de murs creux réalisés sans pont thermique, cliquez ici ! |
Certains indices peuvent révéler la présence de ponts thermiques.
Le plus flagrant est la présence d’eau condensée sur la paroi.
Une condensation localisée est un indice de pont thermique.
Mais la zone peut être simplement humide (l’eau s’étant condensée à l’intérieur du matériau) ou être provisoirement sèche. Dans ce cas l’humidité peut avoir laissé des traces comme des moisissures, des taches ou de la poussière collée différemment sur les zones (parfois) humides et sur les zones toujours sèches.
Les champignons se développent dans les zones des ponts thermiques.
Un thermomètre de contact permet de comparer la différence de température entre les différentes zones de la paroi concernée.
Thermomètre de contact et mesure de température ambiante.
Thermomètre de surface à infrarouge.
En hiver, à l’endroit du pont thermique, la température superficielle intérieure est nettement inférieure à celle des éléments environnants.
La différence de température étant d’autant plus importante que la température extérieure est basse, c’est une mesure que l’on fera par temps très froid.
| Exemple.
Une toiture inclinée est isolée (U = 0.4 W/m²K), sauf à un endroit (U = 2 W/m²K). θoi = θi – (U x 0,125 x (θi – θe)) > La température de surface du plafond sera de 18,5°C sauf à l’endroit du pont thermique où la température de surface sera de 12,5°C.
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On peut calculer le facteur τ en différents points d’un détail technique en mesurant les températures de l’air intérieur θi et extérieur θe ainsi que la température locale de la paroi θoi.
On dispose, dès lors, de τmin.
Suivant la NIT 153 du CSTC, il y a pont thermique lorsque τmin < 0,7. Néanmoins, celle-ci concerne plus spécifiquement les logements et la valeur de 0,7 a été fixée en fonction des températures minimales et des humidités que l’on retrouve dans ceux-ci. Pour les bureaux, par exemple, cette valeur pourrait sans doute être plus faible, car la production de vapeur est moins importante et qu’en général, on dispose d’une ventilation. Dès lors, dans le cas des bâtiments du secteur tertiaire, il vaut mieux évaluer le risque de condensation superficielle à partir des conditions réelles.
| Si vous souhaitez voir, par un exemple, comment évaluer concrètement le risque de condensation au droit d’un pont thermique dans un immeuble de bureau, cliquez ici. |
La détection par thermographie doit pouvoir s’affranchir de la variation du climat et doit donc se faire par temps chaud ou froid de préférence par l’intérieur (zone stabilisée en température et non perturbée par le vent, la pluie et le soleil).
Pour ce faire, il y a lieu de mettre le bâtiment en dépression à l’aide d’un Blowerdoor avec une pression suffisante permettant de conditionner l’ensemble de l’enveloppe (toitures et murs) de la même manière. Cette méthode évite les interprétations erronées causées par la différence de pression exercée par le vent provoquant la dépression sur une ou deux façade(s) et une surpression sur les autres. Cette méthode facilite le diagnostic et le rend fiable.
La thermographie par l’extérieur peut, dans certains cas particuliers, servir à confirmer un constat effectué par l’intérieur. Dans le cas des murs creux, l’unique thermographie effectuée par l’extérieur n’est pas pertinente la lame d’air entre l’isolant et la brique perturbe le diagnostic.
Pont thermique en rive de toiture.
Source : Infravision.
Photo infrarouge d’une façade.
Autre méthode connue : la couche de givre ou de neige sur un bâtiment chauffé montrera, par son absence à certains endroits, les zones chaudes dues aux ponts thermiques.
Ponts thermiques repérables par la neige.
En ce qui concerne les murs creux, ce sont en général surtout les murs creux de bâtiments datant de la fin des années 1970 et des années 1980 qui présentent des problèmes de ponts thermiques.
En effet, depuis la fin des années 1970, l’isolation est devenue chose courante dans le bâtiment. Ce changement dans les habitudes de construction a été induit par le choc pétrolier de 1973.
L’isolation des bâtiments en Wallonie se systématise après 1985, date à laquelle, l’Exécutif régional wallon adopte un règlement thermique imposant une isolation thermique de l’enveloppe des nouveaux logements.
Mais l’isolation telle que réalisée à ses débuts est encore mal maîtrisée et mène à la création de ponts thermiques; ceux-ci agissent comme révélateur d’humidité. En effet, avant isolation, la condensation de la vapeur d’eau se répartissait sur toutes les surfaces; après isolation, l’humidité se concentre uniquement sur les ponts thermiques et provoque l’apparition de moisissures.
Néanmoins, si les bâtiments de cette époque ont particulièrement souffert du manque de connaissance, les problèmes de condensation ne se cantonnent malheureusement pas uniquement à ceux-ci et malgré la maîtrise actuelle de la technique, on retrouve encore des défauts de construction menant tout droit à des problèmes de condensation dans les bâtiments récents.
Création d’un pont thermique au niveau de la baie.
Pont thermique au niveau de la baie.
© Architecture et climat 2023.
Dans les hôtels, auberges, pensionnats, … les plans de type « chambre et sanitaire individuels » présentent très souvent la même configuration : Chaque chambre représente un ensemble autonome composé de 3 zones
Disposition habituelle de chambres individuelles :
une gaine technique dessert les sanitaires contigus.
Le faux plafond de l’entrée et des sanitaires peut être plus bas que celui de la chambre,
ce qui permet le passage de gaines techniques, notamment pour la pulsion d’air mécanique.
On trouve une configuration équivalente dans les hôpitaux :
Généralement, deux salles d’eau contiguës ont en commun une gaine technique verticale. Un seul conduit d’extraction mécanique est habituellement placé dans celle-ci, desservant à chaque niveau deux ensembles contigus. Un extracteur en toiture peut ainsi reprendre l’extraction de 5 niveaux, c’est-à-dire 10 chambres. L’inconvénient de cette configuration est la transmission acoustique entre les différents ensembles.
L‘air neuf est introduit dans les chambres
Grille intégrée entre le vitrage et la menuiserie et intégrée dans la menuiserie.
Le transfert d’air entre la chambre et la salle d’eau se fait, soit par un détalonnage des portes, soit par des passages appropriés avec grilles à chevrons ou autre.
Grille de transfert d’air.
| On se retrouve dans une situation semblable à celle des immeubles de bureaux. |
Les chambres sont desservies par des circulations donnant également accès à un ou plusieurs complexes sanitaires. Ce type d’agencement donne aux différents principes de ventilation retenus une orientation commune :
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L’introduction d’air neuf dans les chambres,
le transfert des volumes d’air introduits via les circulations,
l’évacuation vers l’extérieur de l’air vicié dans les locaux sanitaires.
L’air neuf peut être amené dans les chambres par grilles autoréglables placées en façade dans les menuiseries ou la maçonnerie (ventilation de type C ou simple flux), l’air vicié étant évacué dans les sanitaires au moyen d’un ventilateur d’extraction.
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Ventilation des locaux d’hébergement par ventilation simple flux (système C).
Les circuits d’extraction (conduits et ventilateurs) sont, dans la plupart des cas, communs à plusieurs niveaux. Ils sont généralement conçus suivant le principe du « parapluie ». Les conduits verticaux empruntent les gaines techniques également verticales et les conduits horizontaux passent dans l’épaisseur des faux plafonds. Ces ensembles desservent à chaque niveau une ou plusieurs zones sanitaires.
Étant donné l’absence de conduit de distribution vers chaque chambre, l’espace nécessaire aux locaux techniques et aux conduits d’air est peu important. Ceci prend toute son importance en regard des hauteurs de faux plafonds qui n’ont pas à tenir compte du passage de conduits d’air.
Cependant, pour limiter l’influence du vent et des circulations d’air parasites, ce type d’installation ne s’applique qu’aux immeubles de taille moyenne et peu élevés : immeubles de moins de 13 m de haut (hauteur au plancher du dernier étage).
Le système de ventilation D ou double flux, c’est-à-dire équipé d’une pulsion et d’une extraction mécanique, est quant à lui le meilleur en terme de maîtrise des débits dans les locaux : on a la garantie que les chambres sont bien alimentées en air neuf et que l’air vicié des sanitaires est directement évacué vers l’extérieur.
© Architecture et climat 2023.
Ventilation des locaux d’habitation par ventilation double flux (système D).
Ce système est pratiquement indispensable dans les immeubles importants en site urbain.
La distribution de l’air neuf est assurée par un réseau de conduits placé dans les faux plafonds des zones de circulation.
La diffusion de l’air neuf à l’intérieur de chaque chambre est obtenue par une grille murale placée au niveau de la retombée des faux plafonds des circulations, ou dans le cas de grandes chambres communes par des diffuseurs plafonniers répartis sur la surface du dortoir.
L’extraction et le transfert se font comme pour le système C.
Concrètement, le choix du système D par rapport au système C sera guidé par :
La ventilation des salles de séjour attenantes aux chambres doit assurer les débits recommandés par la norme NBN D50-001 (3,6 m³/h.m²). Il n’est cependant pas nécessaire de puiser cet air directement à l’extérieur. On peut appliquer, pour ces locaux, le principe dit « du balayage ». Celui-ci consiste à faire transiter par le séjour, l’air provenant des chambres, avant de l’évacuer dans les sanitaires. Si le débit nécessaire au séjour est supérieur au débit des chambres, des amenées d’air complémentaires doivent être ajoutées dans celui-ci.
Le rendement global augmente avec le débit volumique transporté par une installation, c’est-à-dire en fonction de la taille de l’installation.
Par exemple pour un groupe de ventilation équipé d’un ventilateur à aubes inclinées vers l’arrière, à deux ouïes d’aspiration, entraîné par courroie, pour un gain de pression de 1 000 Pa et pour des rendements de ventilateur et de transmission maximaux (source : Pratique des ventilateurs à l’usage des techniciens et installateurs, J.Lexis, Ed.Parisiennes, 1991) :
| Débit volume (m³/h) | Puissance nominale du moteur (kW) | Rendement du moteur | Rendement de transmission | Puissance sur l’arbre du ventilateur (kW) | Rendement du ventilateur | Rendement utile global |
| 1 000 | 0,55 | 71 % | 88 % | 0,41 | 68 % | 43 % |
| 10 000 | 4,00 | 83 % | 89 % | 3,35 | 83 % | 61 % |
| 20 000 | 7,50 | 84 % | 90 % | 6,61 | 84 % | 64 % |
| 30 000 | 11,00 | 88 % | 92 % | 9,80 | 85 % | 69 % |
| 40 000 | 15,00 | 89 % | 93 % | 13,07 | 85 % | 70 % |
| 50 000 | 18,50 | 89 % | 93 % | 16,34 | 85 % | 70 % |
| 60 000 | 22,00 | 91 % | 94 % | 20,60 | 81 % | 69 % |
| 70 000 | 30,00 | 91 % | 95 % | 23,15 | 84 % | 73 % |
| 80 000 | 30,00 | 92 % | 95 % | 26,14 | 85 % | 74 % |
| 90 000 | 37,00 | 92 % | 95 % | 29,41 | 85 % | 74 % |
| 100 000 | 37,00 | 92 % | 95 % | 32,68 | 85 % | 74 % |
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Composant |
Rendmt maximum possible |
| Turbinette de WC (ventilateur + moteur) | 5 % |
| Ventilateur tubulaire de gaine (ventilateur + moteur) | 20 % |
| Ventilateur de gaine (ventilateur + moteur) | 35 % |
| Ventilateur de toiture, petit à moyen (ventilateur + moteur) | 20 – 35 % |
| Ventilateur de toiture, grand avec moteur à rotor intérieur (ventilateur + moteur) | 50 % |
| Ventilateur radial à aubes recourbées vers l’avant (ventilateur seul) | 50 – 70 % |
| Ventilateur radial à aubes recourbées vers l’arrière (ventilateur seul) | 75 – 83 % |
| Ventilateur axial de paroi ou de gaine (ventilateur seul) | 40 – 65 % |
| Ventilateur axial performant avec enveloppe, sans distributeur ni redresseur (ventilateur seul) | 70 – 78 % |
| Ventilateur axial performant avec enveloppe et distributeur ou redresseur (ventilateur seul) | 75 – 85 % |
| Ventilateur axial contre-rotatif | 80 – 90 % |
| Transmission par courroie trapézoïdale puissance transmise – 200 W puissance transmise – 500 W puissance transmise – 1 000 W puissance transmise – 5 000 W puissance transmise -10 000 W puissance transmise – 30 000 W |
77 – 90 % 84 – 93 % 87 – 94 % 92 – 96 % 92,5 – 96,5 % 93,5 – 97 % |
| Bons moteurs triphasés à cage d’écureuil, à charge et vitesse de rotation nominale, 4 pôles :
0,25 kW |
66 % |
| Moteur idem à 2 bobinages 4 – 6 pôles = 1 500 – 1 000 tr/min
0,55 kW (4 pôles) – 0,18 kW (6 pôles) |
70 et 58 % |
| Convertisseur de fréquence | 95 % |
L’isolation des tuyauteries froides d’aspiration et des appareils qui se trouvent sur cette ligne, est obligatoire dans un projet thermique qui se préoccupe d’économies d’énergie.
La qualité de la pose de l’isolation des tuyaux doit être soigneusement vérifiée.
Cet aspect est d’autant plus important que les conduites sont longues, car plus elle le sont, plus les apports par la canalisation d’aspiration seront importants, et cela nuit au rendement et à la puissance de l’installation.
D’autre part, la longueur, les déviations et les changements de niveaux des canalisations influencent les pertes de charge et les retours d’huile au compresseur.
Des pertes de charge excessives nuisent au bon fonctionnement rationnel de la machine et donc augmentent les consommations d’énergie pour le même résultat final.
Dans cette optique, une judicieuse implantation des moto-compresseurs et condenseurs, par rapport aux chambres froides, doit être étudiée avec soin.
Il faut évacuer la chaleur du réfrigérant vers l’air ambiant.
On distingue deux techniques :
Pour accroître la puissance de refroidissement, on peut profiter de l’énergie de vaporisation d’une eau pulvérisée au travers du courant d’air.
Le principe est le même que lorsque nous nous aspergeons la figure par temps très chaud : la vaporisation de l’eau refroidit notre peau.
Soit la pulvérisation est celle de l’eau qui circule dans le condenseur, soit c’est de l’eau indépendante de l’eau du circuit de condensation qui est pulvérisée.
Cela conduit aux 5 technologies développées dans la technologie des condenseurs.
Energétiquement, la solution d’un refroidissement direct du fluide frigorigène par l’air extérieur possède des avantages, puisque tous les intermédiaires (et leurs consommations) sont évités et ainsi que la maintenance coûteuse de la tour de refroidissement.
Aujourd’hui, la pression de condensation des condenseurs à air est bien gérée par l’utilisation de la variation de vitesse électronique des ventilateurs des condenseurs. C’est la solution couramment adoptée lorsque l’on peut placer le groupe frigorifique sur la toiture ou, de manière générale, à l’extérieur dans un endroit ombragé et ventilé.
Condenseurs en toiture.
Condenseurs contre une façade et à l’ombre.
En toute logique, on retrouvera donc le condenseur à air en toiture. Mais la machine frigorifique est parfois située en cave. Dans ce cas, il est exclu de faire confiance à des « ventilations naturelles », des « soupiraux « , … la température dans la cave risquerait de monter fortement et le condenseur se retrouverait balayé par de l’air déjà réchauffé. La pression de condensation du fluide monterait et le compresseur verrait sa consommation fortement augmentée. Par forte chaleur, le compresseur ne pourrait suivre et déclencherait par son pressostat haute pression.
L’évacuation de la chaleur demande un réel balayage par un fluide frais et il appartient au bureau d’études de comparer 2 solutions :
Le refroidissement direct par l’air est le moyen le plus couramment adopté en froid commercial. Il permet de disposer d’un système simple, peu coûteux, demandant peu d’entretien, …
Le transfert de la chaleur par l’intermédiaire de l’eau est plus efficace (bon coefficient d’échange de l’eau, faible consommation d’une pompe par rapport à un ventilateur),… mais il y a investissement et consommation de la tour. Un bilan global doit être réalisé.
Actuellement, ce genre d’installation est très peu répandu dans les commerces pour le froid alimentaire, car les investissements sont importants et l’entretien conséquent. De plus, jusqu’à présent ce genre de technologie était réservé à des puissances de condensation importantes. Enfin, il ne faut pas négliger le problème des tours de refroidissement par rapport à la prolifération de légionelles.
Cette technique est régulièrement utilisée pour les applications de climatisation. Cela dit, le problème des légionelles étant souvent évoqué, même pour les applications de climatisation, dans la mesure du possible, on place des aéroréfrigérants (« dry cooler ») ou des unités de condenseurs à air.
Attention qu’en froid industriel et même en froid commercial on commence à utiliser des systèmes de refroidissement direct tels que :
Pour augmenter les performances du compresseur, on a tout intérêt à abaisser la température de condensation. Autrement dit, il faut augmenter la surface d’échange et augmenter le débit de circulation de l’air. Le « pincement », c’est-à-dire l’écart entre la température du fluide refroidissant à la sortie du condenseur et la température du fluide frigorigène sera minimal. Mais l’investissement et les pertes de charge en seront augmentés, et donc la consommation de la pompe…
En pratique, pour un condenseur à air, la vitesse sera comprise entre 2 et 4 m/s et, si l’air entre avec une température de 30°C, la température de condensation s’établira entre 40°C et 50°C.
Pour un condenseur évaporatif, le bureau d’études peut compter sur une température d’air de refroidissement à bulbe humide de l’ordre de 5 à 6 K en moins que la température à bulbe sec d’entrée du condenseur. Soit pour une température d’entrée de 30 °C d’air sec, la température d’air saturé peut atteindre des valeurs de 25°C.
À partir d’une température de l’air de 30°C, quelle sera la température de condensation ? Tout dépend du type de refroidissement du fluide frigorigène choisi !
Voici les résultats comparés pour une température d’air de 30°C 40 % HR.
En partant du condenseur évaporatif, comparons les systèmes en fixant des valeurs moyennes : une « approche » de 5°C, un pincement des échangeurs de 6°C et un échauffement de la température de l’eau de 7°C.
| Type de condenseur | T°air sec | Entrée condenseur |
Sortie condenseur |
T°condens. fluide frigorifique |
| Condenseur à air | 30° | T° air = 30° | T° air = 37° | 43° |
| Condenseur évaporatif | 30° | T° air = 25° | T° air = 32° | 38° |
Le condenseur à air est pénalisant, car il provoque une augmentation de température de condensation du fluide (et donc une augmentation de la consommation du compresseur). L’augmentation de la consommation du compresseur est de 2 à 3% par degré K, ce qui n’est pas négligeable !
La principale source de bruit d’un condenseur provient de(s) ventilateur(s).
On aura toujours intérêt à les faire fonctionner à faible vitesse.
L’émission du bruit des aérocondenseurs à ventilateurs hélicoïdes est pratiquement uniforme dans un plan perpendiculaire à l’axe de rotation des ventilateurs. Les faces d’aspiration et de refoulement d’air étant plus bruyantes que les autres, l’aérocondenseur doit être convenablement orienté par rapport aux plaignants potentiels.
Certains constructeurs proposent des moteurs de ventilateur à deux vitesses, option qui peut être déterminante dans certains cas. Ainsi, la petite vitesse pourra être utilisée la nuit, les bruits de fond et les besoins frigorifiques diminuant la nuit. Certains constructeurs annoncent qu’une réduction de moitié de la vitesse de rotation des ventilateurs entraîne un gain de 15 dB(A) sur le niveau de puissance acoustique de l’aérocondenseur.
Il est aussi possible d’utiliser des silencieux à baffles sur l’aspiration et le refoulement d’air mais ceux-ci risquent d’augmenter considérablement l’encombrement et les pertes de charge des aérocondenseurs. Certains matériaux absorbants peuvent servir de revêtement insonorisant de la carcasse, mais ceux-ci ne peuvent constituer une solution à eux seuls. Il est possible enfin, dans les cas les plus délicats, de disposer des écrans acoustiques autour de l’appareil.
Les vibrations se transmettent vers les locaux sensibles par les tuyauteries en cuivre, et par la dalle sur laquelle est posé l’appareil. Il faut traiter les vibrations par dalle flottante posée sur isolateurs à ressort, utiliser des manchons antivibratoires pour le raccordement sur des canalisations, et des suspensions antivibratiles pour les supports des canalisations.
Condenseur à air pour une installation de froid positif centralisée.
Groupe condenseur à air pour une chambre froide.
Il est évident que sous nos latitudes les températures extérieures (même avec le réchauffement climatique comme « épée de Damoclès ») restent fraîches et donnent raison aux concepteurs d’adopter une stratégie de refroidissement des condenseurs par air.
La répartition des points de température et d’humidité au cours de l’année sur le diagramme psychométrique ci-dessous montre qu’une grosse majorité des points températures du climat Belge se situe sous les 20 °C, avec un maximum du nombre d’heures aux alentours des 6-7 °C. Cette constatation signifie que la température de condensation, pour un écart de température entre le fluide dans sa phase de condensation et l’entrée du condenseur idéalement de 12°C (optimum de dimensionnement des condenseurs), se situe aux alentours des 8°C.
Actuellement, les équipements frigorifiques permettraient de pouvoir travailler avec des températures de condensation de l’ordre de 20°C; ce qui signifie que l’air pourrait suffire durant une bonne partie de l’année pour amener le fluide frigorigène à cette température.
Climat heure par heure en Belgique.
Fréquence des températures pour une année type.
Le gaz chaud du réfrigérant cède sa chaleur à l’air traversant le condenseur et passe à l’état liquide. L’entretien du condenseur à air est limité. Il n’y a aucun risque de gel en hiver. Mais le coefficient d’échange avec l’air étant faible, le condenseur sera volumineux, et donc lourd et encombrant.
Les températures de condensation sont directement liées aux conditions de température extérieure : la pression de condensation sera forte en été (dégradation du COP de la machine frigorifique), mais plus faible en hiver, entraînant d’ailleurs un besoin de régulation adaptée pour un fonctionnement correct.
L’exemple suivant donne une idée de la répercussion sur les consommations électriques du compresseur qu’entraine une augmentation de la température de condensation.
| Exemple
Soit un groupe de condensation composé d’un compresseur semi-hermétique et d’un condenseur. La puissance utile nécessaire est de l’ordre de 22 kW. Un logiciel de fabricant de compresseurs donne des courbes caractéristiques en fonction des données de prédimensionnement suivantes :
Puissance frigorifique La puissance frigorifique disponible au niveau du compresseur passe de 22.8 à 21.2 [KW] en augmentant la température de condensation de 5K (27 à 32 °C); ce qui correspond à une baisse de puissance de l’ordre de 8 %.
Puissance électrique absorbée par le moteur Dans un même temps, la puissance électrique absorbée par le moteur électrique passe de 9 à 9.4 lorsque l’on augmente la température de condensation de 5 K (27 à 32 °C); ce qui correspond à une augmentation de puissance de l’ordre de 4 %.
COP Enfin, le COP quant à lui passe de 2.53 à 2,25 lorsque l’on augmente la température de condensation de 5 K (27 à 32 °C); ce qui correspond à une d’efficacité énergétique de l’ordre de 12 %. Si on simplifie le problème en considérant une relation linéaire entre le COP et la température de condensation, chaque augmentation de 1 K de la température de condensation réduit l’efficacité du compresseur de l’ordre de 2 %.
|
La circulation forcée de l’air nécessite des ventilateurs dont la consommation électrique n’est pas négligeable. De plus, ils constituent une source de bruits, par frottement de l’air sur les pales du ventilateur, mais aussi par frottement de l’air sur les ailettes de l’échangeur.
Deux types de ventilateurs sont utilisés :
Le ventilateur hélicoïdal (ou axial) est choisi pour des appareils placés à l’air libre, là où le bruit ne constitue pas une nuisance pour le voisinage. Le niveau sonore dépend de la vitesse de rotation du ventilateur. Dans les emplacements exposés, le régime ne doit pas dépasser 500 t/min.
Si des ventilateurs existants sont trop bruyants, on peut les munir d’amortisseurs de bruit cylindriques (tenir compte de la perte de charge).
Le ventilateur centrifuge est souvent utilisé pour des appareils placés à l’intérieur d’un immeuble, raccordé à l’extérieur par des gaines (le ventilateur centrifuge peut vaincre des pertes de charges plus élevées).
Si le bruit du ventilateur dépasse les valeurs admissibles, on peut le munir d’amortisseurs de bruit.
La vitesse de passage de l’air est comprise généralement entre 2 et 4 m/s. Cette information dans le catalogue constructeur est un indice qualité puisque si elle se rapproche de 2 m/s, on a plus de garanties que l’appareil fera peu de bruit et que la consommation du ventilateur sera limitée (en fait, le constructeur a dû écarter davantage les ailettes pour faciliter le passage de l’air, donc l’appareil demandera plus de matière, sera plus volumineux et… sera plus cher : la qualité se paie !).
Nombreuses sont les installations où, en exploitation, on voit fleurir des réseaux de tuyaux d’aspersion d’eau de ville servant à refroidir les batteries de condensation lors des périodes chaudes ou carrément caniculaires.
Est-ce un défaut de conception, de dimensionnement à la base ou un manque d’entretien régulier des batteries ?
Le débat est ouvert.
Système D des techniciens en période de canicule.
Mais l’idée de choisir un condenseur à air et de se dire que de temps en temps en période chaude on déploie des systèmes d’aspersion d’eau n’est pas un sacrilège. Cela dit, ces systèmes, bien qu’efficaces, restent du domaine de « l’amateurisme ». De plus, aux températures de condensation de l’ordre de 35-40°C, l’eau de ville de dureté (exprimé en degrés Français °F) élevée (ou incrustante au niveau entartrage) risque de réduire l’efficacité de l’échange du condenseur.
Donc méfiance !
Si dès le départ la volonté est de prévoir, lors des périodes caniculaires, un système permettant de maintenir une température de condensation acceptable :
il est nécessaire de se diriger vers des condenseurs adiabatiques permettant de réduire la température d’entrée de l’air de refroidissement par aspersion de matelas d’eau. Cette technique, selon le fabricant permet de réduire la température de l’air de l’ordre de 5 à 7°C lorsque la température de l’air est supérieure à 24°C.
Condenseur adiabatique.
(Source : Balticare).
Cependant, dans un souci de conception énergétique, à savoir réduire la température de condensation au maximum des possibilités techniques des équipements du cycle frigorifique (Δde pression suffisant de part et d’autre du détendeur par exemple), l’utilisation de l’eau comme vecteur de refroidissement est la solution idéale sachant que les condenseurs « évaporatifs » donnent de bons résultats et s’adaptent petit à petit au marché du secteur commercial en terme de puissance de condensation.
La récupération d’eau de pluie peut s’avérer intéressante pour aider les condenseurs à travailler dans de meilleures conditions en période chaude par aspersion de la batterie de condensation. Outre le fait que la récupération d’eau de pluie reste une approche durable au sens large du terme (utilisation de l’eau de pluie pour les sanitaires, volume tampon en cas de forte pluie, …), elle permettrait de pallier en période de canicule au manque d’efficacité des condenseurs à air. À l’heure actuelle, les condenseurs « adiabatiques » qui sont mis au point pour réduire significativement les températures d’entrée d’air aux condenseurs, pourraient utiliser l’eau de pluie.
En conception, la récupération d’eau de pluie est envisageable pour tous les types de commerce. En particulier, pour les supérettes, les supermarchés et les hypermarchés, cette récupération est envisageable d’autant plus que les surfaces de toiture sont importantes. La mise en place d’une telle installation nécessite néanmoins de l’espace :
Pour les moyennes et grandes surfaces, la récupération d’eau de pluie pourrait très bien s’organiser autour d’une citerne d’eau de pluie enterrée ou posée au niveau du parking sans trop compromettre la capacité de stationnement.
Quant au risque de développement de légionelles qu’entraînerait l’évaporation d’eau au niveau d’un condenseur adiabatique, par exemple, le risque semble réduit par le fait que l’évaporation de l’eau se situe aux alentours des 24°C lorsque la température de l’air extérieur est de l’ordre de 30°C par exemple. Il est toutefois conseillé de demander aux différents constructeurs de ce type de condenseur les résultats des tests bactériologiques effectués dans le cadre de cette problématique.
Le choix d’un condenseur adiabatique permet de réduire les températures de condensation surtout en période de canicule. Pourquoi, alors ne pas en profiter pour sous-dimensionner le compresseur ? En effet, comme le montre l’exemple suivant, pour une température de condensation moindre, un compresseur légèrement sous-dimensionné pourra donner une puissance frigorifique égale tout en consommant moins d’électricité.
Comme montré dans l’exemple, l’auteur et le maître d’ouvrage pourraient partir du principe que l’on réduit de 5 K par exemple la température de condensation pour le dimensionnement du compresseur. Cette décision permettrait de choisir un compresseur de taille plus petite avec, pour la même puissance frigorifique disponible, des performances énergétiques plus intéressantes.
Exemple,
DonnéesSoit un groupe de condensation composé d’un compresseur semi-hermétique et d’un condenseur. La puissance utile nécessaire est de l’ordre de 25 kW. Un logiciel de fabricant de compresseurs donne les valeurs consignées dans le tableau suivant en fonction des données de prédimensionnement suivantes :
Les résultats du tableau nous montrent que pour une même puissance frigorifique et par le choix d’un compresseur de puissance plus faible, mais travaillant aussi à une température de condensation plus faible (35 °C au lieu de 43 °C), les performances de la seconde machine sont meilleures :
ConclusionIl serait intéressant de comparer les prix de deux tailles différentes de compresseurs de même gamme. Si leur prix est identique (le modèle surdimensionné est dans une gamme plus standard que celui de plus faible puissance par exemple), il y a intérêt à choisir celui de la taille supérieure et de reporter le surinvestissement sur la régulation du condenseur par température flottante. En effet :
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||||||||||||||||||||||||
Aussi, l’emplacement du condenseur doit éviter un réchauffement local de l’air de refroidissement. Par exemple, un condenseur placé sur une toiture couverte de roofing noir entraînera une surchauffe locale de l’air de plusieurs degrés en période d’ensoleillement … Le placement de gravier blanc sur la toiture sera favorable.
L’emplacement du condenseur devra éviter un ensoleillement direct de l’échangeur. Si le placement à l’ombre est impossible, le placement d’un système d’ombrage permettra d’abaisser le niveau de température.
Il faut éviter également qu’un recyclage de l’air ne se fasse autour du condenseur : de l’air chaud se mélange à l’air froid, la température de l’air d’aspiration augmente, … de même que la température de condensation.
C’est pourtant parfois une solution réalisée pour la limitation du niveau de bruit, puisque les parois latérales peuvent être couvertes d’absorbant acoustique… Qu’il est difficile de concilier toutes les contraintes…!
Dans la mesure du possible, il faut donc proscrire le placement du condenseur dans un local fermé. Si c’est le cas (pour des condenseurs de chambres frigorifiques, par exemple), il faut assurer une forte ventilation du local et même parfois sa climatisation, si on veut que la température de l’air du local reste suffisamment basse pour pouvoir continuer à refroidir les condenseurs sans faire monter la pression de condensation. On conviendra que cette situation est aberrante sur le plan énergétique !
Il faut garder à l’esprit que l’optimisation du cycle frigorifique passe principalement par :
Pour les machines frigorifiques de petite taille, le condenseur est souvent incorporé ou à proximité immédiate de la machine frigorifique; ce qui signifie que le groupe frigorifique se situe souvent dans l’ambiance du magasin. On utilise souvent des groupes de condensation qui comprennent à la fois :
Groupe de condensation.
(Source : Danfoss).
Ce type d’équipement convient en général pour des installations de faible puissance (commerce de détail, chambre froide de boucherie).
En gardant en mémoire le grand principe de la température de condensation minimal à maintenir, une récupération de la chaleur est possible pour chauffer directement un local. Ainsi, un supermarché Delhaize utilise le principe de récupération de la chaleur de condensation :
| Configuration | Type de groupe de condensation | Type de meuble | Déperdition de l’enveloppe | Énergie finale Consommée chaudière [kWh/h] |
Energie finale électrique consommée [kWh/h] |
Energie primaire consommée [kWh/h] |
Coût de l’énergie [€/h] | kg/h de CO2 |
| 1 |
incorporé |
fermé | faible | 0 | 5.6 | 14.7 | 0.6 | 3.7 |
| 2 |
incorporé |
fermé | forte | 9.3 | 5.6 | 23.1 | 1 |
5.8 |
| 3 |
externe |
fermé | forte | 20 | 1.4 | 23.7 | 1.2 | 5.9 |
| 4 |
incorporé |
ouvert | forte | 0 | 12 | 31.6 | 1.32 | 7.9 |
| 5 |
externe |
ouvert | forte | 35.6 | 4.8 | 48.2 | 2.3 | 12.1 |
Pour les machines frigorifiques de taille importante (supérette, supermarché, hypermarché, …), nécessitant des équipements tels que les centrales de compresseurs, la configuration classique est le placement du ou des condenseurs à l’extérieur (en toiture, à l’ombre d’un mur, …). En effet, thermiquement parlant, la gestion d’une telle quantité de chaleur dans une configuration interne serait impossible.
En ce qui concerne la récupération de chaleur sur ce type d’installation, vu que le condenseur est en dehors des zones de vente, on ne peut pas directement récupérer la chaleur des condenseurs dans les zones de vente. Le placement d’un équipement intermédiaire (ballon tampon par exemple) entre le compresseur et le condenseur permet la désurchauffe des gaz à la sortie des compresseurs. La chaleur de désurchauffe peut donc être utilisée pour chauffer un ballon d’eau. Un problème surgit cependant : la quantité de chaleur récupérée par désurchauffe est faible par rapport à la chaleur de condensation. Il est dès lors nécessaire de dimensionner le ballon afin de provoquer la phase de condensation dans le ballon. C’est pour cette raison que l’on ne peut concevoir une récupération de la chaleur de condensation
L’eau chaude qui en ressort peut servir :
| Pour en savoir plus sur la récupération de chaleur, cliquez ici ! |
Condenseur évaporatif hybride.
(Source Balticare).
Le fluide frigorigène échange directement sa chaleur avec l’eau et l’air de refroidissement (il n’y a pas de couplage condenseur à eau – tour de refroidissement).
Tout comme les circuits de condensation à eau (condenseur à eau associé avec une tour de refroidissement), les condenseurs évaporatifs trouveront leur place dans les projets de froid alimentaire nécessitant des puissances élevées (de l’ordre de 300 kW froid minimum); ce qui correspond plus ou moins à la puissance nécessaire pour alimenter en froid un supermarché important (> 2 500 m² de surface au sol).
On utilisera ce type de condenseur au cas par cas sachant que le risque de développement de légionelles dépend de l’entretien et du contrôle fréquent de l’installation.
Ce type d’installation implique que les quantités de fluide frigorigène sont plus importantes vu qu’ils est forcément nécessaire de placer le condenseur évaporatif à l’extérieur parfois loin des compresseurs (groupe frigorifique dans la cave et le condenseur évaporatif en toiture par exemple). À cette solution, pour réduire les quantités de fluide frigorigène, on préfèrera alors le condenseur à eau associé avec une tour de refroidissement tout en étant bien conscient que cette solution nécessite de gérer efficacement les risques liés aux légionelles.
Le réfrigérant de la machine frigorifique cède sa chaleur à l’eau circulant dans le condenseur. Grâce au coefficient d’échange avec l’eau de 20 à 30 x plus élevé que le coefficient d’échange avec l’air, la taille du condenseur à eau sera plus réduite.
Contrairement à la climatisation des bâtiments tertiaires, en réfrigération commerciale, bien que les équipements aient évolué, le choix d’un condenseur à eau est très rare pour diverses raisons (bonnes ou mauvaises) :
Néanmoins, pour autant que la maintenance soit effectuée dans les règles de l’art, on pourrait envisager le choix de condenseur à eau associé à une tour de refroidissement fermée afin, pour des installations de moyenne puissance comme dans les supermarchés et hypermarchés, de réduire la quantité de fluide frigorigène comme c’est le cas dans certains pays tel que le Luxembourg par exemple. Donc le choix d’un échangeur à eau offrirait les avantages suivants :
Pour le refroidissement, on peut utiliser :
Enfin, il se peut, lors d’une rénovation importante ou un changement d’affectation d’un immeuble par exemple (plutôt en milieu urbain), que les machines frigorifiques ne puissent être placées que dans les caves. Dans ce cas précis, il serait intéressant d’envisager le condenseur à eau pour autant que la puissance frigorifique soit suffisante.
Abaisser la température de condensation, c’est abaisser le niveau de pression à la sortie du compresseur, c’est donc diminuer le travail de celui-ci et l’énergie qu’il consomme.
Par exemple, abaisser la température de condensation de 10°C génère généralement plus de 10 % de réduction de la puissance électrique. Les constructeurs annoncent même 2 % d’économie par degré abaissé dans certains cas.
De plus, une basse température de condensation entraîne un niveau moins élevé de pression, ce qui permet souvent de choisir un compresseur d’un modèle plus petit, donc moins cher.
Nous devrions avoir d’excellents rendements dans nos régions où les canicules sont rares !
En théorie, c’est tout bénéfice pour le compresseur qui a moins de mal à travailler !
Et pourtant … ce n’est pas si simple de réduire la température de condensation. En effet, les interactions avec les autres équipements du circuit frigorifique vont limiter la plage de variation vers le bas de la température de condensation. Les interactions les plus marquantes se manifestent au niveau du détendeur thermostatique, du compresseur.
Le constructeur souhaite qu’une différence de pression minimale existe au niveau du détendeur, pour assurer une quantité de débit de fluide frigorifique suffisante dans l’évaporateur. C’est la Haute Pression HP qui pousse le réfrigérant à travers l’orifice de la vanne du détendeur.
Il en résulte, avec une haute pression trop faible, que l’alimentation en réfrigérant est insuffisante, particulièrement au démarrage.
Avec un détendeur thermostatique, il est donc nécessaire de maintenir une haute pression suffisamment élevée. Dès lors, le constructeur impose une pression minimale, côté HP, à la sortie du condenseur (par exemple 12 bars pour le R22).
Vu que le détendeur n’alimente pas correctement l’évaporateur (surtout au démarrage), le compresseur, même s’il aspire correctement une partie des vapeurs du fluide frigorigène, est sous-alimenté. La basse pression devient aussi insuffisante et le groupe compresseur se met en sécurité basse pression. Mais comme cette sécurité est à réenclenchement automatique, le compresseur « pompe », se fatigue et finalement déclenche par son thermique.
Ce problème est renforcé en hiver… Si l’air est à 0°C, la surface d’échange devient excessive. De plus, on n’aura plus besoin de la pleine puissance frigorifique. De sorte que le condenseur sera largement surdimensionné pendant les périodes froides.
S’il fait plus froid dehors, le constructeur va diminuer le débit d’air de refroidissement (en arrêtant l’un ou l’autre ventilateur, par exemple), mais il va maintenir le niveau de pression ! en fait, la régulation des ventilateurs sera réalisée sur base du pressostat HP.
Supposons que le ventilateur du condenseur fonctionne en tout ou rien, avec l’exigence du constructeur de maintenir les 12 bars minimums.
Par exemple, il s’enclenche lorsque la pression monte à 16 bars et déclenche lorsque la pression descend à 12 bars. Ceci entraîne des cycles on-off « rapides » (+/- 2 min.) et une « fatigue » du moteur. En plus, la mise en route brutale du ventilateur provoquera une chute soudaine de la pression et de la température de condensation. Ceci provoque à son tour une ré-évaporation du liquide resté à la même température. Les bulles de vapeur provoquées par ce phénomène peuvent perturber le bon fonctionnement du détendeur et donc de l’installation (« flash gaz »).
Comme le condenseur est entièrement à l’extérieur, par très basse température, c’est toute la masse métallique qui est à 0°C et, même clapets complètement fermés, le réfrigérant se condense à trop faible pression. Il faut dans ce cas rendre inopérants un certain nombre de tubes.
Pour les rendre inopérants, il suffit de remplir d’office certains tubes avec du réfrigérant liquide. Ce réfrigérant liquide sera sous-refroidi, mais la surface d’échange utile du condenseur ayant fortement diminué il ne pourra en condenser trop. Ce remplissage est obtenu par une vanne à 3 voies fonctionnant automatiquement et branchée sur un réservoir auxiliaire de réfrigérant.
Comme il faut une certaine quantité de liquide pour remplir ces tubes, il y a lieu de prévoir un réservoir et une quantité de réfrigérant suffisamment grande.
En plus de la réduction de consommation électrique du ventilateur, on optimisera le fonctionnement du compresseur qui restera régulé à 12 bars (dès que la pression augmente, le ventilateur accélère; et si la charge augmente encore, c’est la pression qui augmente naturellement).
Si le condenseur dispose de plusieurs ventilateurs, on obtient un résultat similaire à partir d’une mise en cascade des ventilateurs, via un pressostat à plusieurs étages. Cette fois, la pression de condensation est stable, ce qui évite la formation de bulles de gaz à l’entrée de l’évaporateur.
Régulation condenseur à air.
Si le détendeur thermostatique travaille généralement avec une température minimale de condensation de 35°C, le détendeur électronique peut travailler avec une température minimale de condensation de l’ordre de 20°C voire moins dans certains cas! C’est essentiellement la capacité du détendeur électronique à gérer correctement l’alimentation de l’évaporateur, même avec des hautes pressions en amont faibles, qui conditionne la limite basse de température de condensation.
Détendeur électronique.
Il est plus cher à l’investissement, mais ce prix est largement récupéré par l’usage de l’installation.
La présence d’un détendeur numérique permet d’optimiser la température de condensation en fonction de la charge du compresseur.
| Exemple.
Voici la séquence prévue par un constructeur de régulation : A 100 % de puissance, l’écart « température de condensation – fluide de refroidissement » est choisi à 12 K. A 0 % de puissance, l’écart est de 4 K : la consommation du compresseur est diminuée par la baisse de pression de condensation et le ventilateur adaptera sa vitesse de rotation pour maintenir cette consigne. L’écart n’est pas de 0 K, car les ventilateurs tourneraient tout le temps.
* Exemple.
|
Remarque.
Adopter une température minimale de condensation de 20°C suppose que le sous-refroidissement soit suffisamment élevé. À défaut, la moindre perte de charge sur le tracé va provoquer une vaporisation dans le condenseur (« flash-gaz »). C’est parfois un problème rencontré lorsqu’il faut remonter plusieurs mètres avec la tuyauterie. Pour s’en prémunir, il est possible de sous-refroidir volontairement le liquide par la création d’une zone de sous-refroidissement dans le condenseur (voir figure), ou en plaçant un échangeur à plaques sur le liquide (à la sortie).
Les armoires et chambres froides assurent la conservation des matières premières nécessaires à la préparation des repas traiteur par exemple et celles des produits finis ou semi-finis qui doivent être stockés.
Il existe aussi bien des armoires et chambres à température positive (enceinte réfrigérée ou réfrigérateur) qu’à température négative (enceinte de congélation ou congélateur).
On distingue les armoires frigorifiques des chambres frigorifiques.
Dans une chambre froide, les personnes peuvent circuler. Une chambre froide est donc plus volumineuse qu’une armoire froide.
Il existe trois types de chambres froides :
Comme son nom l’indique, il s’agit d’un équipement offrant dans un volume compact, sans saillie extérieure, un maximum d’espace utile.
Une chambre froide compacte est une chambre à groupe frigorifique incorporé. Le groupe frigorifique est dit « monobloc ». L’évaporateur est fixé sur la face intérieure de la chambre, le compresseur et le condenseur sur l’autre face.
Une chambre froide compacte est, en général, plus petite qu’une chambre froide modulable, démontable. Elle est indémontable.
Elle est plutôt utilisée pour le stockage des matières premières livrées en emballage fournisseur ou pour les produits préparés ou semi-préparés à conserver.
Équipée de rayonnage, elle peut, en cas d’exiguïté de locaux par exemple, être utilisée de manière mixte : pour le stockage et comme chambre de jour.
Compte tenu de la rapidité avec laquelle évoluent les formules de plats tout préparés, les goûts de la clientèle, les approvisionnements, une solution trop figée ou définitive n’est pas souhaitable. Pour cela les fabricants de matériel ont mis au point les chambres froides modulables entièrement démontables.
Elles sont composées de panneaux préfabriqués divers : côtés, plafonds, sols, portes, coffres… Les équipements de production de froid sont adaptés à ces modules.
Une chambre froide modulable, démontable est, en général, plus grande qu’une chambre compacte.
Le groupe frigorifique n’est pas monobloc. Des consoles sont prévues sur certains panneaux pour supporter la batterie froide (ou évaporateur) de l’installation. Quant au compresseur, au condenseur et au détendeur, ils ne sont pas incorporés à la chambre. Ils sont, en général, placés dans un local technique.
Une chambre froide est rapidement mise en place et en service (une chambre froide bâtie de 20 m³ demande environ 2 semaines de travail de construction alors qu’une journée suffit s’il s’agit d’une chambre modulable).
On la trouve fréquemment dans les anciens établissements tels que les boucheries établies depuis longtemps. Le volume utile est sensiblement celui des chambres modulables. Il est souvent fonction de la configuration des locaux qui n’est pas toujours très fonctionnelle.
Les armoires et chambres comportent:
Les panneaux préfabriqués comprennent une âme en matériau isolant (mousse de polyuréthane en général) placé en sandwich entre deux feuilles métalliques en aluminium, en acier inoxydable, en tôle d’acier laquée ou entre deux panneaux stratifiés ou en une combinaison des deux.
Conformément à la convention de Montréal, l’emploi d’isolant exempt de CFC et de HCFC se généralise.
Spécificités de la chambre froide modulable, démontable.
Les panneaux sont modulables par 30 ou 40 cm selon les marques, tant en largeur qu’en hauteur. Ils sont spécialisés selon la fonction qu’ils assurent dans la structure de la chambre : parois, angles, sol, plafond (portée sans appui intermédiaire jusqu’à 3 mètres environ), portes et huisseries.
Chaque panneau possède sur son périmètre un système de joints d’étanchéité.
Le maintien de la température de stockage est assuré par une machine frigorifique à compression : groupe à air ou à eau.
L’ensemble du groupe frigorifique est incorporé à la chambre.
Le groupe frigorifique est dit « monobloc ». L’évaporateur est fixé sur la face intérieure de la chambre, le compresseur et le condenseur sur l’autre face.
L’évaporateur du groupe frigorifique est en général suspendu au plafond et muni d’un ventilateur pour une meilleure diffusion de l’air froid.
La chambre froide compacte peut être équipée de rayonnages.
La conception des panneaux n’autorise pas le support direct des équipements : ceux-ci doivent obligatoirement trouver appui sur le sol par l’intermédiaire de montants ou de portiques. Tous les types courants d’aménagement sont disponibles : rayonnages, clayettes, chariots mobiles, coffre à poisson ou à fromage, barres à dents pour morceaux de viande, etc..
Les volumes sont annoncés en litres et non en m³ ce qui implique de petits volumes (1 500 l maximum). Les volumes annoncés sont utilisables à plus de 90 % car il n’y a pas de circulation à réserver.
Les volumes proposés vont de 2,2 m³ à 7,2 m³ (moins de 10 m³). Un espace de service et de circulation doit être prévu ce qui ramène le volume utile à 50 % environ pour les petits modèles et à 60 % environ pour le plus gros modèle (+ 5 m³).
Les volumes annoncés vont jusqu’à 60 m³ en un ou plusieurs compartiments. L’espace utile correspond à environ 80 % de ces volumes car l’on doit prévoir
Il y a lieu de prévoir :
Il est recommandé d’affecter une enceinte à chaque famille de matière première (c’est-à-dire « à risque différent ») : produits laitiers, viandes, volailles et charcuterie non stables, produits stables et semi-conserves.
Le niveau de séparation dépendra fortement de la grandeur de l’exploitation.
Plus petite elle est, moins les produits à risque différents pourront être stockés
dans des enceintes différentes. La séparation devra alors se faire différemment par le zonage ou l’emballage.
Les plats cuisinés à l’avance, après réfrigération, doivent être conservés dans une chambre spécifique. Les plats sont placés sur des chariots, paniers ou clayettes.
Les produits congelés et surgelés peuvent séjourner dans une même enceinte où la température est égale ou inférieure à -18 °C. Les produits de même nature seront regroupés par zone. Pour les enceintes de congélation supérieure à 10 m³, la loi impose un système d’enregistrement automatique de la température. Les enregistrements doivent être datés et conservés pendant 1 an (A.M. belge du 28 01 1993).
Un matériau donné, poreux et à pores ouverts placés dans un air humide va absorber une certaine quantité d’humidité qui dépend uniquement de l’humidité relative (φ) de l’air et qui lui est proportionnelle.
Ainsi, un matériau tout à fait sec placé dans l’air humide voit sa masse augmenter. Un état d’équilibre s’établit après un certain temps.
Représentation schématique du mécanisme lorsque l’humidité relative augmente :
1. Pour une faible humidité relative, de l’eau est absorbée par le matériau et forme une fine couche d’eau sur les parois des pores.
2. Lorsque l’humidité relative augmente, l’épaisseur de la couche absorbée augmente. Dans les canaux les plus étroits, les couches se touchent.
3. Lorsque l’humidité relative augmente encore, de la condensation se forme dans les pores les plus étroits du matériau; on dit qu’il y a condensation capillaire.
Plus les pores sont étroits, plus la formation de condensation capillaire est rapide.
La teneur en humidité hygroscopique (WH) d’un matériau poreux dans un air à une humidité relative donnée, est la teneur en eau par unité de volume de matériau sec (en kg/m³) qu’il contient à l’équilibre dans cette ambiance.
C’est la teneur en humidité minimale contenue dans un matériau poreux.
La décomposition du mécanisme d’hygroscopicité lorsque l’humidité relative augmente tel qu’expliqué ci-dessus, explique la courbe en « S » de la courbe hygroscopique d’un matériau. Celle-ci donne la teneur en humidité hygroscopique d’un matériau en fonction de l’humidité relative.
Exemple : WH95 % = 8 à 11 (kg/m³) pour une brique de parement.
Arbitrairement, on a fixé la valeur de la teneur maximale en humidité hygroscopique d’un matériau à la teneur correspondant à une humidité relative de 98 %.
A 100 % d’humidité relative, on atteint une teneur en humidité d’équilibre qui correspond à celle après aspiration capillaire depuis un plan d’eau. C’est la teneur en humidité capillaire.
Un matériau hygroscopique est un matériau où la condensation capillaire se forme rapidement (pour des humidités relatives faibles). Ainsi, il résulte de ce qui précède, qu’un matériau hygroscopique est un matériau avec un pourcentage élevé de pores très étroits (micropores).
Le tableau ci-dessous donne le pourcentage moyen de micropores (pores dont le diamètre moyen est inférieur à 0,1 micromètre) pour quelques matériaux de construction.
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Matériau |
Masse volumique (kg/m3) | Pourcentage de micropores (% du volume de matériau) en (m³/m³) |
|---|---|---|
| Brique | 1 950 | 0,8 – 1,1 |
| Béton cellulaire | 40 | 4 – 12 |
| Plafonnage de chaux | 1 800 | 4,7 |
| Plaques de plâtre | 800 – 1 400 | 10 |
| Bois résineux | 500 | 12 – 15 |
Il montre que ce sont les matériaux traditionnels de parachèvement (plaques de plâtres, plafonnage à base de chaux, bois) qui sont les plus hygroscopiques.
Lorsque l’humidité relative de l’air est élevée, la teneur en humidité à l’équilibre des matériaux hygroscopique est si élevée qu’elle favorise le développement de moisissures.
Des moisissures apparaissent :
ainsi, des moisissures peuvent apparaître sur les meubles, sur les vêtements, sur les chaussures,… dans des bâtiments ou l’humidité relative est en permanence élevée.
Remarquons cependant qu’il faut un certain temps avant que la teneur en humidité à l’équilibre s’établisse. Aussi une humidité relative temporaire élevée, telle qu’on en rencontre dans les salles de bain ou les cuisines, ne provoque pas de moisissures.
L’humidité relative à l’intérieur des bâtiments doit être maintenue en dessous de la valeur qui va provoquer des moisissures dans les matériaux hygroscopiques.
L’humidité relative conseillée, pour des raisons d’hygiène, va de 30 à 70 %. Des études ont montré que l’humidité relative la plus intéressante est de 50 %.
Pour ces humidités relatives conseillées, la teneur en humidité à l’équilibre des matériaux hygroscopiques est suffisamment basse pour ne pas engendrer de problèmes.
Cette rénovation porte sur un hall industriel de fabrication de peinture, situé à Lausanne.
Le hall a été construit en 1967. Son volume est de 2 700 m³ pour une surface de 528 m². La toiture est constituée de sheds orientés au nord. La surface de vitrage de 228 m² permet un apport d’éclairage naturel important. Cependant, la présence de bâtiments voisins faisant écran diminue les apports naturels de certaines zones du hall. Par contre dans d’autres zones, l’autonomie en éclairage naturel peut atteindre 85 %.
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Coefficient de réflexion des parois |
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| Plafond | 0,5 |
| Murs | 0,3 |
| Sol | 0,1 |
Avant … |
Après … |
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Type de luminaire |
Tubes nus, 2 x 40 W | Réflecteur miroité, 1 x 58 W |
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Type de lampe |
40 W, T12, type 33 | 58 W, T8, type 33 |
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Type de ballast |
Électromagnétique | Électronique |
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Nombre de luminaires |
72 | 60 |
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Puissance installée |
7,7 kW | 3,3 kW |
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Efficacité lumineuse (ballasts compris) |
39 lm/W | 94 lm/W |
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Commande |
manuelle | gradation par pallier, asservie à la lumière du jour |
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Éclairement obtenu (à 0,9 m du sol) |
90 lux | 280 lux |
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Consommation annuelle |
15 500 kWh/an | 5 800 kWh/an |
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Économie d’énergie totale |
– | 63 % |
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Économie d’énergie due à la gestion |
– | 20 % |
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Investissement |
– | 6562,5 € |
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Économie |
– | 2187,5 €/an |
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Temps de retour |
– | 3 ans |
Dans un fonctionnement monovalent, la PAC représente l’unique producteur de chaleur et couvre tous les besoins en énergie de chauffage du bâtiment, c’est pourquoi la température maximale possible du système de chauffage est fonction de la température maximale autorisée en sortie du condenseur.
La petite PAC de chauffage domestique est disponible de série. Par exemple, pour une maison familiale très isolée dont les besoins thermiques maximums se montent à 8 kW, une PAC compacte de 4 kW de puissance thermique (1.3 kW au compresseur) fonctionnant en mode bivalent peut couvrir près de 70 % des besoins de chauffage annuel.
La partie centrale de ce genre d’appareils présente une unité compacte composée d’un compresseur et d’un condenseur aux dimensions réduites. Ce genre d’appareil se branche sur les réseaux de distribution de chaleur comme les chaudières classiques. Le but des fournisseurs est d’offrir aux acheteurs et aux installateurs une pompe à chaleur qui soit pour eux aussi simple d’utilisation que n’importe quel autre générateur de chaleur.
Fonctionnant en général avec l’air extérieur comme source froide, ces modèles sont universels et demandent des frais d’installation relativement limités (conduites d’amenée d’air,.). Ils peuvent donc être adaptés à des réseaux de distribution existants lors du remplacement d’une chaudière.
Un chauffage électrique d’appoint permet de couvrir les périodes de pointe. Cet appoint peut être constitué d’une résistance installée au départ du réseau de distribution. Ce fonctionnement « monoénergétique » engendre des frais d’investissement peu élevés, mais une dégradation du rendement énergétique.
Un enclenchement manuel est souvent moins gourmand en énergie qu’un enclenchement automatique. De plus, par grand froid, il vaut mieux renoncer à l’abaissement nocturne de la température afin d’éviter une forte demande d’énergie matinale (qui requiert une forte contribution de l’appoint électrique direct). C’est la qualité de la régulation qui diminue d’autant …
On parle de fonctionnement bivalent lorsque, en plus de la PAC, un producteur de chaleur supplémentaire est à disposition (en général une chaudière). « Parallèle » signifie qu’en dessous du point de bivalence, les deux producteurs de chaleur travaillent parallèlement. Avec un point de bivalence situé à 50 % de la puissance de dimensionnement, 80 à 90 % du besoin annuel de chaleur peut être couvert par la pompe à chaleur. Les conditions suivantes doivent être remplies :
Le passage du point de bivalence entraîne la commutation d’un producteur de chaleur à l’autre. On obtient ainsi des conditions de fonctionnement clairement définies et facilement compréhensibles, ce qui n’est pas le cas pour le bivalent-parallèle. Ce système implique les conditions suivantes :
Le condenseur ne contient qu’une très faible quantité d’eau et son comportement ressemble à celui d’un chauffage instantané. Un accumulateur à la sortie du condenseur est donc souvent indispensable. On distingue l’accumulateur tampon, mal nécessaire pour garantir une fréquence d’enclenchement maximale admissible (avec une fréquence d’enclenchement trop importante, on risque une usure prématurée du matériel et la PAC ne donne pas ces meilleurs rendements), de l’accumulateur de chaleur, pour stocker de grandes quantités de chaleur sur une longue période. C’est bien de ce dernier dont nous discutons ici.
La commande et le réglage de la température de sortie du condenseur peuvent se dérouler de manière adaptée ou constante, cela dépend du mode de chargement :
> Dans le cas d’un chargement étagé, l’accumulateur est chargé par étapes, en plusieurs passages avec des températures de sortie du condenseur croissantes. L’avantage est de pouvoir travailler une partie du temps avec une température de sortie du condenseur assez basse, ce qui améliore le COP de la PAC.
Pour diminuer encore cette température en conservant un transfert de chaleur constant, on multiplie le débit par 2 pour autoriser un écart de température 2 fois moins important.
Cette augmentation du débit s’accompagne malheureusement d’un quadruplement des pertes de pressions. L’accumulateur ne peut pas être chargé avec une température finale exacte. Celle-ci varie selon les différences de température choisie à travers le condenseur.
> Lors d’un chargement par stratification, l’accumulateur est chargé en un passage et de manière stratifiée avec une température de sortie du condenseur constante et une différence de température entre l’entrée et la sortie du condenseur variable. La température de consigne du chargement peut être choisie avec précision.
Cette valeur peut être définie selon les conditions météorologiques. Comme la température de sortie du condenseur est constamment élevée, le COP sera moins bon que pour le chargement étagé.
Une fois choisi le type d’accumulateur et le mode de chargement, il faut définir trois points essentiels :
En outre, on peut également prévoir une régulation supplémentaire permettant, en fonction des conditions météorologiques :
Différents dispositifs de sécurité veillent au maintien de conditions d’exploitation admissibles :
Ces dispositifs de sécurité doivent absolument fonctionner comme organe de sécurité et jamais comme organe de commande. Une plage suffisamment grande doit toujours être maintenue entre les valeurs de consigne de la commande/régulation et les valeurs du système de sécurité.
La production de vapeur d’eau nécessite que l’eau osmosée soit de qualité afin d’éviter l’entartrement rapide des éléments du générateur de vapeur dû à sa corrosivité et son agressivité. L’eau utilisée est de l’eau « osmosée » obtenue par procédé d’osmose inverse.
Pour une production locale, chaque stérilisateur a son propre générateur de vapeur à proximité. Cette configuration :
(+)
(-)
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La production centralisée est composée d’une batterie de générateurs de vapeur qui alimente plusieurs stérilisateurs en parallèle. Dans cette configuration, un calcul correct de la puissance totale, de la redondance des générateurs et de la taille de la conduite mère est nécessaire pour garantir un approvisionnement continu des stérilisateurs en cas de défaillance d’un des générateurs.
Cette configuration :
(+)
(-)
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Les installations de Stérilisation Centrale sont, en général, équipées de générateurs électriques. On peut résumer les avantages et inconvients de ce type d’installation ci-dessous :
(+)
(-)
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Dans les hôpitaux existants, on trouve encore régulièrement des chaudières vapeur thermiques au gaz, au fuel ou mixte. Ces chaudières, à basse pression, sont utilisées pour alimenter les « douches de cuisson » des cuisines et ne permettent pas sans gros frais de produire de la vapeur 3 bar 134 °C.
On trouve rarement des installations de chauffage avec chaudière vapeur thermique. Toutefois, lorsqu’elles sont encore en fonction, il serait dommage de ne pas en bénéficier pour produire de la vapeur de stérilisation. Dans ce cas, certains constructeurs de stérilisateur proposent le placement d’échangeur vapeur/vapeur.
Les générateurs de vapeur sont des appareils travaillant à haute température et sous pression (134°C, 3 bar pour les cycles les plus courants). C’est pour cette raison qu’ils doivent répondre, entre autre, à la directive 97/23/EC concernant les équipements sous pression.
Le générateur de vapeur se compose essentiellement :
Dans les générateurs électriques, plusieurs résistances électriques sont plongées dans l’eau en permanence; de leur immersion dépend leur survie. C’est pour cette raison que le niveau d’eau est contrôlé en permanence et est compensé par des appoints d’eau osmosée.
De la qualité de l’eau dépend aussi la pérennité des résistances chauffantes. En effet, l’eau doit avoir une dureté de l’ordre de 7°F. Au dessus de cette valeur l’entartrement des résistances est irrémédiable. En effet, le tartre constitue un isolant qui empêche la résistance de communiquer son énergie à l’eau. Il s’ensuit souvent un « claquage de la résistance ».
Les résistances électriques sont alimentées en basse tension (380-400 V ~). Leur nombre et leur puissance unitaire sont variables suivant la puissance et la modulation de puissance à atteindre par rapport à la capacité thermique des stérilisateurs.
