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Comparer les performances des fluides frigorigènes

Principes

Les différents fluides frigorigènes ne sont pas égaux devant le froid. Certains ont une meilleure efficacité frigorifique que d’autres; c’est pourquoi il est important d’évaluer leurs différences.

Coefficient de performance instantané COP

Cycle frigorifique classique.

L’effet frigorifique ou COP est défini par la relation suivante :

COP = Puissance frigorifique / Puissance électrique absorbée

Où :

Puissance frigorifique : puissance utile à l’évaporateur [kW_f];
Puissance électrique absorbée : puissance électrique par le compresseur [kW_e].

Production frigorifique spécifique

Le type de fluide frigorigène influence le COP. La recherche d’un fluide frigorigène à forte production frigorifique par volume de gaz aspiré au niveau du compresseur est primordiale. Un fluide frigorigène est d’autant plus performant que sa chaleur latente d’ébullition (ou d’évaporation) à l’évaporateur et un faible volume spécifique des vapeurs à l’aspiration.

La production par m³ de fluide aspiré sous forme de gaz au compresseur est donnée par la relation suivante :

Production frigorifique spécifique = Chaleur latente d’ébullition / Volume spécifique des vapeurs à l’aspiration

[kJ/m³]

Où :

La chaleur latente d’ébullition est exprimée en kJ/kg ;
Et le volume spécifique des vapeurs en m³/kg.

Cette production frigorique par m³ de gaz aspiré est donc inversement proportionnelle à la cylindrée des compresseurs et donc de leurs coûts. Il en résulte que les quantités de fluides frigorigènes, pour une même puissance frigorifique, peuvent être plus importantes d’un type à l’autre de fluide.

Comparaison

L’exercice consiste à comparer plusieurs fluides frigorigènes entre eux afin de déterminer leur production frigorifique spécifique et leur COP.

Pour ce faire, on se propose d’étudier, à travers d’un exemple et succinctement, les fluides suivants :

Le R22 ou fluide pur HCFC encore présent dans beaucoup d’installations existantes à faible ODP (ODP = 0,055) mais à GWP important (GWP = 1700) ;

Le R404A ou mélange de HCFC majoritairement utilisé dans les nouvelles installations de froid commercial sans impact sur la couche d’ozone (ODP = 0) mais à GWP important (GWP = 3260) ;

Le R507 ou autre mélange de HFC utilisé régulièrement dans les nouvelles installations.

Hypothèses :

Puissance frigorifique utile nécessaire : P_frigorifique = 100 kW;
Température de condensation = 40°C;
Température d’évaporation ou d’ébullition -10°C;
Sous-refroidissement = 5°C;
Surchauffe = 5°C;
rendement du compresseur η_comp = 0,85;
rendement du moteur électrique η_{moteur_élec} = 0,85;
pas de pertes de charge ni d’échange thermique au niveau des conduites;

Cycle théorique :

R22

En fonction des hypothèses prises, on peut établir le graphique suivant qui permet de déterminer les valeurs :

d’enthalpie au niveau de l’évaporateur : soit Δh_évaporateur = 405 – 244 = 161 kJ/kg;

énergie théorique de compression : soit Δh_compression = 443 – 405 = 38 kJ/kg;

de volume massique à l’aspiration : soit V_{massique_aspiration} = 0,067 m³/kg.

Calculs :

Pour une puissance frigorifique demandée de 100 kW, le débit massique de R22 est de :

débit_massique = P_fr / h_évaporateur [kg/s]

débit_massique = 100 [kJ/kg] / 161 [kW] = 0,62 kg/s ou 2 236 kg/h

Le volume réel à aspirer par le compresseur est de :

Volume_réel = débit_massique * volume_{massique_aspiration}

Volume_réel = 0,62 [kg/s] / 0,067 [m³/kg] = 0,04 m³/s

soit en une heure un volume aspiré au niveau du compresseur de 0,04 x 3 600 = 150 m³/h

Le rendement volumétrique du compresseur est de :

η_Volume = 1 – (0,05 x τ)

Où :

τ = HP / BP (en pression absolue)

η_Volume = 1 – (0,05 x HP / BP)

η_Volume = 1 – (0,05 x 15,3 / 3,55) = 0,78

Le débit théorique nécessaire est de :

Débit_compresseur = Volume_réel / η_Volume

Débit_compresseur = 150 / 0,78

Débit_compresseur = 190 m³/h

La puissance électrique du moteur du compresseur est de :

P_{electr_absorbée} = débit_massique x Δh_compression x (1 / ( η_comp x η_{moteur_elec} x η_Volume))

P_{electr_absorbée} = 0,62 x 38 x (1 / (0,85 x 0,85 x 0,785))

P_{electr_absorbée} = 41 kW

Enfin, la performance énergétique (ou effet frigorifique) de la machine est de :

COP = P_frigorifique / P_{electr_absorbée}

COP = 100 / 41 = 2,4

R404A

Comme pour le R22, avec les mêmes hypothèses, on effectue les calculs amenant à déterminer le COP de l’installation. Le tout est consigné dans le tableau de synthèse ci-dessous.

R507

Comme pour le R22, avec les mêmes hypothèses, on effectue les calculs amenant à déterminer le COP de l’installation. Le tout est consigné dans le tableau de synthèse ci-dessous.

Synthèse

Pour les 3 fluides étudiés ci-dessus, on établit un tableau synthétique qui nous permet une comparaison des principales caractéristiques et performances des fluides réfrigérants :

Caractéristiques et performances des fluides frigorigènes	R22	R404A	R507
Haute pression [bar]	15	18,2	18,8
Basse pression [bar]	3,6	4,3	4,5
Taux de compression (τ = HP / BP)	4,3	4,2	4,2
Rendement volumétrique η_Volume	0,78	0,79	0,79
Température de fin de compression [°C]	70	50	53
Volume spécifique à l’aspiration du compresseur [m³/kg]	0,067	0,048	0,046
Débit massique du fluide réfrigérant [kg/s]	0,62	0,85	0,88
Volume réellement aspiré [m³/s]	0,04	0,04	0,04
Volume théorique [m³/h]	191	185,3	185,5
Puissance électrique [kW]	41	39	50
COP	2,4	2,6	2
Diminution des performances	– 8 %		– 23 %

Conclusion

Les fluides frigorigènes étudiés présentent beaucoup de similitudes. On voit néanmoins que le COP du R404A est meilleur; ce qui signifie que dans des conditions idéales et identiques (en régime permanent et stable par exemple), pour une période de temps identique, la consommation d’une machine :

au R22 est 8 % plus élevée;
au R507 est 23 % plus élevée.

Posted By : olivier 29 Jan, 2014

Comparer le chauffage simple et la climatisation

Il est possible de comparer, pour un bâtiment donné, la consommation et le niveau de confort générés par différents niveaux d’équipements. Nous reprenons ci-dessous un extrait d’un vaste travail de simulation réalisé par l’ISSO aux Pays-Bas (les conditions de climat extérieur sont donc relativement comparables à ceux de nos régions).

Voici les hypothèses de travail :

La simulation porte sur un bureau de 4,1 m de façade sur 5,2 m de profondeur et 2,7 m de hauteur. Les consignes sont de 22°C en hiver et 24°C en été. L’inertie des parois est moyenne (sol en béton, pas de faux plafond, cloisons intérieures légères, soit 59 kg/m²). Les apports internes correspondent à l’éclairage et la présence d’une personne et de son PC par zone de 12 m² (35 W/m²). Le pourcentage de vitrage par rapport à la façade est de 50 %. Les murs extérieurs sont équipés de 8 cm d’isolant. Le bureau simulé est entouré d’autres bureaux dont les consignes sont similaires (pas d’échange avec les bureaux voisins). Des stores extérieurs limitent les apports solaires à 20 % de leur valeur lorsque ceux-ci dépassent 300 W/m². Le taux de renouvellement d’air est de 3/h pour les systèmes 2 et 4, et 4/h pour le système 3. Les pertes de charge du circuit de ventilation sont de 1 600 Pa. Un échangeur de chaleur est placé sur l’air de ventilation et son rendement est estimé à 75 %. Le coût de l’humidification est intégré.

Dans ce cas, en intégrant les rendements de production des équipements, les consommations annuelles sont [en kWh/m²] :

–	–	SUD	EST	OUEST	NORD
1	Radiateurs + ventilation naturelle	Chauffage : 78 Transport : 1 Inconfort : 370 h	Chauffage : 81 Transport : 1 Inconfort : 400 h	Chauffage : 81 Transport : 1 Inconfort : 450 h	Chauffage : 83 Transport : 1 Inconfort : 310 h
2	Radiateurs + ventilation mécanique double flux	Chauffage : 58 Transport : 22 Inconfort : 260 h	Chauffage : 59 Transport : 22 Inconfort : 280 h	Chauffage : 60 Transport : 22 Inconfort : 310 h	Chauffage : 61 Transport : 22 Inconfort : 230 h
3	Radiateurs + ventilation mécanique double flux + rafraîchissement* + free cooling de nuit**	Chauffage : 70 Refroidissement : 7 Transport : 30 Inconfort : 25 h	Chauffage : 72 Refroidissement : 7 Transport : 31 Inconfort : 45 h	Chauffage : 73 Refroidissement : 7 Transport : 31 Inconfort : 60 h	Chauffage : 74 Refroidissement : 7 Transport : 30 Inconfort : 20 h
4	Conditionnement d’air (installation 4 tubes avec éjecto-convecteurs)	Chauffage : 83 Refroidissement : 14 Transport : 29 Inconfort : 0 h	Chauffage : 83 Refroidissement : 13 Transport : 29 Inconfort : 0 h	Chauffage : 83 Refroidissement : 14 Transport : 29 Inconfort : 0 h	Chauffage : 83 Refroidissement : 11 Transport : 29 Inconfort : 0 h

*Par « rafraîchissement » en été, on entend ici une pulsion d’air « rafraîchit » correspondant à 4 renouvellements horaires :

refroidit à une température de 18 [°C], lorsque la température extérieure est < 23 [°C]
refroidit à une température de (T°_ext– 5°), lorsque la température extérieure est > 23 [°C]

**Par « free cooling de nuit », on entend ici une pulsion d’air extérieur de ventilation correspondant à 4 renouvellements horaires, si T°_ext< T°_int et si T°_int> 20 [°C].

La rubrique « transport » représente l’énergie des circulateurs et ventilateurs.

Par « inconfort », on entend le nombre d’heures durant la période de travail où le PMV (Vote Moyen Prédictif) des occupants serait > 0,5. Autrement dit, le nombre d’heures où l’on peut s’attendre à des plaintes du personnel… On considère que si ce nombre d’heures est inférieur à 100 heures par an, il s’agit d’une gêne temporaire tout à fait acceptable. Au-delà de 200 h/an, des mesures de refroidissement sont nécessaires pour garder un climat intérieur correct.

Les kWh de refroidissement sont ceux demandés au compresseur. Ils intègrent donc le COP de la machine frigorifique. Les besoins de froid du bâtiment seraient plus élevés.

Pour transcrire ceci en coût, on peut adopter les hypothèses suivantes

le kWh thermique (chauffage) revient à 6,22 c€, sur base d’un prix du fuel de 0,622 €/litre.
le kWh électrique (froid et transport) revient à 16 c€, puisque l’installation fonctionne en journée, 10 h sur 24, uniquement durant les jours ouvrables (251 jours par an)

Le tableau devient [en €/m² ] :

		SUD	EST	OUEST	NORD
1	Radiateurs + ventilation naturelle	Chauffage : 4,85 Transport : 0,16 Inconfort : 370 h	Chauffage : 5,04 Transport : 0,16 Inconfort : 400 h	Chauffage : 5,04 Transport : 0,16 Inconfort : 450 h	Chauffage : 5,16 Transport : 0,16 Inconfort : 310 h
2	Radiateurs + ventilation mécanique double flux	Chauffage : 3,61 Transport : 3,52 Inconfort : 260 h	Chauffage : 3,67 Transport : 3,52 Inconfort : 280 h	Chauffage : 3,73 Transport : 3,52 Inconfort : 310 h	Chauffage : 3,79 Transport : 3,52 Inconfort : 230 h
3	Radiateurs + ventilation mécanique double flux + rafraîchissement* + free cooling de nuit**	Chauffage : 4,35 Refroidissement : 1,12 Transport : 4,80 Inconfort : 25 h	Chauffage : 4,48 Refroidissement : 1,12 Transport : 4,80 Inconfort : 45 h	Chauffage : 4,54 Refroidissement : 1,12 Transport : 4,80 Inconfort : 60 h	Chauffage : 4,60 Refroidissement : 1,12 Transport : 4,80 Inconfort : 20 h
4	Conditionnement d’air (installation 4 tubes avec éjecto-convecteurs)	Chauffage : 5,16 Refroidissement : 2,24 Transport : 4,64 Inconfort : 0 h	Chauffage : 5,16 Refroidissement : 2,08 Transport : 4,64 Inconfort : 0 h	Chauffage : 5,16 Refroidissement : 2,24 Transport : 4,64 Inconfort : 0 h	Chauffage : 5,16 Refroidissement : 1,76 Transport : 4,64 Inconfort : 0 h

Si les coûts sont à présent globalisés et ramenés à une échelle de 100 pour la situation 1 (radiateurs et ventilation naturelle) :

		SUD	EST	OUEST	NORD
1	Radiateurs + ventilation naturelle	Coût : 100 Inconfort : 370 h/an	Coût : 104 Inconfort : 400 h/an	Coût : 104 Inconfort : 450 h/an	Coût : 105 Inconfort : 310 h/an
2	Radiateurs + ventilation mécanique double flux	Coût : 146 Inconfort : 260 h/an	Coût : 144 Inconfort : 280 h/an	Coût : 145 Inconfort : 310 h/an	Coût : 146 Inconfort : 230 h/an
3	Radiateurs + ventilation mécanique double flux + rafraîchissement* + free cooling de nuit**	Coût : 205 Inconfort : 25 h/an	Coût : 208 Inconfort : 45 h/an	Coût : 209 Inconfort : 60 h/an	Coût : 210 Inconfort : 20 h/an
4	Conditionnement d’air (installation 4 tubes avec éjecto-convecteurs)	Coût : 240 Inconfort : 0 h/an	Coût : 237 Inconfort : 0 h/an	Coût : 240 Inconfort : 0 h/an	Coût : 231 Inconfort : 0 h/an

Analyse des résultats

Dans les hypothèses prises pour la simulation, le coût d’exploitation global généré par le système de conditionnement d’air est évalué à 6,5 €/m²/an. Il est 4 fois plus onéreux que le système par simples radiateurs, mais ce dernier n’est plus acceptable dans un bureau aux standards de construction actuels, si des mesures particulières de limitation des charges ne sont pas prises.

Le coût du transport de l’air de ventilation et de climatisation est également un poste majeur dans le bilan financier. Mais les hypothèses de dimensionnement choisies par l’équipe de recherche sont particulièrement défavorables au transport (taux de renouvellement d’air élevé et pertes de charge du réseau élevées) et favorables au bilan thermique (échangeur de chaleur sur l’air extrait pour préchauffer l’air de ventilation en hiver, et stores pour limiter les apports solaires d’été). Il n’empêche que le coût du transport est un poste à ne pas négliger et que le choix du système de climatisation sera déterminant à ce niveau.

Dans d’autres simulations de cette étude, il apparaît que seuls les bâtiments dont la charge interne est limitée à 20 W/m² (ce qui correspond à une situation d’absence d’équipement bureautique), peuvent encore se passer d’un système de refroidissement. C’est le cas du secteur domestique, mais pas du secteur des bureaux…

Concevoir

Alors … la climatisation des bureaux, un mal nécessaire ?

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer la consommation de la climatisation

Généralités

Précisons d’entrée de jeu que la consommation d’été est très variable d’un bâtiment à l’autre puisqu’elle est directement fonction de l’importance des vitrages, du niveau d’équipement intérieur, du système de climatisation, de la température de consigne,… À titre d’exemple : comment évaluer la consommation d’une salle de réunion si le profil d’occupation n’est pas précisément connu ?

À défaut d’une étude précise avec simulation informatique du bâtiment (taux de vitrage par façade, inertie des parois,…) et relevé détaillé de son mode d’occupation (taux d’occupation effectif, niveau d’équipement bureautique,…), personne ne peut prédire la consommation.

Les choses se compliquent également par le fait que les hypothèses de départ de l’évaluation ne sont pas toujours les mêmes. Exemple : dans l’évaluation des coûts de refroidissement, tient-on compte des coûts de transport de l’air froid (ventilateurs) ?
Les ratios globaux sont donc très aléatoires…

Données

Pour connaitre les ratios de consommation rencontrés des bâtiments.

Évaluation de la consommation frigorifique basée sur la puissance frigorifique installée

En France, une technique grossière est parfois utilisée pour fixer les ordres de grandeur : partir de la puissance frigorifique nominale installée et estimer que l’installation fonctionne 1 000 heures par an à cette puissance (Collection des guides de l’AICVF : Calcul prévisionnel des consommations d’énergie – Bâtiments non résidentiels).

On prendra plutôt 800 heures lorsque l’énergie frigorifique est surtout liée à la compensation des apports solaires (fonctionnement surtout en plein été), et plutôt 1 200 heures lorsque la charge est plus permanente parce qu’issue des équipements électriques… Bien sûr, si l’installation a été fortement surdimensionnée, le ratio horaire va lui diminuer fortement !

On tiendra compte d’une efficacité frigorifique moyenne de …2,5… c.-à-d. que 1 kWh froid va générer 0,4 kWh au compresseur, et puis d’un prix du kWh adapté à la période d’utilisation de la climatisation (tarifications jours/nuits).

Exemple.

Une installation de climatisation de bureaux dont la puissance frigorifique nominale est de 80 W/m², va demander :

80 W/m² x 800 h/an = 64 000 Wh/m² ou 64 kWh frigorifiques par m² traité;
soit encore 26 kWh/m² électriques au compresseur (64/2,5);
soit 4,3 €/m².an si la consommation se fait en journée (coût considéré : 0,16 €/kWh).

Attention : il s’agit là d’une estimation très grossière et elle ne reprend que la consommation liée au refroidissement des locaux !

Évaluation liée au fonctionnement

Lorsque le fonctionnement dépend très peu des conditions climatiques extérieures et que les apports internes sont connus, la consommation est directement liée à la durée de fonctionnement.

Par exemple, pour estimer la consommation d’un centre informatique, on peut multiplier la puissance moyenne par la durée de fonctionnement. De même, pour une salle de spectacle, on peut approcher les consommations à partir de l’occupation et de la puissance dégagée par occupant, de la durée et du nombre de représentations.

Posted By : 25 Sep, 2007

Analyser la consommation due au conditionnement d’air

Une évaluation toujours complexe

Si l’estimation de la consommation de chauffage d’un bâtiment est relativement aisée par la méthode des degrés-jours (en gros : plus il fait froid, plus l’installation consomme), l’estimation de la consommation du conditionnement d’air d’un bâtiment est nettement plus complexe !

Pourquoi ?

La consommation est liée aux apports solaires du bâtiment : quel est l’apport solaire effectif en tenant compte de chaque surface vitrée et de l’ombrage provoqué par les bâtiments voisins ? Et cet apport peut être différent au 5ème étage par rapport au premier…

La consommation est liée à de nombreux auxiliaires (pompes, ventilateurs,…) dont le coût d’exploitation est loin d’être négligeable.

La consommation est liée à la performance de l’installation de climatisation et celle-ci est très variable d’un projet à l’autre (pour pulser de l’air à 25°, on peut chauffer de l’air à 25°C, ou … on peut mélanger de l’air prétraité à 35° et de l’air à 15°C,… mais avec quel rendement énergétique !).

Le comportement thermique du bâtiment va influencer la consommation du système de conditionnement d’air.

Des programmes de simulations dynamiques

On comprend dès lors qu’une estimation précise demande une simulation informatique détaillée, avec une description détaillée des composants du bâtiment et de ses équipements, et donc un investissement « temps » non négligeable pour réaliser l’étude…

C’est l’objet des programmes TRNSYS, DOE, … proposés par des centres de recherche universitaires où par des fabricants de matériel de climatisation.

Les considérations ci-dessous ne permettent que de réaliser une première approche simplifiée de cette consommation.

Une approche par poste consommateur

L’objectif étant ici de pouvoir interpréter l’origine des consommations pour en diminuer l’ampleur, nous proposons de décomposer le coût d’exploitation du conditionnement d’air d’un bâtiment par poste.

Coût du traitement de l’air hygiénique :
- En hiver, chaque m³ d’air neuf doit être chauffé et humidifié (voir coût d’un m³ traité en hiver).
- En été, chaque m³ d’air neuf doit être refroidi et déshumidifié (voir coût d’un m³ traité en été).
L’utilisation de fichiers météo donnant heure par heure l’humidité et la température extérieure pour une année type-moyenne à Uccle et à St Hubert permet de rendre l’évaluation plus précise et plus personnalisée.
Coût des charges thermiques :
- En hiver, le chauffage doit vaincre les déperditions par les parois.
- En été, la machine frigorifique doit vaincre les apports internes (éclairage, bureautique,…) et les apports solaires.

Coût du transport des fluides (eau et air) :
- Les pompes et (surtout !) les ventilateurs génèrent une consommation non négligeable, dont le coût est amplifié par le coût de l’énergie électrique.

Réchauffage de l’air neuf

Il s’agit ici d’estimer les consommations liées au réchauffement de l’air extérieur hygiénique à la température ambiante (= air neutre sur le plan thermique) et non de calculer ici la consommation de chauffage des locaux (déperditions) éventuellement portée par l’air.

Le réchauffage de l’air neuf est fonction

du débit d’air de ventilation traité q_v[m³/h]

de la capacité thermique volumique de l’air ρ_c = 0,34 [Wh/m³K]

de la somme des écarts entre la température extérieure et la température de l’ambiance, et cela pour toutes les heures de la saison de chauffe, ce qui est repris dans la notion de « degrés-heures » de ventilation D°H_vent

D°H_vent= Σ heures _ventilationx (T°_ambiante– T°_extérieure)

Les besoins de chauffage sont alors exprimés par :

Besoins réchauffage air neuf = q_v x ρ_c x D°H_vent x f / 1 000 [kWh/an]

où,

f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jour par semaine que l’installation fonctionne. Par exemple : 5 jours / 7

De là, il est possible de déterminer la consommation de réchauffage air neuf :

Consom. = Besoins / Rendement exploitation système de chauffe

Pour déterminer les Degrés-Heures de ventilation, il est possible,
> soit de prendre une des valeurs du tableau ci-dessous :

–		D°H à UCCLE	D°H à St HUBERT
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 20°C	89 767	116 865
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 22°C	106 596	134 038
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 20°C	32 765	44 362
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 22°C	39 499	51 368

> soit de déterminer les Degrés-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :

Calculs

Degrés-Heures de ventilation à Uccle et St Hubert.

Exemple.

Supposons une installation du Brabant dont le débit d’air hygiénique est de 10 000 [m³/h], fonctionnant 5 jours par semaine de 8h à 18h. Les besoins de chauffage de l’air neuf extérieur préchauffé en permanence à 20°C est donné par :

Besoins réchauffage air neuf = q_v x ρ_c x D°H_ventx f / 1 000
= 10 000 x 0,34 x 32 765 x (5/7) / 1 000
= 79 572 [kWh/an]

Si un rendement d’exploitation système de chauffe de 0,8 est choisi pour le couplage chaudière-batterie de chauffe, on obtient une consommation de :

Consom. = 79 572 / 0,8
= 99 465 [kWh/an]

Remarque.

Dans cette approche, le pré-chauffage de l’air à 15° au petit matin d’une journée de juin est pris en compte… alors que le chauffage est probablement arrêté !

Une autre façon d’aborder ce problème est de considérer une saison de chauffe allant du 15 septembre au 15 mai (la durée est de 242 jours).
La température moyenne extérieure est de 8°C à Uccle si l’on considère un fonctionnement de 8h à 18h. Et les besoins deviennent :

Besoins réchauffage air neuf = q_vx ρ_c x durée _saisonx (T°_consigne– T°_moy.ext. ) x f / 1 000

= 10 000 x 0,34 x 242 [j/an] x 10 [h/j] x (20° – 8°) x (5/7) / 1 000

= 70 525 kWh/an

Il y a donc lieu d’adapter ce calcul au mode de fonctionnement le plus proche de la réalité.

Humidification de l’air neuf en hiver

Si l’air neuf est humidifié en hiver, il en résulte une consommation fonction :

de la chaleur de vaporisation de l’eau r (0,694 Wh/gramme) (= chaleur de changement d’état de l’eau pour passer de l’état liquide à l’état vapeur)

du débit d’air de ventilation traité q_v[en m³/h]

de la somme des écarts entre l’humidité extérieure et l’humidité de l’ambiance (exprimé en g_eau/kg_air ), et cela pour toutes les heures de la saison de chauffe, ce qui est repris dans la notion de « Grammes-Heures » d’humidification GH_hum:

GH_hum = Σ Heures_{humidification}x (Hum_ambiante– Hum_extérieure )

La consommation nette est alors exprimée par :

Cons. nette humidification air neuf = q_vx r x GH_humx f / 1 000 [kWh/an]

où,

f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jours par semaine que l’installation fonctionne. Par exemple : 5 jours / 7

Pour déterminer les Degrés-Heures d’humidification, il est possible :

> soit de prendre une des valeurs du tableau ci-dessous :

–		GH _hum à UCCLE	GH _hum à St HUBERT
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 20°C/50 %	13 482	18 445
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 22°C/50 %	19 818	25 461
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 20°C/50 %	5 488	7 634
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 22°C/50 %	8 155	10 505

> soit de déterminer les Grammes-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :

Calculs

Grammes-Heures d’humidification à Uccle et St-Hubert.

Exemple.

Supposons une installation du Brabant dont le débit d’air hygiénique est de 10 000 m³/h, fonctionnant 5 jours par semaine de 8h à 18h. La consommation nette liée à l’humidification de l’air neuf extérieur jusque 22°C – 50 % HR est donné par :

Cons. Nette humidification air neuf = q_vx r x GH_humx f / 1 000
= 10 000 x 0,694 x 8 155 x (5/7) / 1 000
= 40 425 [kWh/an]

Remarque : le réglage de l’humidificateur est en principe réglé plus bas que le taux réel d’humification dans l’ambiance. Par exemple, il est possible qu’il soit réglé sur une pulsion d’air à 40 % HR et que les apports en eau des occupants portent l’air à 50 %. Ou encore, que la sonde placée dans la reprise d’air demande 50 %, mais que l’humidificateur s’arrête à 40 % parce que les occupants apportent 10 %.

Refroidissement de l’air neuf en été

Il s’agit ici d’estimer les consommations liées au refroidissement de l’air extérieur hygiénique à la température ambiante (= air neutre sur le plan thermique) et non de calculer ici la consommation liée au refroidissement des locaux (perditions) éventuellement portée par l’air.
Le refroidissement de l’air neuf est fonction

de la capacité thermique volumique de l’air ρ_c (0,34 Wh/m³K)

du débit d’air de ventilation traité q_v[en m³/h]

de la somme des écarts entre la température extérieure et la température de l’ambiance, et cela pour toutes les heures de la période de refroidissement, ce qui est repris dans la notion de « degrés-heures » de ventilation D°H _vent D°H _refr= S heures _refrx (T° _ambiante– T° _extérieure )

Les besoins sont alors exprimés par :

Besoins refroidissement air neuf = qv x ρ_c x D°H_refr x f / 1 000 [kWh/an]

f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jour par semaine que l’installation fonctionne. Par exemple : 5 jours / 7

De là, il est possible de déterminer la consommation de refroidissement air neuf :

Consom. = Besoins / Rendement exploitation système de refroidissement

Ce rendement d’exploitation du système de refroidissement correspond au coefficient d’efficacité frigorifique global de la machine frigorifique.

Pour déterminer les Degrés-Heures de refroidissement, il est possible :

> soit de prendre une des valeurs du tableau ci-dessous :

–		D°H_refr à UCCLE	D°H_refr à St HUBERT
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 22°C	464	192
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 24°C	164	34
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 22°C	403	177
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 24°C	148	33

> soit de déterminer les Degrés-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :

Calculs

Degrés-Heures de refroidissement à Uccle et St-Hubert.

Exemple.

Supposons une installation du Brabant dont le débit d’air hygiénique est de 10 000 m³/h, fonctionnant 5 jours par semaine de 8h à 18h. Les besoins énergétiques liés au refroidissement de l’air neuf extérieur refroidi en été à 22°C sont donnés par :

Besoins refroidissement air neuf = q_vx ρ_c x D°H_refrx f / 1 000
= 10 000 x 0,34 x 403 x (5/7) / 1 000
= 979 kWh/an

Si un coefficient d’efficacité frigorifique de 2,5 est choisi pour la machine frigorifique, on obtient une consommation de :

Consom. = 979 / 2,5 = 392 kWh/an

Remarque.

Rien n’empêche d’utiliser ce même logiciel d’estimation des degrés-heures de refroidissement pour calculer le coût d’un refroidissement de cet air extérieur jusqu’à une température de soufflage de 16°C par exemple, mais il ne s’agit plus alors du calcul des besoins liés à l’air hygiénique.

Déshumidification de l’air neuf en été

Si l’air neuf est déshumidifié en été, il en résulte une consommation fonction :

de la chaleur de vaporisation de l’eau r (0,694 Wh/gramme)
de la somme des écarts entre l’humidité extérieure et l’humidité de l’ambiance (exprimé en g_eau/kg_air), et cela pour toutes les heures de la saison d’été, ce qui est repris dans la notion de « Grammes-Heures » de déshumidification GH_déshum:

GH_déshum= Σ heures_{déshumidification}x (hum_extérieure– hum_ambiante)

La consommation nette est alors exprimée par :

Cons. Nette déshumidification air neuf = q_vx r x GH_déshumx f / 1 000 [kWh/an]

où,

f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jours par semaine que l’installation fonctionne.Par exemple : 5 jours / 7

Pour déterminer les Degrés-Heures de déshumidification, il est possible :

> soit de prendre une des valeurs du tableau ci-dessous :

–		GHdéshum à UCCLE	GHdéshum à St HUBERT
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 22°C/50 %	382	192
Fonctionnement 24h/24	Consigne à 24°C/50 %	146	44
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 22°C/50 %	296	163
Fonctionnement 10h/jour	Consigne à 24°C/50 %	121	43

> soit de déterminer les Grammes-Heures qui conviennent à votre situation particulière en cliquant ici sur :

Calculs

Grammes-Heures de déshumidification à Uccle et St-Hubert.

Exemple.

Supposons une installation du Brabant dont le débit d’air hygiénique est de 10 000 [m³/h], fonctionnant 5 jours par semaine de 8h à 18h. La consommation nette liée à la déshumidification de l’air neuf extérieur jusque 22°C – 50 % HR est donné par :

Cons. Nette déshumidification air neuf = q_vx r x GH_déshumx f / 1 000
= 10 000 x 0,694 x 296 x (5/7) / 1 000
= 1 467 [kWh/an]

Bien sûr, si l’installation refroidit l’air jusqu’à 16 ou 18°C, le coût de la déshumidification sera plus élevé. Mais ce n’est pas une charge directement imputable à l’air neuf hygiénique.

Chauffage du bâtiment

Le principe du calcul

La consommation du chauffage d’un bâtiment est d’autant plus élevée :

que les déperditions par les parois sont importantes. Cette déperdition est estimée par le coefficient de transmission thermique « k » des parois et par la surface « S » des parois. C’est la somme » ΣkS » de toutes les parois, encore appelée « puissance par degré d’écart » en [W/K] qui traduira les déperditions totales.

que l’écart de température entre l’intérieur et l’extérieur est élevé et que la saison de chauffe dure longtemps : ce sont les Degrés-Jours du lieu qui traduiront le froid extérieur.

Que le système de chauffage présente un mauvais rendement d’exploitation : h_{expl chauffage}

Si bien que la formule de base d’estimation de la consommation de chauffage sera [en kWh/an] :

Consommation = ( Σ kS [W/K] x Degrés-Jours [K.j /an] x 24 [h/j] ) / ( h _{expl chauffage}x 1 000)

Exemple.

En prenant toutes les surfaces de l’enveloppe extérieure d’un bâtiment et en les multipliant par leur coefficient k respectif, supposons que l’on obtienne 3 000 [W/K]. Supposons un rendement d’exploitation moyen saisonnier de 70 %. Les Degrés-Jours normaux en base 15/15 sont de 2 100 pour la région. La consommation normalisée du bâtiment (c.-à-d. celle correspondante à une année-type moyenne) est donnée par :

Consommation = ( 3 000 [W/K] x 2 100 [K.j /an] x 24 [h/j]) / ( 0,7 x 1 000 )
= 216 000 [kWh/an]

ce qui correspond environ à 21 600 litres de fuel par an.

Un calcul plus exact par la méthode des Degrés-Jours équivalents

Cette méthode de calcul basée sur les Degrés-Jours 15/15 est beaucoup trop simplifiée. Elle correspond assez bien à la situation d’un bâtiment ancien, mal isolé et chauffé en continu. Mais pour un bâtiment récent, l’isolation est renforcée et la régulation tient compte de l’occupation discontinue. Les besoins de chauffage sont plus faibles et donc la proportion des apports « gratuits » (solaires et internes) n’est plus minoritaire.

La pratique montre que le chauffage de certains bureaux n’est enclenché que lorsque la température extérieure descend en dessous des 5°C par exemple…!

Exemple.

Supposons un bureau de 30 m², disposant en façade de 17 m² de doubles vitrages et de 13 m² de parois isolées par 6 cm de laine minérale.

Pour la température moyenne hivernale de 6°C, les déperditions sont de :

parois : (17 [m²] x 3 [W/m².K] + 13 [m²] x 0,5 [W/m².K]) x (22 – 6) = 920 [W]
ventilation : 0,34 [W/m³] x 30 [m³] x (22-6) = 163 [W]

Soit un total de 1 083 Watts.

(Remarque : les déperditions vers les autres locaux sont négligées puisque ceux-ci sont considérés à même température).

Or des apports internes faibles (2 personnes + éclairage) génèrent de l’ordre de 20 [W/m²], soit 600 Watts pour le local.

Les besoins nets ne sont plus que de 400 Watts …

Il suffit d’imaginer la présence de 2 PC à 150 Watts pour atteindre les 900 Watts d’apports internes.

Puis de remplacer le double vitrage ordinaire par du vitrage « basse émissivité » pour faire descendre les besoins de chaleur à 675 [W] : l’équilibre a basculé vers un besoin de refroidissement !

Pour peu que des apports solaires viennent s’ajouter au bilan…

Or la méthode des Degrés-Jours en base 15/15 ne tient compte que forfaitairement des apports gratuits : la température moyenne intérieure (jour-nuit-week end) est de 18°C et les apports gratuits apportent un équivalent de 3°C de chauffage.

Il faut donc intégrer plus finement l’estimation des apports gratuits sur le bâtiment. À défaut de simulation informatique détaillée, on peut utiliser la méthode des Degrés-Jours équivalents, décrite en détail dans la NIT 155 du CSTC (« Estimation des besoins nets pour le chauffage des bâtiments »).

Cette fois, apports solaires et apports internes sont minutieusement évalués… mais le calcul est fort lourd…

Une simulation limitée à un local de bureaux « type »

Afin de pouvoir apprécier l’évolution des besoins nets en fonction des paramètres choisis, nous proposons ici d’approcher la demande de chauffage en partant des résultats d’une simulation d’un local-type dont on peut modifier quelques paramètres.

Calculs

Estimation des consommations d’un local-type de bureaux.

Les résultats sont spécifiques à ce bureau dont les déperditions vers les locaux voisins sont nulles (voir hypothèses de calcul au bas de la feuille Excel).

À noter que la simulation regroupe ici les besoins de chauffage et de ventilation hygiénique du local.

Refroidissement du bâtiment

En dehors des ratios globaux de consommation, il n’existe pas de méthode simple pour évaluer les consommations liées au refroidissement d’un bâtiment. Seule une simulation informatique détaillée de tous les apports de chaleur et de l’interaction de ceux-ci avec la structure du bâtiment le permettrait.

Cependant, nous proposons ici d’approcher cette consommation en partant des résultats d’une simulation d’un local-type dont on peut modifier quelques paramètres.

Calculs

Estimation des consommations d’un local-type de bureaux

Les résultats sont spécifiques à ce bureau dont les déperditions vers les locaux voisins sont nulles (voir hypothèses de calcul au bas de la feuille Excel).

Cette valeur par m² ne peut être extrapolée que pour des locaux présentant des charges similaires. Pour les autres locaux présentant des charges très spécifiques, le bilan sera réalisé séparément. Par exemple, pour estimer la consommation d’un centre informatique, on peut multiplier la puissance électrique moyenne par la durée de fonctionnement. De même, pour une salle de réunion, on peut approcher les consommations à partir du taux d’occupation et de la puissance dégagée par occupant.

Une précision plus importante pourra être apportée en utilisant le programme « Opti-bureau » de la cellule de recherche « Architecture et Climat » qui sera prêt courant 2001.

Consommation électrique des ventilateurs

Plusieurs approches sont possibles :

> sur base de la puissance électrique installée des ventilateurs

Cons. transport_air[kWh/an] = Nbre jours/an x Nbre heures/jour x Puissance vent. [kW]

Exemple :

les ventilateurs de pulsion et d’extraction totalisent 700 [Watts] de puissance installée. Si elle tourne 200 [jours/an] à raison de 10 [heures/jour], la consommation sera estimée à 1 400 [kWh/an].

> sur base du ratio Wh/m³ transporté

en fonction de la qualité du ventilateur, des pertes de charge du réseau (de faibles diamètres entraînent des vitesses et des pertes de charge élevées), on aura :

Puiss. transportair [kW] = 0,4 … à … 1,1 [W/(m³/h)] x débit horaire [m³/h] / 1 000

Cons. transportair [kWh/an] = Puiss. transp. [kW] x Nbre jours/an x Nbre heures/jour

Exemple.

une installation de 1 000 m³/h entraîne une puissance moyenne de 0,7 x 1 000 = 700 [Watts]. Si elle tourne 2 000 heures par an, la consommation sera estimée à 1 400 [kWh/an].

> sur base des caractéristiques de conception du réseau

la consommation électrique du (des) ventilateur(s) s’estime par :

Cons. transport_air [kWh/an] = q_vx Δp x h / (η_vx 3 600 x 1 000)

où,

q_v= débit d’air transporté [m³/h]
Δp = pertes de charge (pulsion + extraction) [Pa]
h = durée de fonctionnement [h/an]
η_v= rendement total du système de transport de l’air (moyenne entre pulsion et extraction)

Exemple. pour une installation de 1 000 [m³/h] dont la perte de charge de dimensionnement est de 1 200 [Pa] et qui tourne 2 000 heures par an avec un rendement global de 0,65, la consommation est estimée à :

1 000 [m³/h] x 1 200 [Pa] x 2 000 [h/an] / (0,65 x 3 600 x 1 000) = 1 025 [kWh/an]

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer la consommation d’un système de climatisation « tout air »

Préalable

Nous nous proposons de réaliser le bilan annuel d’une installation de climatisation en « tout air », en prenant l’exemple d’une salle d’opération d’un hôpital. Nous mettons en parallèle un système avec et sans recyclage de l’air intérieur pour effectuer la comparaison des bilans dans les deux cas.

Pour maintenir le confort de l’occupant et la qualité de l’air qu’il respire, il est nécessaire de contrôler d’une part la température et l’humidité ambiantes, pour ce faire, l’analyse se fera sur une année climatique type.

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.

D’autre part, dans le cas où un recyclage de l’air est prévu, il sera également nécessaire de contrôler les débits d’air neuf et les taux de renouvellement.

Un savant dosage entre :

un débit d’air neuf minimum afin de respecter les règlements et normes en vigueur sur la qualité de l’air respirable;

un taux de brassage du volume ambiant minimum afin de répondre à une qualité particulaire et bactériologique de l’air à atteindre (suivant l’activité exercée dans la zone considérée);

et un recyclage maximum de l’air extrait afin de mélanger cet air avec l’air neuf au point le plus proche possible des conditions d’ambiance interne. Un recyclage théorique de 100 %, sans déperdition ni apport, n’entraînerait aucune consommation de la part du système de climatisation;

permettrait de réduire les consommations de manière draconienne.

Apports internes, externes et les déperditions

1. Chaleur sensible

Les apports internes

Ils sont de deux ordres, à savoir :

liés à l’activité humaine (chaleur du corps des occupants);
et à la chaleur dégagée par les équipements médicaux et de bureautique.

Les apports externes

Ils dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituants l’enveloppe de la zone considérée en période chaude.

Les déperditions

Elles dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituants l’enveloppe de la zone considérée en période froide.

Bilan

Il est nécessaire de tenir compte de ces apports et déperditions afin de règler la température de soufflage qui est fonction :

du taux de renouvellement exprimé en [volume/h];
le volume de la salle en [m³];
de la capacité thermique volumique de l’air ρc = 0,34 [Wh/m³K];
de la température ambiante désirée pendant l’opération;
du bilan des apports et des pertes.

La température de soufflage est exprimée par :

T°_soufflage = T°_ambiante– Bilan / (q_vx c x volume x taux de renouvellement) [°C]

Exemple.

Soit :

un apport interne de 3 kW et des déperditions et apports externes négligeables (courant dans les salles d’opération par exemple);
une température fixée à 20°C;
un taux de renouvellement de 30 vol/h;
un volume de local de 150 m³;

On détermine la température de soufflage :

T°_soufflage = 20 – 3 000 / (0.34 x 30 x 150)

soit T°_soufflage = 18° C

2. Chaleur latente

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.

Exemple.

Soit :

un apport d’eau de 80 g_eau /h par personne;
la salle d’opération est occupée par 10 personnes;
le débit de ventilation est de 4 500 m³/h en tout air neuf .

pour un débit de 4 500 m³/h, l’apport dans la salle est de l’ordre de:

Apport d’eau = apport par personne x nombre de personne / q_vx ρ [kWh/an]

Apport d’eau = 80 [g_eau / h] x 10 / (4 500 [m³/h] x 1.2 [kg/m³_air])

= 0,15 g_eau / kg_air

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 [g_eau /kg_air]

Soit 9 [g_eau /kg_air] 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 devra 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.

3. Profil d’occupation

Au niveau d’une salle d’opération, il est intéressant de se pencher sur son profil d’occupation sachant qu’en période :

D’occupation, il est nécessaire de respecter les débits définis afin de respecter la classe de propreté particulaire et bactérienne et les débits hygiéniques de confort des utilisateurs.

D’inoccupation et en considérant qu’il n’y a peu ou plus de source de contamination, on se contente de maintenir une surpression afin de conserver aussi la classe de propreté mais avec des débits réduits au minimum.

Pourquoi différentier les deux modes d’occupation ?
Tout simplement pour :

montrer l’importance dans les bilans énergétique et économique de réduire les débits en période d’inoccupation;
de tenir compte de l’absence d’apport interne quand la zone est inactive.

Lundi		Mardi		Mercredi		Jeudi		Vendredi		Samedi		Dimanche
8-18	18-8	8-18	18-8	8-18	18-8	8-18	18-8	8-18	18-8	8-18	18-8	8-18	18-8

avec les débits d’air neuf suivants :

	4 500 m³/h
	900 m³/h

Tout air neuf ou air recyclé ?

Le traitement de l’air est variable au cours de l’année suivant les conditions climatiques extérieures mais également intérieures si un recyclage est présent. La maîtrise des débits dans un système de recyclage 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 :

	Préchauffer et d’humidifier
	Préchauffer
	Refroidir, déshumidifier et post-chauffer
	Refroidir et déshumidifier sans post-chauffer
	Refroidir et humidifier

Au niveau énergétique, le choix du recyclage dans les zones de l’hôpital où les débits mis en présence sont importants saute aux yeux. C’est nettement moins évident au niveau de la garantie de la classe de qualité particulaire et bactérienne. Pourtant, l’expérience montre que ce concept, pour autant qu’il soit parfaitement maîtrisé en terme de maintenance et de monitoring, offre cette garantie. Les rapports des analyses particulaires et bactériennes placent les systèmes à recyclage avec filtration absolue terminale dans des meilleures classes.

Analyse des effets du recyclage

Sur le diagramme de l’air humide ci-dessus, le point M représente l’équilibre du mélange de l’air recyclé et de l’air neuf. Ce point se « ballade » sur la droite reliant les points d’ambiance et extérieure. Son emplacement sur cette droite est fonction du rapport des masses d’air mises en présence au point de mélange suivant les lois :

T_M = (T_E x q_{air neuf} + T_A x q_recyclé)/(q_{air neuf} + q_air _recyclé) [°C]

X_M = (X_E x q_{air neuf} + X_A x q_recyclé)/(q_{air neuf} + q_{air recyclé}) [g_eau / kg_air]

Cas SANS recyclage de l’air intérieur : débit de 4500 m³/h d’air neuf

En période chaude, il est nécessaire de refroidir l’air extérieur, de le déshumidifier et dans certains cas de le post-chauffer; il y a donc destruction de l’énergie,

En période froide, il est nécessaire de le chauffer et de l’humidifier.

Partons des points-heures représentatifs d’une année climatique type dans un diagramme de l’air humide. En d’autres termes, chaque point ( 8 760 points de l’année) représentera une heure pendant laquelle la température et l’humidité sont précisées.

La densité et la surface qu’occupent les nuages de points de couleurs différentes traduisent l’importance des périodes pendant lesquelles il est nécessaire de climatiser l’air extérieur pour l’amener aux conditions d’ambiance de la salle d’opération.

Pour un fonctionnement en « tout air neuf », on voit tout de suite qu’il y a beaucoup de périodes où :

il faut chauffer et humidifier,
il faut refroidir, déshumidifier et post-chauffer.

Cas AVEC recyclage de l’air intérieur : débit de 900 m³/h d’air neuf et débit de recyclage de 3 600 m³/h

Le diagramme de l’air humide suivant traduit les résultats obtenus où l’on observe la concentration de plus en plus importante des points de mélange à l’entrée de la centrale de traitement d’air. La valeur de 900 m³/h n’est pas choisie par hasard! En effet, dans la pratique on considère que le taux d’air neuf minimum doit être de l’ordre de 20 %. La norme suisse SWKI (1987) préconise, quant à elle, un débit d’air neuf de 80 m³/h.personne; soit si on considère 10 personnes maximum par salle (comme vu dans certains cahiers des charges de bureaux d’étude spécialisés), on obtient 800 m³/h de débit d’air neuf.

Dans la figure ci-dessus, les valeurs de débit d’air neuf (900 m³/h) et de débit de recyclage sont choisis sur base de la bonne pratique où on limite le taux de recyclage à 80 %. En fonction de la valeur qu’indiquerait une sonde de qualité d’air (sonde CO₂ ou sonde COV), on pourrait augmenter le taux de recyclage jusqu’à atteindre un apport d’air neuf minimum permis par les réglementations ou normes en vigueur (soit 80 m³/h.personne ou 800 m³/h si l’on prend un maximum de 10 personnes).

On voit tout de suite l’intérêt du recyclage. En effet, Plus le recyclage est important plus le point de mélange se rapproche du point d’ambiance; en d’autres termes, si le recyclage était de 100 %, il n’y aurait qu’un léger appoint de froid à donner pour compenser les apports internes (pour rappel, dans ce cas-ci, les déperditions sont négligeables).

Dans le graphe ci-dessus, suite au mélange entre air recyclé et air neuf, on voit tout de suite que les périodes où il faut :

chauffer et humidifier sont réduites à peu de chose,
déshumidifier et post-chauffer deviennent négligeable.

Par exemple, si la zone à climatiser est en demande de refroidissement et que l’air extérieur est plus frais, il est utile de mélanger l’air recyclé avec l’air neuf pour obtenir la bonne température de soufflage dans la zone.

L’efficacité de ce système est aussi dû au fait que le recyclage partiel de l’air extrait permet de valoriser aussi bien l’énergie sensible que l’énergie latente (chaleur et humidité).

Bilan énergétique

Il s’agit ici d’estimer les consommations de chauffage, d’humidification, de refroidissement et de déshumidification de l’air d’une salle d’opération en fonction des débits d’air neuf et de recyclage en assurant toujours un taux de renouvellement optimal dans la salle en période d’occupation et minimum en période d’inoccupation afin de maintenir une surpression minimum nécessaire.

Soit un système de climatisation « à recyclage » de salle d’opération où l’on prend en compte un certain nombre de données et d’hypothèses.

Données

une salle de taille normale de 150 m³ (50 m² au sol);
avec un taux de renouvellement de 30 (classe ISO 7), soit un débit de 4500 m³/h;
en Belgique, le RGPT impose une évacuation des gaz anesthésiants par une aspiration murale spécifique branchée directement au respirateur patient. Ce qui veut dire, qu’en gros, l’apport d’air neuf est lié à l’activité humaine et non à la dilution des polluants anesthésiques;
une température d’ambiance de 20° C;
le bloc opératoire travaille uniquement les jours ouvrables (5 jours/sem) et de 8h00 à 18h00. En dehors des heures, on considère que les débits sont réduits;
les apports internes sont de l’ordre de 3 kW (personnes, luminaires, monitoring, …) en période d’occupation et nul en période d’inoccupation;
le COP de la machine frigorifique utilisée dans l’hôpital est de 2.5;
le prix du kWh électrique est de 16 c€;
le prix du kWh thermique est de 6,22 c€;
un hôpital moyen en Belgique de 200 lits comporte de l’ordre de 4 salles d’opération;
la consommation électrique moyenne d’un hôpital de 200 lits est de l’ordre de 1,9 GWh/an;
la consommation thermique moyenne du même hôpital est de l’ordre de 3.5 GWh/an.

Hypothèses

on considère que la salle est au milieu du bloc opératoire et qu’elle est sans fenêtre. Vu que:
- on prévoit des sas d’entrée et de sortie et des portes commandées automatiquement;
- on renforce l’isolation des parois (panneau sandwich, par exemple);
- les locaux directement adjacents sont à la même température que la salle;
par conséquent, les déperditions à travers des parois en hiver et les apports externes en été sont négligeables.

sans vouloir faire de jaloux, on se base sur les données climatiques d’ Uccle pour une année type (sans tenir compte de la canicule par exemple ou d’un froid sibérien).
les consommations électriques des ventilateurs sont équivalentes dans les cas traités; ce qui veut dire qu’elles n’interviennent pas dans la comparaison des bilans énergétiques.
les apports internes sont constants.

Cas où il n’y a pas de recyclage

Avec un débit en « tout air neuf » de :

4 500 m³/h en période d’occupation;
900 m³/h (20 %) en période d’inoccupation.

Calculs

Pour déterminer les consommations en « tout air neuf » introduisez dans le tableau des données un débit d’air neuf

de 4500 m³/h sur les 4 500 m³/h désirés dans la salle;
de 900 m³/h

Cas où il y a un recyclage

Avec :

3 600 m³/h d’air recyclé et 900 m³/h d’air neuf en période d’occupation;
900 m³/h (20 % du débit nominal) d’air 100 % recyclé en période d’inoccupation.

Calculs

Pour déterminer les consommations en « tout air neuf » introduisez dans le tableau des données un débit d’air neuf:

de 900 m³/h sur les 4 500 m³/h désirés dans la salle en période d’occupation;
de 900 m³/h sur les 900 m³/h en période d’inoccupation.

Le résultat des calculs donne :

Besoin	Sur 4500 m³/h
Besoin	AVEC recyclage : 900 m³/h d’air neuf et 3600 m³/h d’air recyclé en période d’occupation 900 m³/h d’air 100 % recyclé en période d’inoccupation				SANS recyclage : 4500 m³/h de « tout air neuf » en période d’occupation 900 m³/h d’air neuf en période d’inoccupation
Besoin énergétique électrique (kWh/an)
	Jour	Nuit	WE	Total	Jour	Nuit	WE	Total
Refroidissement et déshumidification	7 019	0	0	7 019	13 959	3 121	2 333	19 413
Humidification	3 152	0	0	3 152	15 440	4 476	3 028	22 944
Total	10 171	0	0	10 171	29 399	7 597	5 361	42 357
Besoin énergétique thermique (kWh/an)
Chauffage et post-chauffe	4 941	0	0	4 941	36 014	14 288	9 203	59 505

Et traduit sous forme graphique et regroupé par type d’énergie:

Énergies mises en jeu lors de la climatisation « tout air » de la salle d’opération.

Le résultat est édifiant car on divise les consommations par 6 lorsque l’on recycle l’air intérieur. Il est certain que l’approche est fortement simplifiée en période d’inoccupation. En effet, on n’a pas tenu compte des déperditions qui, même si elles sont minimes, augmentent :

le travail de la batterie froide en période chaude (apports dus à l’inertie du bâtiment qui risquent d’être transférés de l’extérieur vers l’intérieur de la salle à travers les parois);

le travail de la batterie chaude en période froide (déperditions de l’intérieur vers l’extérieur de la salle au travers des parois et des grilles de fuite contrôlée.

Le résultat final en période d’inoccupation n’est donc pas nul mais faible.

Remarque.
En recyclage les fuites contrôlées entre la zone à risque et les locaux adjacents est primordiales afin de toujours maintenir une surpression dans cette zone par rapport au « monde extérieur » et donc de garantir la classe de propreté désirée.

Bilan économique

Comme précédemment, on considère les coûts liés aux consommations électriques d’une part et thermiques d’autre part.

Consommations électriques

Le tableau des coûts énergétiques électriques donne :

Besoins électriques	Sur 4 500 m³/h
Besoins électriques	AVEC recyclage : 900 m³/h d’air neuf et 3600 m³/h d’air recyclé en période d’occupation 900 m³/h d’air 100 % recyclé en période d’inoccupation	SANS recyclage : 4500 m³/h de « tout air neuf » en période d’occupation 900 m³/h d’air neuf en période d’inoccupation
	Coûts [€/an]	Coûts [€/an]
Refroidissement et déshumidification [kWh/an] / COP * 0.16 [€/kWh] * 4 salles	1 796	4 969
Humidification [kWh/an] * 0.11 [€/kWh] * 4 salles	2 017	14 685
Total pour les 4 salles	3 813	19 654

Consommations thermiques

Le tableau des coûts énergétiques thermiques donne :

Besoins électriques	Sur 4 500 m³/h
Besoins électriques	AVEC recyclage : 900 m³/h d’air neuf et 3600 m³/h d’air recyclé en période d’occupation 900 m³/h d’air 100 % recyclé en période d’inoccupation	SANS recyclage : 4500 m³/h de « tout air neuf » en période d’occupation 900 m³/h d’air neuf en période d’inoccupation
	Coûts [€/an]	Coûts [€/an]
*Chauffage et post-chauffe [kWh/an] / 0.8 0.0325 € * 4 salles**	1 537	18 507

Synthèse

Sous forme graphique, on retrouve la comparaison des coûts des consommations énergétiques :

Comparaison des coûts des consommations d’énergie « tout air neuf / air recyclé ».

Conclusions

Synthèse : recyclage ou pas recyclage ?

En final, on obtient les résultats suivants pour 4 salles d’opération :

Bilan	Sur 4 500 m³/h		Économies
Bilan	AVEC recyclage : 900 m³/h d’air neuf et 3600 m³/h d’air recyclé en période d’occupation 900 m³/h d’air 100 % recyclé en période d’inoccupation	SANS recyclage : 4500 m³/h de « tout air neuf » en période d’occupation 900 m³/h d’air neuf en période d’inoccupation	Économies
Besoin énergétique électrique	40 684 kWh/an	169 428 kWh/an	128 744 kWh/an
Besoin énergétique thermique	19 764 kWh/an	238 020 kWh/an	218 256 kWh/an
Consommation électrique	3 813 €/an	19 654 €/an	15 841 €/an
Consommation thermique	1 537 €/an	18 507 €/an	16 970 €/an
Total	5 350 €/an	38 161 €/an	32 811 €/an
Hôpital	469 454 €/an	469 454 €/an
Ratio	1,1 %	8,1 %

Le tableau de synthèse ci-dessus montre l’intérêt d’optimiser le débit de recyclage en permanence puisqu’on peut diviser les consommations par 6,5.

Le budget de fonctionnement énergétique des salles d’opération est, quant à lui, divisé par 7, et passe de 38 161 Euros/an à 5 350 Euros/an.

Un fonctionnement en tout air neuf est donc économiquement à éviter, même avec des systèmes de récupération de chaleur !

Et l’hygiène dans tout ça ?

Quantité minimale d’air neuf à apporter

Il est difficile de savoir quelle valeur de référence prendre sachant qu’en Belgique :

Le RGPT impose l’évacuation des gaz d’anesthésie par une prise d’extraction directe sur le circuit patient du respirateur (ce qui réduit la quantité d’air neuf à apporter et d’air vicié à extraire).

Le RGPT et la réglementation wallonne demandent un apport d’air neuf de 30 m³/h.pers.

Les normes relatives à l’apport d’air neuf dans les locaux à risque de contamination, et notamment dans les salles d’opération, varient en fonction des pays. Il est difficile de nous prononcer pour l’une ou l’autre des prescriptions. Il semble cependant que les normes allemandes DIN 1946/4, suisse SWKI (1987) et française NF S90-351 soient souvent reconnues comme les plus adéquates. La norme suisse est souvent citée comme référence en matière d’apport d’air neuf (80 m³/h.pers) par les professionnels.

Le « tout air neuf » ne garantit-il pas une meilleure qualité hygiénique ?

Ce sujet est très controversé et chacun peut avoir sa propre opinion. Il est quand même nécessaire de considérer ce qui suit :

La qualité particulaire et bactérienne de l’air est essentiellement fonction de la classe des filtres.

L’expérience montre que le recyclage, pour autant que la maintenance s’exécute dans les règles de l’art, permet d’obtenir des qualités de filtration supérieures à celles obtenues avec du « tout air neuf » (d’après l’expérience de certains responsables techniques d’hôpitaux);

Il faut quand même rester prudent avec cette dernière affirmation. Effectivement, si le patient est non infecté, on recycle de l’air plus stérile que l’air extérieur mais par contre si le patient est infecté, l’air recyclé risque d’être contaminé (d’où la recommandation de passer en mode « tout air neuf » en cas d’activité contaminante à l’intérieur de la zone).

À l’heure actuelle, la France, l’Allemagne, les États- Unis, la Suisse et l’Italie admettent le recyclage (il n’y a pas de norme officielle en Belgique).

Dans la norme NF S90-351, les systèmes de traitement d’air avec recyclage sont décrits avec des restrictions bien particulières comme :

Le volume d’air extrait d’une salle ou zone contrôlée doit être réinjecté dans la même salle ou zone afin d’éviter les biocontaminations croisées.

Le réseau de recyclage et l’environnement doit être protégé par un dispositif de filtration au niveau des grilles d’extraction de la salle ou de la zone.

Celle-ci conduit en général à régler la différence entre l’air neuf hygiénique ou de sécurité souhaité, et le taux de brassage minimum nécessaire à l’épuration de l’air ambiant par :

un recyclage partiel de l’air extrait,
sa filtration,
et son mélange avec de l’air neuf.

Dans les locaux à haute protection, on préfère ainsi la mise en œuvre de « recycleurs » individuels, telles que les armoires climatiques, afin d’éviter les contaminations croisées et les pertes énergétiques importantes.

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer l’efficacité du refroidissement

Analyse de la performance du bâtiment

Pourquoi analyser d’abord le bâtiment ?

Imaginons un seau d’eau percé dont on demande de maintenir en permanence le niveau d’eau : le premier réflexe consistera à boucher les trous !

De même en conditionnement d’air, une installation efficace, c’est d’abord un bâtiment efficace ! Si l’éclairage est éteint, la climatisation devra moins fonctionner !

Il existe diverses mesures permettant de limiter les besoins thermiques. En voici quelques-unes avec leur impact énergétique sur un plateau de bureau-type.

Limiter les apports solaires

Photo protections solaires.

Placer des stores extérieurs mobiles (facteur solaire de 0,2) > – 12 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

Photo fenêtre double vitrage à basse émissivité.

Placer un double vitrage à basse émissivité et avec un facteur solaire de 0,4 >– 13 %

Améliorer l’étanchéité de la façade

Si l’on fait baisser le taux d’infiltration d’un immeuble de bureaux-type de 0,3 à 0,1 vol/h > – 2 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

Exemple : il est utile d’évaluer l’intérêt du placement d’un sas à l’entrée du bâtiment, ou à la périphérie des zones climatisées (salle d’opération, p.ex.), surtout si elles sont en surpression.

Limiter les apports internes

Les équipements et l’éclairage représentent à eux seuls 40 % de la consommation d’un immeuble type et plus de 50 % des coûts énergétiques. En été, toute économie est double : elle se fait sur la consommation de l’équipement et sur la consommation de la climatisation qui extrait la chaleur apportée par l’équipement.

Analyse de la pertinence des consignes et de leur programmation

Température et taux d’humidité

Les niveaux des consignes de température et d’humidité doivent être évalués.

Par exemple, voici les économies réalisées sur un immeuble de bureaux-type :

Adopter une consigne de climatisation en été à 25°C au lieu de 24°C (surtout si plafonds froids rayonnants) > – 7 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

Limiter l’humidification pour obtenir une ambiance à 40 % d’humidité relative en hiver > – 14 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

La réalisation de zones neutres,

entre chauffage et refroidissement,
entre humidification et déshumidification,

est également une garantie de bonne utilisation des équipements. Si l’on demande de chauffer une ambiance en dessous de 21,9°C et de refroidir au dessus de 22,1°C, à coup sûr l’installation va se mettre à « pomper » entre le chaud et le froid.

La programmation horaire des équipements mérite également une évaluation.

Il est, en effet, inutile d’apporter de l’air neuf hygiénique (a fortiori de l’air traité, c’est-à-dire chauffé et humidifié) dans le bâtiment, lorsque le bâtiment est inoccupé (sauf si l’on veut faire du free cooling de nuit). On sera particulièrement attentif aux périodes de relance des installations de chauffage. Trop souvent, la ventilation est mise en action en même temps que le chauffage (enclenchement des ventilateurs, ouverture des volets d’air neuf). Or, durant toute la période de remise de température du bâtiment, la ventilation constitue une déperdition importante et inutile puisqu’il ne faut assurer le confort respiratoire de personne.

Améliorer	Pour en savoir plus sur l’adaptation de la consigne de température.
Améliorer	Pour en savoir plus sur l’adaptation de la consigne d’humidité.

Débits d’air neufs

Les débits d’air neufs seront utilement comparés aux besoins réels du bâtiment : ils ont été définis par le bureau d’études sur base de plans et donc d’une utilisation théorique du bâtiment. Régulièrement, il est utile de vérifier l’adéquation des débits à la présence effective des occupants.

Le traitement de l’air neuf représente 29 % de la consommation thermique totale du bâtiment-type. Toute réduction de 10 % des débits d’air va générer 3 % d’économie sur le montant total.

Améliorer

Pour en savoir plus sur l’adaptation des débits d’air neufs.

Analyse du risque de destruction de l’énergie froide et chaude

Il est très fréquent de constater des destructions énergétiques entre du fluide (eau, air) froid et du fluide chaud.

Des installations thermiques dont les régulations se chevauchent

Exemples de destruction d’énergie :

les radiateurs apportent de la chaleur en façade … alors que de l’air refroidi en centrale est pulsé par les bouches d’apport d’air neuf.

l’air neuf hygiénique est réchauffé en centrale, puis est pulsé dans un local … refroidi par des ventilo-convecteurs. Ce sera souvent le cas si l’air neuf est pulsé à 20°C, voire parfois 22°C. En effet, pour des températures extérieures inférieures à ces valeurs, la plupart des ventilo-convecteurs produisent déjà du froid

Il est possible de corriger ce problème en adaptant les consignes. Ainsi, la simulation sur un immeuble de bureaux-type montre que pulser de l’air neuf à 16°C dès que le local est en mode refroidissement (au lieu de 21°C) génère > – 10 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

Concevoir

Pour en savoir plus sur l’analyse des besoins thermiques pour un immeuble de bureaux

Des réseaux dont les pertes se renforcent

Les installations de ventilos-convecteurs à 4 tubes entraînent la circulation d’eau glacée et d’eau chaude dans les faux plafonds et gaines techniques. Il est utile d’arrêter cette circulation en dehors des périodes de fonctionnement du bâtiment.

Améliorer

Pour en savoir plus sur la régulation des ventilo-convecteurs.

Une mauvaise exploitation du traitement d’air en centrale

Le fonctionnement en mi-saison d’un groupe de traitement d’air n’est pas toujours aisé à gérer. Il est utile de faire vérifier l’installation, et tout particulièrement sa régulation, par un spécialiste.

Tout particulièrement, il est utile de vérifier :

que humidification et déshumidification ne fonctionnent pas en même temps (sic !),

que la déshumidification est réalisée avec une batterie suffisamment froide que pour entraîner la réelle condensation de l’humidité de l’air,

que les vannes de chaud et de froid ne détruisent pas leur effet mutuellement.

Ce dernier problème survient souvent lorsque :

l’humidification est réalisée au moyen d’un laveur d’air et régulée suivant le principe dit du « point de rosée« . Dans ce cas, en mi-saison, il est possible de l’on refroidisse l’air extérieur pour respecter la consigne de point de rosée pour le réchauffer ensuite pour respecter la consigne de pulsion :

L’air extérieur (E) est refroidi et déshumidifié (Y), ensuite humidifié (X) et réchauffé (S) pour respecter la température de consigne de pulsion.

Techniques

Il importe donc d’analyser le mode de régulation du groupe de traitement d’air pour y déceler les risques de fonctionnement simultané des batteries chaudes et froides. Pour en savoir plus sur la régulation par point de rosée.

lorsque l’on cherche à déshumidifier l’air en été, en commandant la batterie de refroidissement en fonction d’une sonde d’humidité, on sera bien souvent obligé de postchauffer l’air après la déshumidification pour atteindre une température de pulsion acceptable pour le confort des occupants.

Gérer

Pour en savoir plus sur l’audit de l’exploitation d’une installation de climatisation.

Analyse de l’humidification

La plupart du temps, nous vivons dans des bâtiments dont l’air n’est pas humidifié.

Une humidification se justifie pourtant par période de temps froid : l’air extérieur de ventilation, une fois réchauffé dans le bâtiment, est alors très sec (à la limite, c’est aux sports d’hiver que l’on prend conscience de la sécheresse de l’air par température extérieure très froide).

Mais dès la mi-saison, l’humidification ne se justifie plus.

Dans l’analyse par simulation d’un immeuble de bureaux-type, l’humidification de l’air afin d’obtenir 50 % d’humidité relative en permanence représente 15,6 % de la consommation thermique totale du bâtiment.

Concevoir

Pour en savoir plus sur l’analyse des besoins thermiques pour un immeuble de bureaux.

Or les critères de confort thermique, résumés dans le graphe ci-dessous, donnent à penser qu’un taux d’humidité ambiante de 40 % est suffisant pour le confort des occupants (exigences du RGPT).

1. Zone à éviter vis-à-vis des problèmes de sécheresse.
2 et 3 : Zones à éviter vis-à-vis des développements de bactéries et de micro-champignons.
3. Zone à éviter vis-à-vis des développements d’acariens.
4. Polygone de confort hygrothermique.

Dans le cas d’une climatisation de confort, il est donc énergivore et inutile de pousser l’humidification au-delà de cette valeur :

Si l’humidification est commandée au moyen d’une consigne d’humidité relative (dans l’ambiance ou dans la gaine de reprise d’air), il faut vérifier si la consigne programmée est proche de 40 %.

Si l’humidification est commandée par une sonde installée dans la gaine de pulsion, la consigne doit être inférieure à 40 % puisqu’il faut tenir compte de l’apport en humidité des occupants.

Si l’humidification n’est pas commandée par une sonde d’humidité mais uniquement via une régulation par point de rosée, il faut s’assurer que la consigne de rosée soit suffisamment basse en hiver pour éviter une humidification excessive. Par exemple, un point de rosée réglé à 14°C (valeur couramment rencontrée) et une température de pulsion de 20°C, l’air sera amené dans le local avec une humidité relative de 58 %.

Techniques

Mais l’optimalisation d’une régulation par point de rosée n’est pas une chose simple, si on veut limiter l’humidification et ne jamais détruire d’énergie. Pour en savoir plus sur la régulation par point de rosée.

Pour éviter tout risque d’humidification excessive en mi-saison, autant que l’humidificateur soit automatiquement mis à l’arrêt. Cela pourra être le cas dès que la température extérieure dépasse 5 .. 8°C. Dans ce cas la teneur en eau de l’air extérieur est suffisante pour assurer le confort sans humidification complémentaire.

Exemple.

En stoppant l’humidification lorsque la température extérieure dépasse 8°C et en limitant la teneur en eau de l’air pulsé à 4 greau/kgair, pour obtenir une ambiance à plus ou moins 40 % d’humidité relative, une économie très importante peut être réalisée, avec un minimum de conséquence sur le confort.

Par rapport à une humidification en action durant toute la saison de chauffe et une teneur en eau de l’air pulsé limitée à 7 greau/kgair (équivaut à un air pulsé à 20°C et 50 % d’humidité relative), cette limitation de l’humidification entraîne, sur un bâtiment type, une économie de :

90 % sur la consommation énergétique liée à l’humidification,
soit, 14 % sur la consommation thermique totale du bâtiment.

Améliorer

Pour en savoir plus sur l’adaptation de la consigne d’humidité.

Analyse de la récupération de chaleur sur l’air extrait

Récupération de chaleur sur l’air extrait

Imaginons une installation fonctionnant en « tout air neuf ».

Le coût d’une installation en « tout air neuf » est très élevé puisque le chauffage est assuré, en plein hiver, par de l’air extérieur qu’il faut réchauffer à grands frais.

Exemple : pour apporter 1,5 kW de chaleur utile au local, un apport de 3,5 kW est demandé au caisson de traitement d’air : 2 kW pour porter l’air de 6° à 22°C, puis 1,5 kW pour l’amener à 40°C (la température de 6°C correspond à la température moyenne de l’air extérieur).

Remarque : en toute exactitude, les 270 m³/h à 6°C se dilatent en passant à 40°C.

Pour diminuer les coûts d’exploitation d’une installation « tout air », une bonne partie de cet air peut être recyclé.

Exemple : 60 m³/h sont conservés pour l’apport d’air hygiénique et 210 m³/h extraits des bureaux à 22°C sont recyclés. La puissance de chauffe redescend à 1,9 kW :

À défaut de ne pouvoir recycler l’air extrait du bâtiment (risques hygiéniques), il est peut-être possible de placer un récupérateur de chaleur sur l’air extrait. La puissance de chauffe devient alors 2,9 kW.

Améliorer

Pour en savoir plus sur l’intérêt d’un récupérateur de chaleur.

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer l’influence de l’humidité sur la consommation d’un système de climatisation « tout air neuf »

Préalable

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.

Apports internes

1. Chaleur sensible

Les apports internes

Ils sont de deux ordres :

liés à l’activité humaine (chaleur du corps des occupants),
et à la chaleur dégagées par les équipements médicaux et de bureautique.

Les apports externes

Ils dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituant l’enveloppe de la zone considérée en période chaude.

Les déperditions

Elles dépendent de la qualité (isolation) et la mise en œuvre des matériaux constituant l’enveloppe de la zone considérée en période froide.

Bilan

Il est nécessaire de tenir compte de ces apports et déperditions afin de règler la température de soufflage qui est fonction :

du taux de renouvellement exprimé en [volume/h],
le volume de la salle en [m³],
de la capacité thermique volumique de l’air ρc = 0,34 [Wh/m³K],
de la température ambiante désirée pendant l’opération,
du bilan des apports et des pertes.

La température de soufflage est exprimée par :

T°_soufflage = T°_ambiante– Bilan / (q_vx c x volume x taux de renouvellement) [°C]

Exemple.

Soit :

un apport interne de 3 kW et des déperditions et apports externes négligeables (courant dans les salles d’opération par exemple);
une température fixée à 20°C;
un taux de renouvellement de 30 vol/h;
un volume de local de 150 m³;

On détermine la température de soufflage :

T°_soufflage = 20 – 3 000 / (0.34 x 30 x 150)

soit T°_soufflage = 18° C

2. Chaleur latente

Apport d’eau = apport par personne x nombre de personne / q_vx ρ [kWh/an]

Exemple.

Soit :

un apport d’eau de 80 g_eau /h par personne;
la salle d’opération est occupée par 10 personnes;
le débit de ventilation est de 4 500 m³/h en tout air neuf .

pour un débit de 4 500 m³/h, l’apport dans la salle est de l’ordre de :

Apport d’eau = 80 [g_eau / h] x 10 / (4 500 [m³/h] x 1.2 [kg/m³_air])

= 0,15 g_eau / kg_air

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 [g_eau /kg_air]

Soit 9 [g_eau /kg_air] 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.

Influence du contrôle de l’humidité

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 :

	Préchauffer et d’humidifier.
	Préchauffer.
	Refroidir, déshumidifier et post-chauffer.
	Refroidir et déshumidifier sans post-chauffer.
	Refroidir et humidifier.

On impose la température et l’humidité de soufflage à 18°C et 7.3 g_eau / kg_air

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 g_eau / kg_air

Énergétiquement parlant, cette solution est intéressante car elle permet de réduire l’humidification, la déshumidification et la post-chauffe. En effet :

	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
	Zone 2 : ces points-heures de l’air extérieur ne nécessite pas d’humidification
	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.
	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

Préchauffage et humidification de l’air : influence de la consigne d’humidité

1. Introduction

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

une salle de taille normale de 150 m³ (50 m² au sol);
avec un taux de renouvellement de 30 (classe ISO 7), soit un débit de 4500 m³/h;
en Belgique, le RGPT impose une évacuation des gaz anesthésiants par une aspiration murale spécifique branchée directement au respirateur patient. Ce qui veut dire, qu’en gros, l’apport d’air neuf est lié à l’activité humaine et non à la dilution des polluants anesthésiques;
une température d’ambiance de 20° C;
le bloc opératoire travaille uniquement les jours ouvrables (5 jours/sem) et de 8h00 à 18h00;
les apports internes sont de l’ordre de 3 kW (personnes, luminaires, monitoring, …);
chacune des personnes présentes en salle d’opération apporte 80 g_eau / kg_air par heure;
le COP de la machine frigorifique utilisée dans l’hôpital est de 2.5;
l’humidification s’effectue par un préparteur vapeur électrique;
le prix du kWh électrique est de 16 c€;
le prix du kWh thermique est de 6,22 c€.

Hypothèses

on considère que la salle est au milieu du bloc opératoire et qu’elle est sans fenêtre. Vu que :
- On prévoit des sas d’entrée et de sortie et des portes commandées automatiquement.
- On renforce l’isolation des parois (panneau sandwich, par exemple).
- Les locaux directement adjacents sont à la même température que la salle.

par conséquent, les déperditions à travers des parois en hiver et les apports externes en été sont négligeables.

Sans vouloir faire de jaloux, on se base sur les données climatiques de Uccle pour une année type (sans tenir compte de la canicule par exemple ou d’un froid sibérien).

Les consommations électriques des ventilateurs sont équivalentes dans les deux cas; ce qui veut dire qu’elles n’interviennent pas dans la comparaison des bilans énergétiques.

Les apports internes sont constants.

Pour des opérations bien particulières, il est nécessaire de contrôler la température et le taux d’humidité.

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 :

l’humidité est fixée à HR = 50% pour 20 °C de température ambiante; soit 7.3 g_eau / kg_air;

l’humidité peut varier dans une plage acceptable comme par exemple entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air(ce qui correspond pour une température de 20°C d’ambiance à 45-65 % d’humidité relative).

2. Cas où la consigne d’humidité est fixée à 7.3 g_eau / kg_air

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 g_eau / kg_air. 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.

Chauffage de l’air

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 :

Calculs

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 :

du débit d’air de ventilation traité q_v[m³/h],

de la capacité thermique volumique de l’air ρc = 0,34 [Wh/m³K],

de la somme des écarts entre la température extérieure et la température de l’ambiance, et cela pour toutes les heures de la saison de chauffe, ce qui est repris dans la notion de « degrés-heures » de ventilation D°H_vent.

D°H_vent= Σ heures _ventilationx (T°_ambiante– T°_extérieure)

Les besoins de chauffage sont alors exprimés par :

Besoins réchauffage air neuf =

q_vx ρc x D°H_vent / 1 000 [kWh/an]

Pour déterminer les Degrés-Heures de ventilation, sur base du climat à Uccle, on peut utiliser le programme de calcul suivant :

Calculs

Degrés-Heures de ventilation à Uccle et St-Hubert.

calcul

On détermine le nombre de Degrés-Heures de ventilation à Uccle, soit 18 765 D°H.

Besoins réchauffage air neuf = q_v x ρc x D°H_vent / 1 000

= 4 500 x 0,34 x 18 765 / 1 000

= 28 710[kWh/an]

Humidification de l’air

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 :

Calculs

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 :

de la chaleur de vaporisation de l’eau r (0,694 Wh/gramme) (= chaleur de changement d’état de l’eau pour passer de l’état liquide à l’état vapeur),

du débit d’air de ventilation traité q_v[en m³/h],

de la somme des écarts entre l’humidité extérieure et l’humidité de l’ambiance (exprimé en g_eau/kg_air), et cela pour toutes les heures de la saison de chauffe, ce qui est repris dans la notion de « Grammes-Heures » d’humidification GH_hum:

GH_hum = Σ Heures_{humidification}x (Hum_ambiante– Hum_extérieure )

La consommation nette est alors exprimée par :

Cons. nette humidification air neuf = q_vx r x GH_humx f / 1 000 [kWh/an]

où f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jour par semaine que l’installation fonctionne. Par exemple : 5 jours / 7

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 :

Calculs

Grammes-Heures d’humidification à Uccle et St-Hubert dans notre cas.

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 (g_eau / kg_air) . heure/an.

La consommation nette d’humidification d’air neuf :

= q_vx r x GH_humx masse volumique x f / 1 000

= 4 500 x 0,694 x 5 488 x (5/7) / 1 000

= 12 242 [kWh/an].

Attention !

La différence de consommation entre les deux méthodes (15 106 – 12 242) est due au fait que la méthode des grammes-heures ne prend pas en compte les points-heures de l’année climatique dont la température dépasse 20 °C (basé sur l’hypothèse qu’on coupe l’humidification en été dans la plupart des installations). Dans le cas des salles d’opération, si l’activité le nécessite, il faudra humidifier même par temps chaud et sec.

Le réglage de l’humidificateur est en principe plus bas que le taux réel d’humification dans l’ambiance. Par exemple, il est possible qu’il soit réglé sur une pulsion d’air à 40% HR et que les apports en eau des occupants portent l’air à 50%. Ou encore, que la sonde placée dans la reprise d’air demande 50%, mais que l’humidificateur s’arrête à 40% parce que les occupants apportent 10%.

L’humidification de l’air pose problème dans la maîtrise de la biocontamination. En effet, plus le taux d’humidité est important plus le risque augmente. Donc il est nécessaire de se fixer comme valeur inférieure les 40 % imposés par le RGPT ou la réglementation wallonne. Il sera nécessaire de contenter la chèvre et le chou car dans les hôpitaux le taux d’humidité relative est assez bas en permanence et les plaintes fréquentes.

3. Cas où la consigne d’humidité est « flottante » entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air

Dans ce cas, la plage des points heures climatiques étudiés

	Au-dessous de la valeur de 7.3 g_eau / kg_air , nécessite la préchauffe et l’humidification de chaque point heure;
	Comprise dans la fourchette 6.6-9.5g_eau / kg_air (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.

Chauffage de l’air

On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour chauffer l’air dans les deux zones du graphe ci-dessus.

Calculs

Chauffage de l’air pour une année type.

Le résultat du calcul donne :

Humidification de l’air

On calcule l’énergie totale annuelle nécessaire pour humidifier l’air dans la zone 1 du graphe ci-dessus.
Le résultat du calcul donne :

4. Comparaison

Le bilan énergétique de chauffe et d’humidification dans une année type donne :

Besoin	Consigne d’humidité
Besoin	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.

Refroidissement et déshumidification de l’air : influence de la consigne d’humidité

1. Introduction

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 :

L’humidité est fixée à HR = 50 % pour 20 °C de température ambiante; soit 7.3 g_eau / kg_air.

L’humidité peut varier dans une plage acceptable comme par exemple entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air(ce qui correspond pour une température de 20°C d’ambiance à 45-65 % d’humidité relative).

2. Cas où la consigne d’humidité est fixée à 7.3 g_eau / kg_air

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 g_eau / kg_air 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 g_eau / kg_air , 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

Refroidissement et déshumidification de l’air

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 :

Calculs

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 :

du débit d’air de ventilation traité q_v[m³/h];

de la capacité thermique volumique de l’air ρc = 0,34 [Wh/m³K];

de la somme des écarts entre la température extérieure et la température de l’ambiance, et cela pour toutes les heures de refroidissement, ce qui est repris dans la notion de « degrés-heures » de refroidissement D°H_refroid

D°H_refroid= Σ heures _ventilationx (T°_extérieure – T°_ambiante).

Les besoins de refroidissement sont alors exprimés par :

Besoins de refroidissement de l’air neuf =

q_vx ρc x D°H_ventx f / 1 000 [kWh/an]

où f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jour par semaine que l’installation fonctionne.

Par exemple : 5 jours /semaine en moyenne.

Pour déterminer les Degrés-Heures de refroidissement, sur base du climat à Uccle, on peut utiliser le programme de calcul suivant :

Calculs

Degrés-Heures de refroidissement à Uccle.

On détermine le nombre de Degrés-Heures de refroidissement à Uccle, soit 2013 D°H.

Besoins réchauffage air neuf

= q_v x ρc x D°H_ventx f / 1 000

= 4 500 x 0,34 x 2 013 x 5/7 / 1 000

= 2 200 [kWh/an]

Pour atteindre la valeur d’humidité HR de 50 % (comme dans la norme NF S90-351), il en résulte une consommation en fonction :

de la chaleur de condensation de l’eau r (0,694 Wh/gramme) (= chaleur de changement d’état de l’eau pour passer de l’état liquide à l’état vapeur),

du débit d’air de ventilation traité q_v[en m³/h],

de la somme des écarts entre l’humidité extérieure et l’humidité de l’ambiance (exprimé en g_eau/kg_air), et cela pour toutes les heures de la saison de chauffe, ce qui est repris dans la notion de « Grammes-Heures » d’humidification GH_hum:

GH_hum = Σ Heures_{humidification}x (Hum_ambiante– Hum_extérieure )

La consommation nette est alors exprimée par :

Cons. nette de déshumidification de l’air neuf = q_vx r x GH_humx f / 1 000 [kWh/an]

où f est un facteur de correction qui adapte la consommation au nombre de jour par semaine que l’installation fonctionne. Par exemple : 5 jours / 7

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 :

Calculs

Grammes-Heures de déshumidification à Uccle dans notre cas.

On détermine le nombre de grammes-heures d’humidification pour une consigne d’ambiance dans la zone contrôlée de 50 %, soit 1 098 (g_eau / kg_air) . heure/an.

La consommation nette d’humidification d’air neuf :

= q_vx r x GH_humx 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 g_eau / kg_air :

par l’intégration des enthalpies dans le diagramme de l’air humide; soit 13 959 [kWh/an],

ou par l’approche sur base des degrés-heures et des grammes-heures; soit 4 650 [kWh/an],

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).

Post-chauffe de l’air

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

Refroidissement et humidification

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 :

Sur le plan énergétique, c’est mauvais; on maintient la rampe d’humidification en fonction alors, qu’en général, en été elle est coupée.

Sur le plan hygiénique, c’est aussi mauvais vu que le développement des germes s’amplifie lorsque le taux d’humidité augmente.

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.

3. Cas où la consigne d’humidité est « flottante » entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air

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 g_eau / kg_air, 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

Calculs

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]

Post-chauffe de l’air

Le résultat du calcul donne :

Besoins de post-chauffe de l’air neuf

= 621 kWh/an

4. Cas où la consigne d’humidité « flotte » entre 5.8 et 10.3 g_eau / kg_air

Calculs

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]

4. Comparaison

Le bilan énergétique de refroidissement et de déshumidification dans une année type donne :

Besoin	Consigne d’humidité
Besoin	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.

Bilan du traitement en « tout air neuf » : influence de la consigne d’humidité

1. Bilan énergétique

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 :

totale de l’ordre de 33 à 40 % selon le cas;
individuelle sur la batterie froide, la batterie de post-chauffe et l’humidificateur.

(-)

Une légère augmentation de la consommation en énergie de la batterie de préchauffe quand la limite supérieure de la fourchette humidité augmente.

1. Bilan économique

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).

Évaluer

Pour évaluer les coûts liés aux différentes productions.

Batterie froide

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 €

Batterie chaude

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€

Humidificateur

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 :

3. Conclusions

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 :

une limite haute de la consigne d’humidité afin de réduire la déshumidification;
une limite basse de la consigne d’humidité pour réduire l’humidification.

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.

Posted By : 25 Sep, 2007

Comparer deux régimes de température d’eau glacée pour un ventilo-convecteur

Comparer deux régimes de température d'eau glacée pour un ventilo-convecteur

Principe du bilan

Comparons deux installations de climatisation équipées de ventilos-convecteurs.

La différence principale réside dans le choix des températures du régime d’eau glacée : si la boucle d’eau fonctionne sous plus haute température, le COP de la machine frigorifique s’en trouvera amélioré et la condensation de l’humidité de l’air sera diminuée.

Le coût d’exploitation en sera plus faible.

Bien sûr, un surdimensionnement des appareils sera nécessaire au départ, et donc un surcoût d’investissement…

Sélection des équipements

Supposons un bâtiment de 120 bureaux de 12 m² dont les exigences sont :

Puissance en froid nécessaire par bureau (puissance sensible : 1200 W)
Taux de ventilation : 30 m³/h/bureau
Niveau sonore < NR 35
Consigne ambiante : 25°C

Sélection n°1 : appareil X, taille 2 – régime 6/12°C

Investissement : 320 € pour le ventilo et 195 € pour l’habillage.

Caractéristiques de fonctionnement en vitesse moyenne :

Puissance sensible : 1,23 kW
Puissance totale : 1,63 kW

Autrement dit, suite à sa température en dessous du point de rosée de l’ambiance, l’appareil va déshumidifier l’ambiance et consommer 1,63 kW, alors que 1,23 sont utiles en sensible. Soit 32 % supplémentaires…

En tablant sur un taux d’utilisation simultanée des équipements de 80 %, on déduit une puissance totale appelée au groupe frigorifique de :

Q_frigo = 120 X 1,63 kW x 0,8 = 156 kW

Sélection n°2 : appareil X, taille 4 – régime 12/16°C

Investissement : 440 € pour le ventilo et 220 € pour l’habillage.

Caractéristiques de fonctionnement en vitesse moyenne :

Puissance sensible : 1,23 kW
Puissance totale : 1,41 kW

Autrement dit, suite à sa température en dessus du point de rosée de l’ambiance, l’appareil ne va pratiquement pas déshumidifier l’ambiance et ne consommera que 15 % supplémentaires…

En tablant sur un taux d’utilisation simultanée des équipements de 80 %, on déduit une puissance totale appelée au groupe frigorifique de :

Q_frigo = 120 X 1,41 kW x 0,8 = 135 kW

Sélection du groupe frigorifique

Dans le premier cas, on sélectionne un groupe frigo dans le catalogue d’un fournisseur :

Puissance froid : 156 kW
Puissance électrique : 52 kW
Efficacité frigorifique en régime 6°C/12°C: 156/52 = 3
Prix d’achat : 16 500 €

Dans le deuxième cas, on sélectionne une machine moins puissante :

Puissance froid : 135 kW
Puissance électrique : 45 kW
Efficacité frigorifique en régime 6°C/12°C : 135/45 = 3
Prix d’achat : 15 500 €

Comparaison des coûts d’exploitation

Gain sur la déshumidification de l’air ambiant

Hypothèse de départ : le taux de brassage de l’air dans le ventilo-convecteur est de l’ordre de 8 vol/h. Autrement dit, on estime en première approximation que la teneur en eau de l’air ambiant se stabilise à la teneur en eau de l’air saturé à la température moyenne de la batterie froide (l’entièreté de l’air du local passe tellement de fois dans le ventilo-convecteur que toute l’eau condensable contenue dans l’air sera évacuée).

Passage de l’air sur la batterie froide du ventilo-convecteur.

cas du ventilo travaillant en régime 6°C/12°C (température moyenne de batterie de 9°C (point B1)). Ambiance du local (point A1) : température ambiante de 25°C, teneur en eau de l’air : 7,1 g/kg.

cas du ventilo travaillant en régime 12°C/16°C (température moyenne de batterie de 14°C (point B2)). Ambiance du local (point A2) : température ambiante de 25°C, teneur en eau de l’air : 10 g/kg

Pour une température ambiante de 25°C, la différence d’enthalpie DH entre les points d’ambiance est de :

50,5 kJ/kg – 43,3 kJ/kg = 7,2 kJ/kg.

On estime que ce gain d’énergie de 7,2 kJ/kg est effectif durant 875 h/an (nombre d’heures en semaine de 8 à 18h, pendant lesquelles la température extérieure est supérieure à 14°C, selon le fichier météo moyen de Uccle).

Le gain énergétique par ventilo s’élève donc à :

7,2 kJ/kg x 30 m³/h x 1,2 kg/m³ = 259 kJ/h ou 72 W

72 W x 875 h/an = 63 kWh_thermiques/an

63 kWh_thermiques/an / 3 = 21 kWh_électriques/an ou 3,6 €/an (à 0,16 €/kWh)

(avec un COP de machine frigorifique de 3).

Ou pour 120 ventilo-convecteurs avec un facteur de simultanéité de 0,8 :

3,6 €/an x 120 x 0,8 = 346 €/an

Gain sur l’augmentation des performances de la production de froid

On considère que, dans des conditions standards, une machine frigorifique fonctionne à sa pleine puissance environ 1000 h/an.

En fonction de la solution choisie, la production de froid consommera donc :

	Production thermique	Consommation électrique (COP de 3)
Régime 6/12°C (156 kW)	156 kW x 1000 h/an = 156 000 kWh_th	156 000 kWh_th/an / 3 = 52 000 kWh_élec/an
Régime 11/16°C (135 kW)	135 kW x 1000 h/an = 135 000 kWh_th	135 000 kWh_th/an / 3 = 45 000 kWh_élec/an

Cependant, on estime qu’augmenter la température d’évaporation de la machine frigo de 1°C diminue sa consommation de 3%.

Ainsi, si la température moyenne de l’eau dans l’évaporateur augmente de 5°C en changeant de régime de dimensionnement des ventilateurs (on fait l’hypothèse favorable que la production de froid n’alimente que les ventilos-convecteurs), c’est-à-dire qu’elle passe de 9° à 14°C, on gagne 15% sur la consommation électrique de la machine frigo de 135 kW. Sa consommation devient donc :

85% x 45 000 kWh_élec/an = 38 250 kWh_élec/an

Si la machine frigorifique n’alimente que des ventilos-convecteurs, le gain réalisable grâce aux performances de la machine frigorifique s’estime donc à :

52 000 kWh_élec/an – 38 250 kWh_élec/an = 13 750 kWh_élec/an

ou 2200 €/an à 0,16 €/kWh.

Si la machine frigorifique alimente également des batteries de traitement d’air à un régime 6°/12°, la température moyenne de l’évaporateur diminuera (en fonction du type de raccordement hydraulique). Le gain sur le rendement de la machine frigo peut devenir quasi nul. Le gain total sera alors réduit à :

52 000 kWh_élec/an – 45 000 kWh_élec/an = 7000 kWh_élec/an

ou 1120 €/an à 0,16 €/kWh.

Remarque : ce calcul reste théorique car le COP des machines frigorifiques d’une même gamme varie et cette variation n’est pas fonction de la puissance.

Comparaison des coûts d’investissement

Pour 120 ventilo-convecteurs :

	Ventilos	Habillage	Machine frigo	Total
Régime 6/12°C	38 400 €	23 400 €	16 500 €	78 300 €
Régime 12/16°C	52 800 €	26 400 €	15 500 €	94 700 €

Différence				16 400 €

Bilan global

	Différence (- = perte, + = gain)
Coût ventilos (1)	de -14 400 à -17 400 €
Coût machine frigo	+1 000 €
Coût total	de -13 400 à -16 400 €
Gain sur la déshumidification	+346 €/an
Gain sur la production de froid (2)	de +1 120 €/an à 2 200 €/an
Gain total	de 1 466 €/an à 2 546 €/an
Temps de retour	de 5,3 ans à 11,2 ans

(1) avec ou sans habillage.
(2) si on peut ou pas faire fonctionner la machine frigo à haute température.

Le bilan final dépend fortement du surcoût des ventilo-convecteurs (achat de l’habillage ou non) et de la possibilité d’exploiter l’augmentation du régime de fonctionnement également au niveau de la production de froid. Tout dépend des autres types d’équipement également alimentés en eau glacée.

Cet exemple montre également que chaque cas est particulier et mérite une analyse approfondie.

Par ailleurs, n’oublions pas dans le bilan, l’amélioration du confort (augmentation de la température de pulsion) et la réduction des risques liés à la condensation sur les tuyauteries de la boucle d’eau glacée …

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer l’efficacité de la production frigorifique

L’efficacité de la production frigorifique

Un indice de mesure d’efficacité : le COP

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 le bâtiment 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 un climatiseur :

Évaluer l’efficacité frigorifique d’un appareil, c’est établir le rapport entre énergie frigorifique fournie et énergie électrique absorbée par le compresseur.

Quelle valeur de COP atteindre ?

On trouvera dans le tableau ci-dessous, les valeurs recommandées par le standard ARI.

Type d’équipement	COP min. recommandé (kWr/kWe)
Climatiseurs de fenêtre	2,8
Split systèmes – Jusqu’à 4 kWr – Supérieur à 4 kWr	2,8 3,0
Conditionneurs d’air monobloc À refroidissement par air – Jusqu’à 10 kWr – Supérieur à 10 kWr À refroidissement par eau	2,5 2,9 3,5
Groupes de production d’eau glacée à pistons À refroidissement par air – Jusqu’à 100 kWr – Supérieur à 100 kWr À refroidissement par eau – Jusqu’à 10 kWr – Supérieur à 10 kWr	3,0 3,0 3,7 4,0
Groupes de production d’eau glacée à vis À refroidissement par air À refroidissement par eau – Jusqu’à 800 kWr – Supérieur à 800 kWr	4,5 4,6 5,0
Groupes de production d’eau glacée centrifuges À refroidissement par air – Jusqu’à 800 kWr – Supérieur à 800 kWr A refroidissement par eau – Jusqu’à 800 kWr – Supérieur à 800 kWr	3,8 3,84,5 4,7

Conditions standard pour climatiseurs, splits et systèmes monoblocs à refroidissement par air (standard ARI 510) : conditions intérieures = 27°C, 50% HR; conditions extérieures = 35°C bulbe sec et 24°C bulbe humide.

Conditions standard pour groupes de production d’eau glacée à refroidissement par eau (standard ARI 550-92) : température départ / retour eau glacée = 6,7°C / 12,2°C ; température entrée/sortie eau de condensation = 29,4°C / 35,0°C.

Une évaluation dans les conditions nominales grâce aux catalogues

A priori, le catalogue du fabricant permet d’évaluer cette situation dans les conditions nominales.

Exemple : voici les spécifications techniques d’un climatiseur réversible présent sur le marché.

Unité intérieure			FHYB35FJ
Unité extérieure			RY35D7
Puissance frigorifique		kcal/h	3 100
		Btu/h	12 300
		kW	3,60
Puissance calorifique		kcal/h	3 500
		Btu/h	14 00
		kW	4,10
Puissance absorbée	rafraîchissement	kW	1,51
Puissance absorbée	chauffage	kW	1,33

On y repère :

– l’efficacité frigorifique, E.F. ou coefficient de performance COPfroid

puissance frigorifique / puissance absorbée = 3,6 kW / 1,5 kW = 2,4

– l’energy efficiency ratio, E.E.R

puissance frigorifique / puissance absorbée = 12,3 Btu/h / 1,5 kW = 8,2

Et si l’on souhaite utiliser l’appareil en mode chauffage :

– le coefficient de performance au condenseur, COPchaud

puissance calorifique / puissance absorbée = 4,1 kW / 1,3 kW = 3,2

Remarques.
1. Il ne faut pas confondre COPfroid et COPchaud ! Le COPchaud est le rapport entre l’énergie thermique délivrée au condenseur et l’énergie électrique demandée par le compresseur (c’est un terme qui vient de l’évaluation du rendement d’une pompe à chaleur). Alors que le COPfroid part de la chaleur captée à l’évaporateur. La confusion étant fréquente, il n’est pas inutile lorsque l’on compare le rendement des machines dans les documentations de constructeurs, de vérifier ce qui se trouve derrière l’appellation COP.

2. Il est intéressant de s’inquiéter également de l’efficacité globale de la machine frigorifique installée, c’est à dire du rapport entre le froid produit et l’ensemble de toutes les consommations électriques, y compris les ventilateurs aux échangeurs, les pompes, les tours de refroidissement,… Une machine frigorifique, avec une efficacité excellente, placée sur le toit d’un immeuble de plusieurs étages, peut voir son efficacité fortement chuter si la machine est placée en cave et que le condenseur est refroidi via un gainage d’air traversant les étages ! La consommation du ventilateur sera alors importante dans le bilan final.

Exemple.

Dans l’ouvrage « Diagnostic énergétique des installations frigorifiques industrielles » (ADEME + EDF), on propose un COP compresseur optimal de 4,8 pour un régime 13°/7°. Ce COP descend à 3,9 si on prend l’ensemble du système en compte (consommation des auxiliaires), et à 3,7 si le régime devient 11°/5° (baisse de 6 % du rendement suite à l’abaissement de 2°C à l’évaporateur).

3. L’énergie mécanique des ventilateurs et des pompes se dégrade en chaleur. Donc, non seulement le COP se dégrade par la consommation électrique des auxiliaires, mais aussi la puissance frigorifique disponible diminue.

4. À défaut de mesures spécifiques, on peut prendre une valeur de COPfroid de 4 (c’est la valeur choisie par le CSTC dans le cadre de l’élaboration de la future Réglementation flamande EPR, pour évaluer la consommation d’une machine frigorifique). À cette valeur s’ajoute une consommation globale de 8 [MJ/m².an] pour la consommation des pompes associées au système de refroidissement (soit 2,2 [kWh/m².an]). Cette valeur est réduite de moitié si une régulation de vitesse est appliquée aux pompes.

Exemple d’application

L’éclairage de 10 000 m² de bureaux entraîne aujourd’hui une puissance électrique de 125 kW (sur base de 12,5 W/m²), mais demande 31 kW complémentaires si la charge thermique de l’éclairage est reprise par une installation de conditionnement d’air, sur base d’un COPfroid de 4.

À noter que des compresseurs à vis génèrent des COP dépassant 5 ou 6, mais ce coefficient est généralement établi pour des conditions extérieures très favorables et il n’intègre pas la consommation des ventilateurs, de la tour de refroidissement, …

Comment évaluer l’efficacité énergétique d’une machine en fonctionnement ?

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 :

la température de l’air aspiré par le condenseur Ta (en °C) et la température de l’air à la sortie du condenseur Ts (le plus près de la sortie possible, pour éviter que cet air soit déjà mélangé avec de l’air ambiant),

la température de l’air aspiré par l’évaporateur et la température de l’air refoulé par l’évaporateur,

avec un anémomètre, la vitesse de l’air parcourant chacune des batteries (en m/sec),

avec un kWh-mètre, l’énergie absorbée par le compresseur uniquement Qa (en kWh), et éventuellement l’énergie absorbée par la totalité de l’installation Qt en kWh,

le temps de fonctionnement du compresseur t (en heures),

la surface frontale du condenseur S, c.-à-d. la surface aspirant l’air (en m²).

On calcule alors :

Puissance condenseur = S x v x 1,2 x (Ts – ta) [kW]

Le facteur 1,2 est la chaleur volumique de l’air (1,2 kJ/m³.K), et doit éventuellement être corrigée en fonction de la température.

Puissance absorbée = Qa / t [kW]

Puissance totale = Qt / t [kW]

La puissance évaporateur, l’EE (COPfroid) et le COPchaud se calculent alors aisément.

Finalement, on mesure au manomètre (demander 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.

Le bilan énergétique annuel

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.

Qui consomme de l’énergie ?

le compresseur Cc,
les auxiliaires permanents Cp (ventilateurs, pompes, etc.),
les auxiliaires non permanents Cnp (résistances de carter, etc.),
le dégivrage éventuel Cd (notons qu’il augmente aussi les besoins de froid en produisant de la chaleur à l’évaporateur qu’il faudra compenser par un fonctionnement supplémentaire du compresseur en cycle froid),
les pertes en réseau qui augmentent les besoins de froid, donc la durée de fonctionnement du compresseur (consommation intégrée dans cc).

La consommation globale annuelle de l’installation est :

C = cc + Cp + Cnp + Cd (kWh)

Des conditions de fonctionnement très variables

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 maximum 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.

BF – Besoin de Froid (kW)	10	9	8	7	6	5	4	3	2	1
Durée totale heures	800	1 500	2 000	1 500	1 000	700	500	300	260	200
Durée heures condensation 50°	600	1 000	1 300	700	300	200	100	–	–	–
Durée heures condensation 40°	200	400	500	600	400	300	200	80	60	50
Durée heures condensation 30°	–	100	200	200	300	200	200	220	200	150
Exemple de répartition sur l’année des besoins de froid et des temps de fonctionnement à chaque régime (en heures).

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 :

la puissance absorbée à chaque régime,
le taux de fonctionnement (pourcentage temps de marche horaire),
le nombre d’heures de fonctionnement.

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
du taux d’utilisation du compresseur (Rendement de production de froid RPF).

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,

hc, le nombre d’heures de fonctionnement du compresseur
NH, le nombre d’heures d’utilisation
BF, le besoin de froid
RPF, le rendement de production de froid
Qo, la puissance frigorifique disponible à l’évaporateur

La consommation totale annuelle du compresseur est égale à la somme de toutes les consommations partielles, aux divers régimes.

Besoin de Froid – BF (kW)	10	9	8	7	6	5	4	3	2	1

Régime : – 10°/50°	–	–	–	–	–	–	–	–	–	–
Nbre heures utilisat. NH	600	1 000	1 300	700	300	200	100	–	–	–
Puissance frigo Qo (kW)	11	11	11	11	11	11	11	–	–	–
Taux fonct. (%)	90	82	73	64	55	45	36	–	–	–
Rendement RPF (%)	100	100	100	99	99	98	98	–	–	–
Puissance absorbée (kW)	6	6	6	6	6	6	6	–	–	–
Heures fonct. hc	545	818	945	445	164	92	37	–	–	–
Consommation cc (kWh)	3 270	4 908	5 670	2 670	984	552	222	–	–	–
	–	–	–	–	–	–	–	–	–	–
Régime : – 10°/40°	–	–	–	–	–	–	–	–	–	–
Nbre heures utilisat. NH	200	400	500	600	400	300	200	80	60	50
Puissance frigo Qo (kW)	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2	13.2
Taux fonct. (%)	76	68	61	53	45	38	30	23	15	7.5
Rendement RPF (%)	100	99	99	99	98	98	97	95	91	80
Puissance absorbée (kW)	5.6	5.6	5.6	5.6	5.6	5.66	5.6	5.6	5.6	5.6
Heures fonct. hc	152	275	306	321	185	116	62	19	10	5
Consommation cc (kWh)	851	1 542	1 713	1 800	1 039	649	347	107	56	28
	–	–	–	–	–	–	–	–	–	–
Régime : – 10°/30°	–	–	–	–	–	–	–	–	–	–
Nbre heures utilisat. NH	–	100	200	200	300	200	200	220	200	150
Puissance frigo Qo (kW)	–	15.2	15.2	15.2	15.2	15.2	15.2	15.2	15.2	15.2
Taux fonct. (%)	–	59	53	46	39	33	26	20	13	6.5
Rendement RPF (%)	–	99	99	98	98	97	95	92	89	75
Puissance absorbée (kW)	–	5.3	5.3	5.3	5.3	5.3	5.3	5.3	5.3	5.3
Heures fonct. hc	–	60	106	94	121	68	55	47	30	13
Consommation cc (kWh)	–	317	563	498	640	359	294	250	157	70

Calcul de la consommation annuelle du compresseur

En 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 permanents

Comme 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 permanents

Ce 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 dégivrage

Estimer 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 annuelles

La 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.

BF – Besoin de Froid (kW)	10	9	8	7	6	5	4	3	2	1
Nbre d’heures régime : – 10°/50°C	600	1 000	1 300	700	300	200	100	–	–	–
Nbre d’heures régime : – 10°/50° C	200	400	500	600	400	300	200	80	60	50
Nbre d’heures régime : – 10°/50°C	–	100	200	200	300	200	200	220	200	150
Total heures	800	1 500	2 000	1 500	1 000	700	500	300	260	700
BF x heures (kWh)	8 000	13 500	16 000	10 500	6 000	3 500	2 000	900	520	200

Exemple de calcul simplifié de l’énergie froid annuelle

L’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.

Remarque : ce coefficient EEmoy de 1,62 correspond à une installation frigorifique (« froid négatif ») et pas une installation de climatisation puisque la température d’évaporation est de – 10°C . Généralement, une installation de climatisation aura une température d’évaporation positive, et le EEmoy sera plus élevé.

Le diagnostic d’une installation existante

Les signes de surconsommation énergétique d’une installation frigorifique :

L’augmentation des temps de fonctionnement du compresseur, dont les causes sont :
- soit le manque de fluide frigorigène,
- soit l’encrassement des échangeurs (condenseur et évaporateur),
- soit encore le mauvais état du compresseur.

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.

La diminution de la température d’évaporation, dont la cause principale est l’encrassement des échangeurs.

L’augmentation du nombre de démarrages pour les petites installations (compresseurs hermétiques des split-systems par exemple) ou du nombre de cylindres ou de compresseurs en service. Ceci est généralement dû à un encrassement du condenseur, à des fuites de réfrigérant ou à une mauvaise alimentation de réfrigérant liquide des détendeurs. Ils ne peuvent être pris en compte que si les autres paramètres restent constants, c’est-à-dire pour des conditions ambiantes identiques (même demande au point de vue température et humidité relative) et pour des conditions extérieures identiques (température de condensation, apports internes et externes).

Les tests à effectuer

Les tests à effectuer consistent :

Soit à donner des indications sur un fonctionnement anormal de l’installation (mesure du courant absorbé en fonctionnement continu et comparaison avec le courant nominal, comptage des heures de fonctionnement, mesure du débit de l’eau de la tour de refroidissement et du débit d’eau glacée,…).

Soit à vérifier l’efficacité énergétique de l’installation frigorifique, c’est-à-dire le rapport entre la puissance électrique absorbée et la puissance frigorifique fournie.

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 (parfois, c’est sur la boucle d’eau glacée que se trouve le compteur d’énergie).

L’énergie du compresseur peut alors être déduite puisque l’on sait que les relations suivantes sont toujours vérifiées :

Puissance évaporateur + puissance compresseur = puissance condenseur

Énergie évaporateur + énergie compresseur = énergie condenseur

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.

Remarque.
Une des principales consommation énergétique est liée à la mise en dérogation des fonctions automatiques de régulation. Dès lors, en entrant dans le chaufferie, un coup d’oeil vers l’armoire électrique renseignera l’auditeur : bouton vert = marche, bouton orange = dérogation, bouton rouge = arrêt.

La rentabilité énergétique des interventions de maintenance

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), :

Nettoyages réguliers (au moins annuel) des condenseurs à air et des évaporateurs directs : rentabilité de 10 à 30 %
- 10 % dans le cas d’un encrassement faible,
- 30 % si ce nettoyage n’a jamais été réalisé.

Nettoyage des échangeurs fluide frigorigène – eau (évaporateur et condenseur) : rentabilité de 15 à 25 %

L’absence d’entretien peut créer des surconsommations importantes :

dégradation de la qualité de l’eau du circuit de condensation, absence d’installation d’adoucissement et de traitement anti-algues : surconsommation de 5 à 20 %;

engorgement des filtres déshydrateurs sur le circuit de fluide frigorigène : surconsommation de 10 à 15 %;

Exemple.

Voici les résultats dune simulation informatique réalisée par Mr De Smet de l’ABF.

Soit une machine frigorifique conçue pour fonctionner 16 heures sur 24 au régime – 10°/40° avec des gaz aspirés à + 10°, et avec un sous-refroidissement liquide de 6 K.

Elle présente un manque d’entretien et une dégradation de l’isolation. Elle fonctionne à – 15° (évaporateur partiellement pris en glace), à + 50° (condenseur encrassé), avec une température d’aspiration des gaz de + 15° (isolation des conduites endommagée).

Résultats : elle devra tourner 23h/24 pour un même bilan frigorifique et consommera 39 % d’énergie en plus.

En appliquant ceci à un groupe de 7,5 CV en fonctionnement 4 000 heures par an, cela entraîne une surconsommation de 6 789 kWh/an, soit un surcoût annuel de 1086 € (à 0,16 €/kWh) De quoi faire entretenir l’installation convenablement !

L’analyse de la puissance frigorifique installée

Pas besoin d’un camion si une camionnette suffit ! Une installation surdimensionnée génère des pertes de fonctionnement supplémentaires…

Comment évaluer les puissances frigorifiques nécessaires ? Quels sont les ratios ?

On considère généralement qu’une climatisation devient nécessaire dans un local si l’ensemble des apports thermiques dépasse 50 W/m² au sol.

Pour refroidir un local (bureau, par ex), on installera une puissance frigorifique de 60 à 80 W/m² utile (hors circulations) lorsque les besoins sont limités :

Soit parce que des mesures particulières ont été prises pour limiter les apports solaires (stores extérieurs) ou les charges internes (éclairage performant, bureautique avec gestion des puissances,…).

Soit parce qu’il s’agit d’un bâtiment ancien, à forte inertie, pour lequel on souhaite simplement compenser les charges nouvelles apportées par le développement de la bureautique.

On atteindra des puissances de 80 à 120 W/m² lorsque des apports solaires non maîtrisés viennent s’ajouter aux charges internes. Un cas critique apparaît dans les locaux d’angle puisque ceux-ci cumulent les apports solaires de 2 orientations différentes de façade (au pire : un local avec des baies vitrées au Sud et à l’Ouest…).

Des valeurs dépassant 150 W/m² apparaissent lorsque des charges ponctuelles supplémentaires sont placées

salle informatique,
salle de réunion ou de formation,
…

Calculs

Pour se faire une première idée des puissances frigorifiques en jeu dans un local, et l’importance relative de chaque source de chaleur, un logiciel d’évaluation est à disposition : cliquez ici !

L’intérêt d’une récupération de chaleur au condenseur

Principe

Une machine frigorifique extrait la chaleur excédentaire du bâtiment et la rejette à l’extérieur.

Si des besoins de chauffage (de locaux, d’eau chaude sanitaire, …) sont présents simultanément dans le bâtiment, 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 créant un rideau d’air chaud à l’entrée du magasin. En été, la chaleur est déviée en toiture par un clapet.

Domaines d’application

Dans le bâtiment tertiaire, cette technique est moins évidente qu’elle n’en a l’air :

parce que des besoins de réfrigération constants toute l’année existent peu,

parce que les besoins de chauffage et de refroidissement apparaissent généralement en opposition (lorsque les besoins de froid augmentent, les besoins de chauffage diminuent…).

Seul un local informatique présente des besoins de refroidissement permanent, été comme hiver. Mais ce local est traité généralement à partir d’une machine indépendante et celle-ci pourra être refroidie directement par l’air extérieur, en by-passant la machine frigorifique (technique de free-chilling).

Enfin, si l’on imagine un transfert directement au niveau des locaux (refroidir le cœur du bâtiment et réchauffer les locaux en façades), le système DRV (Débit de Réfrigérant Variable) dispose d’une version avec récupération d’énergie apte à réaliser ce type de transfert.

Il n’empêche que si le bâtiment comprend simultanément des besoins de froid (centrale frigorifique de la cuisine collective) et des besoins de chauffage (eau chaude sanitaire des douches), 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 pré-équipés d’un échangeur en série avec le condenseur de la machine frigorifique existent sur le marché.

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Pour plus d’infos : la mise en place d’une récupération de chaleur au condenseur.

La technique du free-chilling peut-elle s’appliquer ?

Le principe de base du free-chilling est simple :

Lorsque la température extérieure descend sous les … 12°…10°…, l’eau est directement refroidie par l’air extérieur et la machine frigorifique est mise à l’arrêt.

Quelles sont les installations adaptées au free-chilling ?

L’économie d’énergie est évidente si des besoins de refroidissement existent en hiver.

L’intérêt est augmenté si les échangeurs des unités terminales travaillent à « haute » température : ce sera le cas de plafonds froids, ou de ventilos-convecteurs surdimensionnés pour travailler au régime 12°-17°,… Si l’installation demande une puissance de refroidissement faible (de l’ordre de 60 W/m²), on peut même faire travailler les plafonds froids au régime 17° – 19°C, ce qui permet un refroidissement par l’air extérieur pendant un plus long moment de l’année.

De plus, si l’installation dispose déjà d’un refroidissement à eau, une adaptation sera aisée : l’investissement est alors pratiquement nul !

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Pour plus d’infos : la mise en place d’un free-chilling.

Y a-t-il intérêt à placer un stockage de froid ?

Deux techniques sont possibles

insérer une bâche d’eau glacée dans le circuit (sorte de très grand ballon tampon),
créer un stock de glace la nuit et la faire fondre en journée afin de refroidir l’eau glacée du bâtiment.

L’intérêt d’un stockage de froid

D’emblée, soyons clairs : si la bâche d’eau glacée permet d’améliorer le rendement du compresseur (augmentation de la durée de fonctionnement des compresseurs), le stockage de froid ne génère lui aucune économie d’énergie.

Pourtant, le stockage de froid est intéressant à plus d’un titre :

Diminution de la facture électrique

Le kWh frigorifique produit la nuit et/ou en dehors des heures de pointe revient nettement moins cher.

Si la réserve de froid est utilisée au moment de la pointe ¼ horaire du bâtiment, les compresseurs peuvent être délestés, ce qui permet de réelles économies financières sur le coût de la pointe.

Mais lorsque la machine frigorifique « fait de la glace », la température à l’évaporation descend. Elle travaille avec un moins bon rendement que lors du régime normal de préparation de l’eau glacée ! Ceci est partiellement contrebalancé par le fait que la température de condensation va également pouvoir diminuer, suite aux températures plus fraîches de la nuit.

La puissance de la machine frigorifique descend à 60 % … 70 % de sa valeur nominale lorsqu’elle prépare de l’eau glacée. Par exemple, voici l’évolution pour une machine particulière : la puissance lors de la charge de nuit est donc réduite à 324 kW / 458 kW = 71 % de la valeur nominale.

Diminution de la puissance frigorifique installée

Pour les nouvelles installations, il y aura diminution de la puissance frigorifique installée, par étalement de la charge dans le temps, et donc diminution de l’investissement initial en machines frigorifiques et équipements annexes.

Pour les installations existantes, on peut augmenter la charge frigorifique sans augmentation de la puissance électrique installée (c’est intéressant pour des bâtiments en rénovation dont on souhaite augmenter l’équipement bureautique, sans devoir augmenter la puissance du transformateur).

Réduction de l’encombrement des condenseurs/tours de refroidissement en toiture

C’est un avantage lié à l’absence de placement d’une machine frigorifique supplémentaire, mais il faut prévoir la place du stockage lui-même…

Le stockage thermique est volumineux et sera donc généralement limité à une part de la consommation journalière.

Réserve stratégique de froid en cas de rupture de la machine frigorifique

possibilité d’un secours partiel (quelques heures seulement…) en cas de panne de la machine frigorifique ou d’interruption de la fourniture d’énergie électrique, seules les pompes étant alimentées par le groupe de secours. C’est une sécurité parfois recherchée pour les salles ordinateur ou télécommunication.

La rentabilité d’un stockage de glace

La rentabilité d’un stockage de glace s’établit par le rapport entre le surcoût au niveau de l’installation frigorifique et l’économie financière réalisée.

Le surcoût est estimé entre 20 et 30 % de l’installation frigorifique initiale. Cette estimation comprend :

Les bacs à glace : on peut compter 30 €/kWh de stockage pour une petite installation de 2 000 kWh, 25 €/kWh pour une installation de 5 000 kWh, 20 €/kWh pour une belle installation de 10 000 kWh.

Les équipements annexes : pompes, échangeurs,…

L’installation de régulation plus complexe pour la gestion des cycles charge-décharge.

La déduction du prix de la machine frigorifique que l’on a pu économiser.

Ce qui est difficile à chiffrer et qui constitue un frein majeur du développement du stockage de nuit, c’est le volume nécessaire dans le bâtiment pour entreposer les bacs !…

L’économie financière est essentiellement résultante de l’écrêtage de la pointe quart-horaire. L’économie réalisée sur le coût moindre du kWh de nuit par rapport au kWh de jour est proportionnellement plus faible.

Par exemple, prenons le tarif « binôme A – Éclairage » :

Le prix du kWh de jour est de 6,23 c€/kWh (HTVA) contre 4,33 c€/kWh la nuit. En passant dune production de jour vers une production de nuit, l’économie est donc de 21 %. Mais le fait de produire de la glace engendre un abaissement de la température d’évaporation, et le compresseur n’apprécie pas !

Ainsi, un compresseur qui voit la température d’évaporation passer de + 2°C à – 5°C voit son rendement baisser de 20 % environ. Si, parce qu’un échangeur intermédiaire supplémentaire est placé, la température d’évaporation passe à – 10°C, le rendement chute de 30 %… ! En y ajoutant quelques pertes inévitables par les parois des bacs, et les consommations des pompes,… tout le bénéfice est mangé !

Il n’empêche que les installations à – 5°C sont possibles et que l’on peut sélectionner des machines frigorifiques capables de valoriser la faible température nocturne (et donc la faible température de condensation).

Mais c’est sur le coût de la pointe de puissance que le gros de l’économie doit être trouvé (7,8 €/kW de pointe, chaque mois) ! Le temps de retour du projet pour une installation électrique de 500 kW et plus descend sous les 3 ans, d’après les fournisseurs.

Chaque scénario doit être étudié sérieusement. Ainsi, un bâtiment avec une prédominance de consommation électrique en été aura avantage à choisir le tarif horo-saisonnier. Dans ce cas, le délestage du groupe frigorifique durant le 4 mois d’hiver sera très rentable : 13,5 €/kW HTVA. Mais c’est également le moment où la demande de froid est la plus faible… L’équipement peut-il s’amortir sur ces mois d’hiver ?

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Pour plus d’infos : la mise en place d’un stockage de froid.

Posted By : 25 Sep, 2007

Auditer rapidement la climatisation

Caisson de traitement d’air

Repérer le problème

Projet à étudier

Rentabilité

Si l’apport d’air neuf est intégré dans le système de climatisation, parcourir les critères repris à l’audit rapide de la ventilation et tout particulièrement le ratio d’air neuf par personne effectif et la régulation de l’air neuf en fonction des besoins.

Gérer le débit d’air neuf :

– adapter le niveau d’ouverture des clapets d’air neuf.

– vérifier la fermeture de ceux-ci en dehors des heures d’occupation.

– arrêter l’air neuf en période de relance.

+ + +

Très rentable !
Diminution de 1 000 m³/h = – 1 000 litres de fuel par an pour un fonctionnement 10 h/jour et 5 j/semaine.

En mi-saison, la température de pulsion de l’air neuf hygiénique est-elle limitée à 16°C maximum ?

(Il faut éviter le chauffage de l’air neuf en centrale lorsque certains locaux sont en demande de froid).

(Ce maximum est ramené à 15°C si les bouches de pulsion sont à induction ou à jet hélicoïdal).

Abaisser la température de pulsion de l’air neuf hygiénique en mi-saison lorsque les locaux sont refroidis.

+ + +

Pulser à 16° au lieu de 21°, par exemple = …20 %… de gain sur le refroidissement.

L’installation fonctionne-t-elle à 100 % d’air neuf :

– lorsque certaines zones sont en demande de froid et que la température extérieure est inférieure à la température ambiante ?

– durant les nuits d’été pour refroidir la structure du bâtiment et diminuer la demande de refroidissement en journée (free cooling) (si le bâtiment a une certaine inertie) ?

Adapter la régulation des registres de mélange pour qu’ils s’ouvrent à 100 % côté air neuf lorsque la température extérieure est inférieure à la consigne ambiante et que certaines zones sont en demande de froid.

En été, si le bâtiment a une certaine inertie thermique, faire fonctionner l’installation en fin de nuit pour pré-refroidir le bâtiment avant l’occupation (ouverture des registres d’air neuf à 100 %).

+ + +

Très rentable !

En mi-saison et en été, le fonctionnement simultané du refroidissement de l’air en centrale, et de la post-chauffe dans certaines zones est-il évité ?

Installer un système de refroidissement local dans la zone qui demande du refroidissement lorsque les autres zones sont en demande de chaleur.

La gestion de l’humification est-elle optimale :

– la fonction d’humidification est-elle pilotée dans la reprise et non dans la pulsion d’air ?

– si oui, l’humification est-elle limitée à 40 % ?

– si le contrôle se fait dans la pulsion, l’humification est-elle limitée à 35 % ?

– la batterie froide ne peut être commandée spécifiquement pour déshumidifier l’air (pas de contrôle du point de rosée en été) ?

Améliorer l’humidification :

– Placer la sonde de contrôle de l’humidification dans la reprise.

– Adapter la consigne d’humidité au minimum.

– Supprimer la régulation de la batterie froide pour une fonction de déshumidification.

– Étudier tout particulièrement la régulation par « point de rosée ».

+ + +

Limiter le niveau d’humidification à 40 % HR au lieu de 50 % = gain de …50 %… sur le poste « humidification ».

Unités terminales

Repérer le problème

Projet à étudier

Rentabilité

Chaque zone thermique homogène a-t-elle une régulation propre (bureaux, couloirs, ateliers, réfectoire, etc…) ?

Si oui, les consignes sont-elles effectivement adaptées à chaque zone ?

L’emplacement des sondes d’ambiance est-il représentatif des besoins ?

(Pas à proximité d’une source chaude ou froide, ni trop près des fenêtres ou de la bouche de ventilation, …)

Adapter l’équipement de régulation pour que chaque zone thermique homogène (bureaux, couloirs, ateliers, réfectoire, etc.) ait une régulation propre.

Remonter la consigne de refroidissement à 25° minimum dans les locaux équipés de plafonds froids.

Déplacer les sondes d’ambiance mal situées.

+ +

Économie de l’ordre de 15 % sur le refroidissement des locaux pour une augmentation de la température de consigne de 1°C.

Les régulations des équipements de chauffage et de refroidissement d’un même local sont-elles synchronisées ?

(Aucun risque de chauffer et de refroidir en même temps ?)

(Existence d’une zone neutre de 3 degrés entre les consignes de chauffage et de refroidissement ?)

Modifier la régulation du chauffage et de refroidissement (consignes, périodes de fonctionnement,…) pour éviter le fonctionnement simultané des deux équipements dans un même local.

+ + +

Supprimer la destruction d’énergie entre chaud et froid est très rentable.

La consigne de température en été augmente-t-elle avec la température extérieure ?

Par exemple, au-delà de 23°C extérieurs, augmenter la consigne de refroidissement de 1°C pour toute augmentation de 2°C de la température extérieure.

+ +

(Dépend du type de régulateur).

Les unités terminales sont-elles arrêtées automatiquement :

– en fonction d’un horaire défini (arrêt la nuit) ?

– en fonction de la présence effective dans le local ?

Équiper l’installation d’un système de gestion horaire des unités terminales.

Équiper les locaux occupés de façon irrégulière d’un système de gestion des unités terminales par détection de présence.

Si les unités terminales sont encastrées en allège ou dans des armoires, l’air pulsé est-il canalisé de façon étanche vers la grille du meuble ?

À défaut, il y aura une recirculation d’air interne…

Équiper la grille du meuble d’habillage du ventilo-convecteur d’un raccord étanche avec celui-ci.

S’il y a recirculation d’air, on risque de travailler à température plus basse dans l’échangeur.

La puissance en froid des ventilo-convecteurs est-elle adaptée ?

(Ou pourrait-on travailler avec de l’eau froide à plus haute température ?).

(Indice d’une puissance installée excessive : la troisième vitesse du ventilo-convecteur n’est jamais utilisée).

Augmenter la température de consigne de la machine frigorifique, ou installer une vanne mélangeuse entre le départ et le retour de certains circuits afin d’augmenter la température de l’eau sur ceux-ci.

L’objectif est de diminuer la déshumidification inutile de l’ambiance.

Les occupants sont-ils sensibilisés à l’utilisation du bâtiment :

– En hiver, utilisent-ils la régulation (vannes thermostatiques ou commandes des unités terminales) plutôt que d’ouvrir les fenêtres en cas de surchauffe ?

– En été, évitent-ils d’ouvrir les fenêtres lorsque la température extérieure est supérieure à la température ambiante ?

– Évitent-ils d’encombrer les équipements ? (Grilles des ventilo-convecteurs ou radiateurs recouverts, objets encombrants devant les radiateurs,…).

Sensibiliser les occupants pour qu’ils comprennent mieux leur installation.

+ +

… à terme.

Machines frigorifiques et réseau d’eau glacée

Repérer le problème

Projet à étudier

Rentabilité

Efficacité des condenseurs à air :

L’écart entre la T°condensation et la T°air à l’entrée du condenseur est-il au maximum de l’ordre de 15 à 20 K à pleine charge (et proportionnel à charge réduite) ?

Efficacité des condenseurs à eau :

L’écart entre la T°condensation et la T°eau à la sortie du condenseur est-il au maximum de l’ordre de 6 à 10 K ?

Abaisser la température de condensation :

Dégager l’environnement des condenseurs/tours de refroidissement (alimentation aisée en air frais).
Ombrer et/ou entourer d’une surface claire (graviers blancs plutôt que roofing noir) les condenseurs à air.
Nettoyer les condenseurs à air au moins tous les ans.

+ +

Diminution de 1° de la T°cond. –> -3 % de consommation de la machine frigorifique.

En été, si le bâtiment a une certaine inertie thermique, favorise-t-on le refroidissement de nuit ?

(Possible si le bâtiment a une certaine inertie thermique).

En été, pré-refroidir le bâtiment avant l’occupation pour économiser l’énergie

Refroidissement naturel par ouverture de grilles/ fenêtres sécurisées ?
Refroidissement mécanique pour profiter du tarif de nuit.

+ … ou … ++

Suivant les équipements en place.

Si besoin de refroidissement en hiver :

– une installation de free-chilling est-elle présente (= by-pass de la machine frigorifique) pour répondre partiellement à ces besoins ? (particulièrement rentable si présence d’une tour de refroidissement).

– si ces besoins sont limités à un local ou un ensemble déterminé de locaux, sont-ils fournis par un système indépendant ? (qui permet ainsi d’arrêter le système de refroidissement principal pendant l’hiver).

Équiper la production frigorifique d’une installation de free-chilling (= by-pass de la machine frigorifique) pour répondre partiellement aux besoins d’hiver.

Si les besoins de froid d’hiver sont limités à un local ou un ensemble déterminé de locaux, refroidir ces locaux par un système indépendant (ex: utilisation des splits de secours pour arrêter le système de refroidissement principal pendant l’hiver).

Surtout rentable si présence d’eau glacée et tour de refroidissement.

+ +

Très rentable si présence de splits de secours.

La température de l’évaporateur est-elle adaptée aux besoins réels du bâtiment ?

Rem : ce cas ne s’applique pas si besoins permanents et si puissance bien dimensionnée dans une salle informatique par exemple.

Adapter la température de l’évaporateur aux besoins réels du bâtiment (par exemple, une température de départ plus élevée en hiver qu’en été).

Augmentation de 1° de la T°évap. –> -3 % de consommation.

Dans le condenseur à air ou dans la tour de refroidissement, les ventilateurs sont-ils gérés en cascade ou à vitesse variable ?

Gérer les ventilateurs du condenseur à air ou de la tour de refroidissement soit en cascade, soit avec de la vitesse variable.

Meilleur contrôle de la température de condensation.

Le circuit hydraulique est-il découpé par zones homogènes ?

(Circuits séparés en fonction de l’orientation et de l’usage des locaux : horaires d’utilisation, température de consigne, etc.).

Découper le circuit hydraulique en zones homogènes (circuits séparés en fonction de l’orientation et de l’usage des locaux : horaires d’utilisation, température de consigne, etc.).

Rentabilité élevée si vannes 2 voies gérées par GTC.

Si pas de besoins de froid en-dehors des heures d’occupation (nuit, week-end) ou en hiver :

– la circulation d’eau glacée dans les canalisations est-elle arrêtée ?

– la production d’eau glacée

Audit complet avec classement des mesures à prendre ?

L’audit d’un bâtiment existant

Pour le Responsable Énergie

Évaluer

Pour l’auditeur (xls)

Calculs

Posted By : 25 Sep, 2007

Évaluer la consommation d’un système de climatisation à eau glacée et à eau perdue

Préalable

On prend ici un comme exemple le milieu hospitalier pour effectuer cette comparaison. Plus spécifiquement, on considère un local technique de commande, de calcul et de régulation d’un scanner se trouvant dans le local adjacent. Il pourrait tout aussi bien s’agir d’un local central de laboratoire regroupant des congélateurs, d’une banque de sang au bloc opératoire, d’une banque de lait en Maternité, …Le but est de comparer les consommations et les coûts d’un système de climatisation à eau perdue par rapport à un système de puissance équivalente à eau glacée.

On prend en compte un certain nombre de données et d’hypothèses.

Données

l’apport thermique des armoires électroniques est de 3.5 kW;
les conditions de température interne sont de 23°C et externe de 35°C;
le prix du kWh électrique est de 16 c€;
le prix du m³ d’eau de ville est de 1.5 €;
le scanner fonctionne 10 heures par jour, 5 jours par semaine tout au long de l’année (soit 2600 heures par an). En considérant que l’installation frigorifique

Hypothèses

Le local technique :

est sans apport d’air neuf;
est sans occupant;
a des déperditions dans les parois constante;
a des apports internes constants (les congélateurs, les banques de sang, … fonctionnent en permanence).

Climatisation à eau perdue

La figure ci-dessous représente la configuration que l’on rencontre lorsqu’on climatise un local en eau perdue.

> Les données suivantes sont tirées d’un catalogue de fabricant.

Pour une unité dont on tire 3.5 kW froid :

le débit d’air normal est de 550 m³/h à température ambiante de 23°C et 50 % d’humidité ;
le débit d’eau perdue à 15°C en entrée et 25°C en sortie du condenseur à eau perdue est de 0.136 m³/h;
la puissance électrique absorbée du ventilateur est de 55 W;
la puissance électrique absorbée du compresseur est de 850 W;
un COP (pour une température d’ambiance de 23°C et de 15°C d’eau de ville) de l’ordre de 4.4;
un COPA évalué à 2

> Calcul de la consommation annuelle pour une puissance de 3.5 kW froid

L’énergie consommée par l’équipement [kWh]

= consommation du ventilateur + consommation du compresseur

= (Puissance du ventilateur + Puissance du compresseur) [kW] x durée de fonctionnement [heure/an] x (COPA / COP)

= (0.055 + 0.85) x 2 600 x (2 / 4.4)

= 1 069 kWh/an

> Calcul de la consommation annuelle d’eau de ville

= débit [m³/h] x nombre d’heure x (COPA/COP)

= 0.136 [m³/h] x 2 600 x (2 / 4.4)

= 160 m³/an

> Calcul du coût de consommation annuel du climatiseur à eau perdue (consommation électrique + eau perdue)

Coût annuel = 1 069 [kWh/an] x 0.16 [€/kWh] + 160 [m³/an] x 1.5 [€/m³]

= 411 €/an

Climatisation à eau glacée

La figure ci-dessous représente la configuration que l’on rencontre lorsqu’on climatise un local en eau glacée.

> Les données suivantes sont tirées d’un catalogue de fabricant

Pour une cassette plafonnière dont on tire 3.3 kW froid couplée à une unité de production de 5.7 kW (l’unité la plus petite de la gamme):

le débit d’air normal de la cassette plafonnière est de 760 m³/h;
la puissance électrique absorbée du ventilateur de la cassette est de 110 W;
la puissance électrique absorbée par le ventilateur du condenseur extérieur est de 150 W;
la puissance électrique absorbée par la pompe de circulation d’eau glacée est estimée à 20 W;
la puissance électrique absorbée du compresseur du groupe de production à charge réduite est de 1 150 W (la puissance de l’évaporateur de la machine frigorifique s’adapte à la demande de la cassette plafonnière);
un COP (pour une température extérieure de 35 °C en régime 7/12°C de l’ordre de 3;
un COPA évalué à 1.5.

> Calcul de la consommation annuelle pour une puissance de 3.5 kW froid

L’énergie consommée par l’équipement [kWh]

= consommation (ventilateur extérieure + compresseur + ventilateur de la cassette + pompe)

= (Puissance du ventilateur extérieur + Puissance du compresseur + Puissance du ventilateur de la cassette + Puissance de la pompe) [kW] x durée de fonctionnement [heure/an] x (COPA/COP)

= (0.150 + 1.15 + 0.11 + 0.02 ) [kWh] x 2 600 [heures] x (1.5 / 3)

= 1 859 kWh/an

> Calcul du coût de consommation annuel de l’installation (consommation électrique)

Coût annuel = 1 859 [kWh/an] x 0.16 [€/kWh]

= 297 €/an

Category Archives: Climatisation

Principes

Coefficient de performance instantané COP

Production frigorifique spécifique

Comparaison

R22

R404A

R507

Synthèse

Conclusion

Analyse des résultats

Généralités

Évaluation de la consommation frigorifique basée sur la puissance frigorifique installée

Évaluation liée au fonctionnement

Une évaluation toujours complexe

Pourquoi ?

Des programmes de simulations dynamiques

Une approche par poste consommateur

Réchauffage de l’air neuf

Humidification de l’air neuf en hiver

Refroidissement de l’air neuf en été

Déshumidification de l’air neuf en été

Chauffage du bâtiment

Le principe du calcul

Un calcul plus exact par la méthode des Degrés-Jours équivalents

Une simulation limitée à un local de bureaux « type »

Refroidissement du bâtiment

Consommation électrique des ventilateurs

> sur base de la puissance électrique installée des ventilateurs

> sur base du ratio Wh/m³ transporté

> sur base des caractéristiques de conception du réseau

Préalable

Apports internes, externes et les déperditions

1. Chaleur sensible

Les apports internes

Les apports externes

Les déperditions

Bilan

2. Chaleur latente

3. Profil d’occupation

Tout air neuf ou air recyclé ?

Analyse des effets du recyclage

Cas SANS recyclage de l’air intérieur : débit de 4500 m³/h d’air neuf

Cas AVEC recyclage de l’air intérieur : débit de 900 m³/h d’air neuf et débit de recyclage de 3 600 m³/h

Bilan énergétique

Cas où il n’y a pas de recyclage

Cas où il y a un recyclage

Bilan économique

Consommations électriques

Consommations thermiques

Synthèse

Conclusions

Synthèse : recyclage ou pas recyclage ?

Et l’hygiène dans tout ça ?

Quantité minimale d’air neuf à apporter

Le « tout air neuf » ne garantit-il pas une meilleure qualité hygiénique ?

Analyse de la performance du bâtiment

Limiter les apports solaires

Améliorer l’étanchéité de la façade

Limiter les apports internes

Analyse de la pertinence des consignes et de leur programmation

Température et taux d’humidité

Débits d’air neufs

Analyse du risque de destruction de l’énergie froide et chaude

Des installations thermiques dont les régulations se chevauchent

Des réseaux dont les pertes se renforcent

Une mauvaise exploitation du traitement d’air en centrale

Analyse de l’humidification

Analyse de la récupération de chaleur sur l’air extrait

Récupération de chaleur sur l’air extrait

Préalable

Apports internes

1. Chaleur sensible

Les apports internes

Les apports externes

Les déperditions

Bilan

2. Chaleur latente

Influence du contrôle de l’humidité

Préchauffage et humidification de l’air : influence de la consigne d’humidité

2. Cas où la consigne d’humidité est fixée à 7.3 g_eau / kg_air

3. Cas où la consigne d’humidité est « flottante » entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air

2. Cas où la consigne d’humidité est fixée à 7.3 g_eau / kg_air

3. Cas où la consigne d’humidité est « flottante » entre 6.6 et 9.5 g_eau / kg_air

4. Cas où la consigne d’humidité « flotte » entre 5.8 et 10.3 g_eau / kg_air