systemes refrigeration et froid

Guide technique

Systèmes de compression et de réfrigération

L e s é c o n o m i e s d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e d a n s l e s s y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n e t d e r é f r i g é r a t i o n

© 1994 Hydro-Québec

I

La mission première d'Hydro-Québec consiste à produire et à distribuer une énergie électrique fiable et économique, tout en respectant l'environnement. Pour y parvenir, Hydro-Québec entend collaborer avec les entreprises commerciales, institutionnelles et industrielles. Cette collaboration permettra aux consommateurs d'utiliser efficacement l'électricité, d'atteindre un meilleur rapport coûts-bénéfices et d'accroître leur rentabilité et leur compétitivité.

A v i s

Hydro-Québec publie ce Guide à l'intention de sa clientèle industrielle.

L'information, qu'il contient, provient de sources diverses et fiables. Nous ne prétendons pas qu'il s'agit d'un recueil exhaustif ; il existe probablement d'autres méthodes et d'autres moyens valables pour optimiser la consommation d'énergie électrique des systèmes de compression et de réfrigération.

Par ailleurs, la référence à un fabricant, à une marque de commerce, à un procédé ou à un produit n'est donnée qu'à titre d'information, et ne saurait engager la responsabilité d'Hydro-Québec ou de ses représentants.

De même, Hydro-Québec, ses représentants et ses gestionnaires ne se portent pas garants du rendement des équipements et des appareils dont il est fait mention dans ce Guide, ni des résultats obtenus à la suite d'un usage particulier.

Pour faciliter la compréhension, nous avons utilisé les unités du système américain plutôt que celles du système international. Le lecteur pourra consulter, au besoin, la table de conversion présentée en annexe.

II

La puissance installée des systèmes de compression représente une part importante de la force motrice. Les systèmes de compression regroupent, notamment, les appareils servant à la production de gaz surpressés ou comprimés, et les appareils de réfrigération.

Hydro-Québec publie ce Guide afin de promouvoir les principales mesures d'économie d'énergie électrique (MEEE) applicables aux systèmes de compression et de réfrigération.

Les objectifs principaux de ce Guide sont les suivants

• Faire connaître les domaines offrant un potentiel d'économie d'énergie électrique ;

• Indiquer les principales variables à considérer dans la recherche, le développement et l'application de MEEE ;

• Établir une liste non exhaustive de MEEE ;

• Établir des méthodes de calcul d'économie d'énergie électrique ;

• Éviter des erreurs dans les analyses préliminaires ou de faisabilité ;

• Uniformiser le vocabulaire.

Les premiers chapitres, présentent une revue générale de la théorie des systèmes de compression et de réfrigération.

Les chapitres suivants traitent des différentes mesures d'économie d'énergie électrique applicables aux systèmes de compression et de réfrigération. Ces mesures ont été regroupées comme suit

• La réduction de la charge de compression et de réfrigération ;

• L'amélioration des dispositifs de régulation ou de commande ;

• L'optimisation de l'efficacité ;

• L'entretien ;

• La récupération de la chaleur.

Les derniers chapitres, traitent de l'évaluation financière des mesures d'économie d'énergie, des méthodes et des paramètres de mesure, ainsi que des logiciels d'analyse des systèmes de compression et de réfrigération.

III

A v a n t - p r o p o s

A v i s

I n t r o d u c t i o n

T a b l e d e s m a t i è r e s

L i s t e d e s f i g u r e s

L i s t e d e s t a b l e a u x

L i s t e d e s e x e m p l e s

SECTION 1 1 . 0 S y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n , d e

v i d e e t d e r é f r i g é r a t i o n ................................. 1 1.1 Systèmes de compression ............................................................................................... 1

1.1.1 Généralités .......................................................................................................... 1 1.1.2 Types de compresseurs ..................................................................................... 1 1.1.3 Description des systèmes de compression .................................................... 5

1.2 Systèmes de vide .............................................................................................................. 6 1.2.1 Généralités .......................................................................................................... 6 1.2.2 Types de pompes à vide ................................................................................... 7 1.2.3 Description des systèmes de vide .................................................................... 7

1.3 Systèmes de réfrigération ................................................................................................ 8 1.3.1 Généralités .......................................................................................................... 8 1.3.2 Types de compresseurs de réfrigération ......................................................... 8 1.3.3 Description des systèmes de réfrigération ..................................................... 9

SECTION 2 2 . 0 R e v u e d e l a t h é o r i e d e s s y s t è m e s

d e c o m p r e s s i o n , d e v i d e e t d e r é f r i g é r a t i o n ......................................................................... 10

2.1 Nomenclature ................................................................................................................. 10 2.2 Thermodynamique des gaz............................................................................................ 11

2.2.1 Lois de la thermodynamique .......................................................................... 12 2.2.2 Équations d'état ............................................................................................... 12 2.2.3 Règles de mélange ........................................................................................... 13 2.2.4 Psychrométrie et humidité ............................................................................. 13 2.2.5 Air normalisé et calcul des débits volumétriques......................................... 15

2.3 Théorie de la compression des gaz .............................................................................. 19 2.3.1 Processus de compression ............................................................................. 19 2.3.2 Température à la fin de la compression ....................................................... 20 2.3.3 Compression multiétagée avec refroidissement ........................................... 20 2.3.4 Calculs du travail et de la puissance .............................................................. 21 2.3.5 Calcul estimatif de la puissance d'un compresseur d'air ............................ 22

2.4 Applications des formules précédentes aux compresseurs d'air et de gaz ............. 24 2.4.1 Généralités ........................................................................................................ 24 2.4.2 Applications aux compresseurs alternatifs ................................................... 24 2.4.3 Applications aux surpresseurs à lobes droits ............................................... 25 2.4.4 Applications aux compresseurs à injection de liquide ................................ 25 2.4.5 Applications aux compresseurs rotatifs ....................................................... 26

IV

2.4.6 Applications aux compresseurs dynamiques ...............................................27 2.4.6.1 Principes de fonctionnement .......................................................27 2.4.6.2 Courbes caractéristiques et courbes de système .........................27 2.4.6.3 Vitesse spécifique ............................................................................29 2.4.6.4 Lois de similitude ............................................................................29 2.4.6.5 Pompage...........................................................................................29 2.4.6.6 Limite de débit en raison du blocage sonique ............................30

2.5 Régulation du débit volumétrique des compresseurs ..............................................30 2.5.1 Généralités ........................................................................................................30 2.5.2 Compresseurs alternatifs ...............................................................................30 2.5.3 Compresseurs à vis .........................................................................................32 2.5.4 Compresseurs centrifuges ..............................................................................34 2.5.5 Sommaire des principales caractéristiques des dispositifs de régulation

des compresseurs ............................................................................................37 2.6 Traitement de l'air comprimé ......................................................................................39

2.6.1 Assèchement de l'air comprimé.....................................................................39 2.6.1.1 Généralités ......................................................................................39 2.6.1.2 Sécheurs du type chimique ...........................................................41 2.6.1.3 Sécheurs réfrigérants ......................................................................41 2.6.1.4 Sécheurs par adsorption ................................................................41

2.6.2 Filtration d'air comprimé ................................................................................45 2.7 Distribution d'air et de gaz comprimés ......................................................................47

2.7.1 Réseau de distribution d'air ou de gaz comprimé ......................................47 2.7.2 Réservoirs d'air comprimé .............................................................................48

2.8 Bilan énergétique' d'un système d'air comprimé .......................................................48 2.9 Applications aux systèmes de réfrigération ...............................................................49

2.9.1 Cycles de réfrigération par compression de vapeur ...................................49 2.9.2 Types de fluides frigorigènes .........................................................................51

2.10 Applications aux systèmes de vide ............................................................................52 2.10.1 Niveaux de vide pour les systèmes industriels .........................................52 2.10.2 Pression absolue minimale à l'aspiration d'une pompe à vide ................52 2.10.3 Pression absolue à l'aspiration d'une pompe à vide

liée aux facteurs inhérents au système ........................................................53 2.10.4 Temps requis par une pompe à vide pour abaisser la pression .............53 2.10.5 Résistance des réseaux de captation dans les systèmes de vide .............54

SECTION 3 3 . 0 C a l c u l d e s m e s u r e s

d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e ....................................................................................56

3.1 Calcul des économies d'énergie électrique..................................................................56 3.2 Considérations relatives à l'évaluation de la puissance

en fonction des économies d'énergie .........................................................................57 3.3 Sommaire des principales mesures d'économie d'énergie électrique .....................58

SECTION 4 4 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e

p a r l a r é d u c t i o n d u d é b i t e t d e l a d e m a n d e 61

4.1 Généralités ......................................................................................................................61 4.2 Estimation des frais d'énergie de gaz comprimé ......................................................61 4.3 Réduction des fuites dans un système d'air comprimé ............................................62 4.4 Optimisation des usages d'air comprimé ...................................................................67

V

4.5 Réduction de la pression des régulateurs des équipements fonctionnant

à l'air comprimé .................................................................................................. 70 4.6 Réduction des purges à un niveau nécessaire ............................................................ 77


é l e c t r i q u e p a r l a r é d u c t i o n d e l a p r e s s i o n ........................................................................................... 82

5.1 Généralités ...................................................................................................................... 82 5.2 Réduction du point de consigne de la pression de refoulement

des compresseurs ........................................................................................................... 82 5.3 Réduction des pertes de pression d'un réseau de distribution ................................ 85 5.4 Installation de réservoirs d'appoint dans un réseau de distribution ....................... 88

SECTION 6 6 . 0 m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e

é l e c t r i q u e p a r l ' a m é l i o r a t i o n d e s s y s t è m e s d e r é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s ....................................................................... 94

6.1 Généralités ...................................................................................................................... 94 6.2 Choix ou modification des dispositifs de régulation des compresseurs fonctionnant à vitesse constante ................................................................................. 94

6.2.1 Délestage d'un compresseur alternatif .......................................................... 94 6.2.2 Régulation des compresseurs volumétriques rotatifs ................................. 95 6.2.3 Régulation des compresseurs centrifuges .................................................... 99

6.3 Mesures d'économie d'énergie par la régulation et la marche séquentielle de compresseurs multiples.....................................................................105

6.3.1 Raisons de l'utilisation de plusieurs compresseurs et leur configuration dans un système ........................................................105

6.3.2 Régulation des compresseurs multiples .....................................................106 6.4 Entraînements à vitesse variable.................................................................................109

6.4.1 Généralités.......................................................................................................109 6.4.2 Variation de la vitesse d'un compresseur volumétrique ...........................109 6.4.3 Variation de la vitesse d'un compresseur dynamique ...............................110 6.4.4 limites de la variation de la vitesse d'un compresseur dynamique ..........110 6.4.5 Calcul des économies d'énergie ...................................................................110


é l e c t r i q u e p a r l ' o p t i m i s a t i o n d e s a p p a r e i l s l i é s à l a c o m p r e s s i o n ..............116

7.1 Généralités ....................................................................................................................116 7.2 Mesures d'économie d'énergie liées au rendement des compresseurs .................116 7.3 Mesures d'économie d'énergie visant le choix, le fonctionnement

ou la modification des sécheurs d'air .........................................................................119 7.3.1 Choix des sécheurs d'air ................................................................................119 7.3.2 Mesures d'économie d'énergie applicables aux sécheurs existants .........125 7.3.3 Mesures d'économie d'énergie électrique par le contrôle des cycles des sécheurs par adsorption ................................................................126

7.4 Mesures d'économie d'énergie électrique relatives au choix et au fonctionnement des accessoires et des outils pneumatiques .......................130

7.5 Déplacement de l'aspiration d'air aux compresseurs ..............................................131 7.6 Augmentation du rendement du moteur ..................................................................133

VI


é l e c t r i q u e p a r l ' e n t r e t i e n d e s s y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n ..................... 134

8.1 Entretien des compresseurs ...................................................................................... 134 8.2 Mesures d'économie d'énergie par la lubrification ................................................. 135 8.3 Mesures d'économie d'énergie par l'entretien des échangeurs de chaleur ........... 136 8.4 Entretien des filtres .................................................................................................... 136


é l e c t r i q u e a p p l i c a b l e s a u x s y s t è m e s d e v i d e ...................................................... 138

9.1 Généralités ................................................................................................................... 138 9.2 Remplacement d'une pompe à vide inefficace ........................................................ 138 9.3 Utilisation des appareils volumétriques pour la génération de vide .................... 140 9.4 Remplacement dés éjecteurs utilisant l'air comprimé pour faire le vide.............. 141 9.5 Séparation des niveaux de vide requis pour un système ....................................... 142 9.6 Réduction des fuites d'un système de vide............................................................... 145 9.7 Optimisation des, méthodes de régulation .............................................................. 145 9.8 Autres mesures d'économie d'énergie applicables aux systèmes de vide ........... 147

SECTION 10 1 0 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e

é l e c t r i q u e p a r l a r é d u c t i o n d e l a c h a r g e d e r é f r i g é r a t i o n ................. 150

10.1 Généralités ................................................................................................................. 150 10.2 Mesures d'économie d'énergie liées au choix des procédés ............................... 151

10.2.1 Répartition de la charge de réfrigération.................................................... 151 10.2.2 Réfrigération à charge partagée .................................................................. 154 10.2.3 Augmentation des températures de consigne et élimination

de réfrigérants secondaires ........................................................................... 159 10.2.4 Systèmes de réfrigération parallèles fonctionnant à des températures

de réfrigération différentes .......................................................................... 165 10.3 Autres mesures de réduction de la charge de réfrigération ................................ 166

10.3.1 Optimisation de l'éclairage ........................................................................... 166 10.3.2 Réduction des pertes thermiques ................................................................ 168 10.3.3 Optimisation du choix des évaporateurs et des condenseurs ................ 168


é l e c t r i q u e p a r l ' a m é l i o r a t i o n d e s d i s p o s i t i f s d e r é g u l a t i o n d e s s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n ... 171

11.1 Généralités ................................................................................................................. 171 11.2 Amélioration de la séquence de fonctionnement des compresseurs ................ 171 11.3 Mesures d'économie d'énergie visant le contrôle du dégivrage ......................... 173 11.4 Autres mesures d'économie d'énergie touchant les accessoires

et les dispositifs de régulation des systèmes de réfrigération ............................. 175

VII


é l e c t r i q u e p a r l ' e n t r e t i e n d e sys tèmes de r é f r igé ra t ion e t l eu r s c o m p o s a n t s .................................................................................... 176

12.1 Généralités ................................................................................................................... 176 12.2 Entretien des échangeurs de chaleur ....................................................................... 176 12.3 Entretien des compresseurs ..................................................................................... 177 12.4 Entretien des accessoires .......................................................................................... 177 12.5 Réduction de la concentration des réfrigérants secondaires ................................ 178

SECTION 13 1 3 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a

r é c u p é r a t i o n d e l a c h a l e u r ............................. 179

SECTION 14 1 4 . 0 É v a l u a t i o n f i n a n c i è r e d e s m e s u r e s

d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e ( M E E E ) .............................................................................................. 180

14.1 Immobilisations pour l'implantation de mesures d'économie d'énergie électrique..................................................................................................... 180

14.2 Calcul de la période de recouvrement de l'investissement ................................... 181

SECTION 15 1 5 . 0 M é t h o d e s d e m e s u r e s ............................................... 183 15.1 Essais de rendement des compresseurs et des pompes à vide ........................... 183 15.2 Mesure et repérage des fuites d'un réseau de distribution d'air comprimé ........ 184 15.3 Essais de rendement sur un système de réfrigération .......................................... 186 15.4 Instruments et méthodes de mesure........................................................................ 187

15.4.1 Choix de l'emplacement des plans de mesure pour un essai de rendement d'un compresseur ................................................... 187

15.4.2 Mesure du débit volumétrique .................................................................... 188 15.4.3 Mesure de la pression statique ..................................................................... 189 15.4.4 Mesure de la température ............................................................................. 189 15.4.5 Mesure de l'humidité de l'air à l'aspiration ................................................. 190 15.4.6 Mesure du point de rosée ............................................................................. 190 15.4.7 Analyse de la composition du gaz ............................................................... 190 15.4.8 Mesure de la vitesse de rotation .................................................................. 190 15.4.9 Mesure de la puissance ................................................................................. 191

SECTION 16 1 6 . 0 L o g i c i e l s .......................................................................................... 192 16.1 Généralités ................................................................................................................... 192 16.2 Logiciels d'analyse de compresseurs ........................................................................ 192 16.3 Utilisation d'un chiffrier électronique pour l'analyse

d'un réseau de distribution ....................................................................................... 192

VIII

SECTION 17 1 7 . 0 C o n c l u s i o n .............................................................................193

SECTION 18 1 8 . 0 A n n e x e s .........................................................................................194 Annexe A - Glossaire ........................................................................................................194 Annexe B - Lexique français-anglais ...............................................................................198 Annexe C - Renseignements techniques ........................................................................199

Tableaux C1- Facteur de correction applicable aux moteurs électriques à induction fonctionnant à bas régime ...........199

C2 - Rendement type d'un entraînement à fréquence variable (EFV) ......................................................................199

C3 - Pressions de saturation de l'eau en fonction de la température ...................................................................200

C4 - Valeurs approximatives de la consommation d'énergie de différents types de sécheurs d'air comprimé................201

Annexe D - Table de conversion des unités ..................................................................202 Annexe E - Bibliographie ..................................................................................................204

IX

1.1 Classification des compresseurs ............................................................................. 2 1.2 Principaux types de compresseurs volumétriques ............................................... 2 1.3 Compresseurs dynamiques ....................................................................................... 3 1.4 Plages de fonctionnement des principaux types de compresseurs .................... 4 1.5 Système d'air comprimé en usine ............................................................................ 4 1.6 Courbes de système................................................................................................... 6 1.7 Plages de la pression à l'aspiration des principales pompes à vide ..................... 7 1.8 Système de vide ......................................................................................................... 8 1.9 Système de réfrigération simple .............................................................................. 9

2.1 Processus de compression...................................................................................... 19 2.2 Compression biétagée avec refroidissement intermédiaire ............................... 20 2.3 Cycle de compression d'un compresseur alternatif

monoétagé à simple action ..................................................................................... 24 2.4 Courbe caractéristique d'un compresseur centrifuge ......................................... 27 2.5 Circuit fermé............................................................................................................. 27 2.6 Circuit ouvert avec vanne de régulation ............................................................... 28 2.7 Caractéristiques aux variables réduites d'un compresseur centrifuge............... 29 2.8 Régulation du débit volumétrique à cinq niveaux d'un compresseur

alternatif à double action ....................................................................................... 31 2.9 Effets du laminage à l'aspiration sur un compresseur volumétrique................ 32 2.10 Compresseur à vis avec régulation à l'aide d'une vanne coulissante ............... 33 2.11 Plage de fonctionnement d'un compresseur centrifuge .................................... 34 2.12 Régulation d'un compresseur centrifuge par variation de la vitesse................. 34 2.13 Régulation d'un compresseur centrifuge à l'aide d'aubes réglables

à l'aspiration ............................................................................................................. 36 2.14a Variation de la puissance à l'arbre des compresseurs alternatifs

selon leurs modes de régulation ........................................................................... 38 2.14b Variation de la puissance à l'arbre des compresseurs à vis

selon leurs modes de régulation ........................................................................... 38 2.14c Variation de la puissance à l'arbre des compresseurs centrifuges

selon leurs modes de régulation ........................................................................... 39 2.15 Circuit simplifié d'un sécheur réfrigérant ............................................................. 42 2.16a Sécheur par adsorption - Régénération avec apport de chaleur

Éléments chauffants à l'intérieur de la chambre ................................................. 42 2.16b Sécheur par adsorption - Régénération avec apport de chaleur

et air atmosphérique ................................................................................................ 43 2.16c Sécheur par adsorption - Régénération sans apport de chaleur ....................... 43 2.17 Sécheur par adsorption - Tambour rotatif et récupération de l'air

de régénération......................................................................................................... 44 2.18 Cycle théorique de réfrigération ............................................................................ 50 2.19 Cycle réel de réfrigération....................................................................................... 50 2.20 Courbe caractéristique d'une pompe à vide du type volumétrique .................. 52 2.21 Découpage de la courbe caractéristique d'une pompe à vide permettant

d'évaluer le temps requis pour créer le niveau de vide ....................................... 53

4.1 Variation du débit avant et après la réduction des fuites (Exemple 4.2) ........ 64 4.2 Montages proposés (Exemple 4.4) ....................................................................... 75 4.3 Modèles de robinets de purge automatique ......................................................... 78

5.1 Réseau de distribution avant modifications ........................................................ 87 5.2 Réseau de distribution après modifications ........................................................ 88 5.3 Réseau de distribution (Exemple 5.3) .................................................................. 89 5.4 Ajout d'un réservoir d'appoint .............................................................................. 91

X

6.1 Laminage à l'aspiration d'un compresseur à vis (Exemple 6.1) ........................97 6.2 Illustration de la charge et du délestage en mode de régulation

« tout ou rien » (Exemple 6.1) ...............................................................................97 6.3 Variation de la (puissance d'un compresseur (Exemple 6.1) ............................98 6.4a Laminage au refoulement .....................................................................................100 6.4b Laminage à l'aspiration .........................................................................................100 6.4c Aubes réglables.......................................................................................................100 6.5 Courbes caractéristiques d'un compresseur (Exemple 6.2) ............................101 6.6 Points de fonctionnement avec laminage à l'aspiration

d'un compresseur centrifuge (Exemple 6.2).......................................................103 6.7 Courbes caractéristiques d'un compresseur muni d'aubes réglables...............104 6.8 Méthode de régulation par plages de pressions multiples ...............................107 6.9 Méthode de régulation par temporisation .........................................................107 6.10 Compresseur de chlore (Exemple 6.5) ..............................................................114 6.11 Courbes de performances d'un compresseur (Exemple 6.5) ..........................115

8.1 Variation type de la différence de pression d'un filtre ......................................136

9.1 Système de vidé (Exemple 9.1) ...........................................................................139 9.2 Essai d'une pompe à vide (Pompe n° 1 de l'Exemple 9.1) .............................140 9.3 Comparaison de la puissance équivalente d'un éjecteur et d'une pompe

à vide volumétrique ...............................................................................................141 9.4 Installation courante pour le conditionnement des feutres

d'une machine à papier .........................................................................................143 9.5 Variation des paramètres de fonctionnement des feutres à différentes

perméabilités ..........................................................................................................143 9.6a Modification, vanne de régulation comprise .....................................................144 9.6b Modification où la régulation du système est réalisée

par un apport d'air atmosphérique .....................................................................144 9.7 Comparaison de la puissance à l'arbre requise en fonction

de la méthode de régulation d'une pompe à vide volumétrique .....................146 9.8 Régulation typé d'une pompe à vide centrifuge ...............................................147 9.9 Courbes caractéristiques du feutre à différentes perméabilités

et courbes ides pompes à vide ............................................................................148

10.1 Unité de pasteurisation..........................................................................................152 10.2 Répartition du fonctionnement des compresseurs (Exemple 10.1) ..............154 10.3 Procédé de petcolation avec boucle d'eau refroidie

et unité de l,réfrigération ......................................................................................155 10.4 Refroidissement à charge partagée utilisant une tour de refroidissement ....156 10.5 Distribution de la température au thermomètre mouillé

(moyenne annuelle) ...............................................................................................157 10.6 Schéma simplifié des échangeurs refroidisseurs existants ...............................160 10.7 Schéma simplifié des échangeurs après les modifications ..............................161 10.8 Centrale frigorifique biétagée ..............................................................................161 10.9 Cycle de réfrigération de la centrale frigorifique (Exemple 10.3) ..................162

12.1 Installation type d'un purgeur automatique comportant six points de purge .................................................................................................177

XI

1.1 Cycle de service.......................................................................................................... 6

3.1 Sommaire des mesures d'économie d'énergie électrique (MEEE) Compression (air, gaz et vide) .............................................................................. 59 3.2 Sommaire des mesures d'économie d'énergie électrique (MEEE) Réfrigération et eau refroidie ................................................................................ 60

4.1 Cycle de service pour l'Exemple 4.2 Avant la réduction des fuites.................................................................................. 66 4.2 Cycle de service pour l'Exemple 4.2 Après la réduction des fuites ................................................................................. 66

6.1 Consommation du compresseur de l'Exemple 6.1 ............................................ 99 6.2 Sommaire des calculs de consommation d'énergie pour le compresseur de l'Exemple 6.2 .............................................................. 105 6.3 Sommaire des calculs de consommation d'énergie pour les compresseurs de l'Exemple 6.3 ........................................................... 108 6.4 Résultats des calculs pour l'installation d'un EFV ........................................... 113 6.5 Résumé des puissances et des consommations (Exemple 6.5) ...................... 115

10.1 Valeurs des propriétés thermodynamiques du cycle de réfrigération (Exemple 10.3) .......................................................................... 162 10.2 Résultats de l'analyse du système de réfrigération (Exemple 10.3) ............... 165

XII

SECTION 2 2 . 0 R e v u e d e l a t h é o r i e d e s

s y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n , d e v i d e e t d e r é f r i g é r a t i o n ............................. 10

2.1 Calcul du débit volumétrique à l'aspiration d'un compresseur d'air à partir du débit aux conditions normalisées et calcul de la masse moléculaire de l'air humide........................................................................................... 16

2.2 Calcul du débit volumétrique à l'aspiration d'un compresseur lorsque le débit au refoulement est connu ................................................................ 17


p a r l a r é d u c t i o n d u d é b i t e t d e l a d e m a n d e .................................................................. 61

4.1 Première estimation des économies d'énergie dues à la réduction des fuites d'air comprimé ............................................................................................ 63

4.2 Réduction des fuites combinée à l'arrêt de l'un des compresseurs ......................... 64 4.3 Remplacement dés buses pour le sablage au jet de sable......................................... 69 4.4 Utilisation de régulateurs de pression ........................................................................ 71 4.5 Remplacement de robinets de purge manuelle par des robinets

de purge automatique .................................................................................................. 77

SECTION 5 5 . 0 Mesures d'économie d'énergie par la

réduction de la pression .................................................. 82 5.1 Réduction de la pression de refoulement d'un système de compression ............. 83 5.2 Réduction des pertes de pression dans un réseau existant ..................................... 86 5.3 Installation d'un réservoir d'appoint ........................................................................... 89

SECTION 6 6 . 0 Mesures d'économie d'énergie

électrique par l'amélioration des systèmes de régulation des compresseurs ..................................................................................... 94

6.1 Choix d'une méthode de régulation pour un compresseur à vis ............................ 96 6.2 Choix de la méthode de régulation d'un compresseur centrifuge ........................ 100 6.3 Modification de la méthode de régulation de plusieurs compresseurs

fonctionnant en parallèle ........................................................................................... 107 6.4 Surpresseur à lobes droits à vitesse variable ........................................................... 111 6.5 Variation de la vitesse d'un compresseur centrifuge .............................................. 112

SECTION 7 7 . 0 Mesures d'économie d'énergie

électrique par l'optimisation des appareils liés à la compression ............................ 116

7.1 Modification d'un compresseur centrifuge .............................................................. 117 7.2 Choix d'un sécheur pour une nouvelle installation................................................. 120 7.3 Ajout d'un appareil de régulation du point de rosée à un sécheur existant ........ 127 7.4 Déplacement du point d'aspiration d'un compresseur........................................... 132

XIII


é l ec t r ique pa r l ' en t re t i en des sys tèmes de compress ion .........................................134

8.1 Remplacement des cartouches filtrantes ...................................................................137


é l ec t r ique app l i cab les aux sys tèmes de v ide ....................................................................138

9.1 Remplacement d'une pompe à vide............................................................................139 9.2 Choix d'un surpresseur à lobes droits pour la génération de vide ........................141 9.3 Séparation de réseaux demandant des niveaux de vide différents .........................142 9.4 Remplacement d'une pompe à vide à anneau liquide

par un appareil centrifuge ............................................................................................148

SECTION 10 1 0 . 0 Mesures d ' économie d 'éne rg ie

é l ec t r ique pa r l a r éduc t ion de l a cha rge de r é f r igé ra t ion ................................................150

10.1 Augmentation du taux de régénération d'un échangeur utilisé dans une unité de pasteurisation du lait .................................................................151

10.2 Installation d'une tour de refroidissement afin de réduire la charge de l'unité de réfrigération pendant l'hiver...............................................154

10.3 Élimination de réfrigérants secondaires ..................................................................159 10.4 Optimisation de l'éclairage d'un entrepôt réfrigéré ................................................166

SECTION 11 1 1 . 0 Mesures d ' économie d 'én e rg ie

é l ec t r ique pa r l ' amé l io ra t ion des d i spos i t i f s de r ég u la t ion des s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n ........................................171

11.1 Amélioration de la séquence de fonctionnement de compresseurs multiples dont les rendements sont différents ......................................................172

XIV

1 . 0 S y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n , d e v i d e e t d e r é f r i g é r a t i o n

1 . 0 S y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n

1 . 1 . 1 G é n é r a l i t é s

Le rôle fondamental de tout système de compression consiste à augmenter la pression d'un gaz de la pression d'aspiration à la pression de refoulement.

La compression d'air ou de gaz de procédé trouve de nombreuses applications dans l'industrie : l'énergie motrice, le maintien et l'alimentation de réactions chimiques, la liquéfaction et la cryogénie, le transport de matériaux en vrac et de produits pulvérulents, ainsi que le traitement des eaux, entre autres.

Les conditions de pression à l'aspiration du système diffèrent d'une application à l'autre, et les rapports de pressions varient également avec l'utilisation.

Chaque système de compression comprend un certain nombre d'éléments différents selon l'application. Afin de bien comprendre et de déterminer les paramètres du fonctionnement optimal d'un système, il est nécessaire, à l'étape de l'analyse, de le représenter à l'aide d'un' diagramme plus ou moins simplifié. Le diagramme de tuyauterie et d'instrumentation (P&ID) doit inclure des renseignements sur la nature des appareils, les principaux instruments utilisés pour la régulation, les variables ou les points de consigne spécifiés en fonction du procédé, ainsi que sur le réseau de transport ou de distribution du gaz.

1 . 1 . 2 T y p e s d e c o m p r e s s e u r s

La catégorisation des appareils de compression doit tenir compte des pressions de fonctionnement et des méthodes de compression. D'abord, en ce qui a trait aux niveaux de pression, mentionnons que les appareils dont la pression maximale de refoulement est inférieure à 55,4 po d'eau (2 lb/po2 de pression effective) sont considérés comme des ventilateurs ou des soufflantes. Les appareils dont la pression de refoulement est supérieure à 55,4 po d'eau entrent donc dans le groupe des surpresseurs et des compresseurs. La distinction entre les deux est arbitraire. Toutefois, les surpresseurs pourraient être considérés comme des appareils de compression dont la pression de refoulement maximale est généralement inférieure à 400 po d'eau (14,5 lb/po2 de pression effective). Dans ce document, nous ne faisons aucune distinction entre ces deux types et nous utilisons le terme compresseur pour toutes les applications, à moins que les besoins ne le justifient autrement.

II en est de même des pompes à vide dont on peut évaluer les performances en s'appuyant sur les mêmes méthodes. D'ailleurs, plusieurs types d'appareils peuvent être employés dans des Systèmes de vide aussi bien que dans des systèmes de compression. II faudra, par contre, tenir compte des particularités de certains types d'appareils comme les compresseurs et les pompes à vide à anneau liquide, dont une partie importante de la puissance est nécessaire au pompage du liquide.

Dans ce Guide, nous classons les compresseurs en deux catégories, selon la méthode de compression du gaz. Ces deux classes sont les suivantes

• Les compresseurs volumétriques ;

• Les compresseurs dynamiques.

Les figures 1.1,1.2 et 13 illustrent les principales classes et les principaux types de compresseurs.

1

Les compresseurs volumétriques

Dans la classe des compresseurs volumétriques, on distingue

• les compresseurs alternatifs (à pistons) ;

• les compresseurs rotatifs - les compresseurs à palettes ; - les compresseurs à anneau liquide ; - les compresseurs à lobes droits ; - les compresseurs à vis (à lobes hélicoïdaux).

2

La méthode de compression commune aux compresseurs volumétriques consiste, dans la plupart des cas, à augmenter la pression du gaz par aspiration dans une chambre fermée, puis par refoulement par le déplacement d'un élément mobile. Dans le cas des compresseurs alternatifs, le volume est limité par le cylindre et par le piston qui se déplace à l'intérieur du cylindre. Dans les compresseurs rotatifs, les volumes sont limités par les chambre comprises entre les éléments rotatifs et le carter. Cependant, dans les surpresseurs à lobes droits, la pression du gaz n'augmente pas à la suite d'une réduction progressive du volume de la chambre ; dans ce cas, les éléments rotatifs ne servent qu'à déplacer le fluide de la section d'aspiration à la section de refoulement, sans diminution du volume. L'augmentation de pression est ainsi obtenue au refoulement du fluide par l'effet de la contrepression inhérente au système.

Les compresseurs dynamiques

Dans la classe des compresseurs dynamiques, on distingue

• les compresseurs centrifuges ;

• les compresseurs axiaux.

Les compresseurs dynamiques sont constitués d'éléments rotatifs qui accélèrent le gaz et convertissent la pression dynamique partiellement dans les éléments rotatifs et partiellement dans les éléments fixes (diffuseurs et volutes) situés en aval du rotor.

La figure 1.4 montre les plages de fonctionnement des principaux types de compresseurs.

3

4

1 . 1 . 3 D e s c r i p t i o n d e s s y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n

Selon l'application, chaque système de compression comprend un certain nombre d'éléments particuliers dont il faudra tenir compte au moment de l'analyse énergétique. La figure 1.5 présente le schéma simplifié d'un système de distribution d'air comprimé utilisé dans une usine. Cette application est courante dans toute l'industrie où l'air comprimé est utilisé comme source d'énergie motrice et pour le fonctionnement d'instruments.

Dans cet exemple, les principaux composants du réseau sont les suivants

- Un filtre d'aspiration et un silencieux : le premier élimine les contaminants de l'air aspiré et le second atténue le bruit ;

- Un compresseur biétagé muni d'un refroidisseur intermédiaire (intercooler) et d'ion refroidisseur d'huile : il comprime l'air à la pression désirée ;

- Un clapet de retenue : il maintient la pression du système au moment du délestage ou de l'arrêt du compresseur ;

- Un refroidisseur final (aftercooler) : il refroidit l'air refoulé par le compresseur et condense une partie importante de la vapeur d'eau que contient l'air ;

- Des soupapes de sûreté : elles protègent le compresseur et le réseau contre les pressions excessives ;

- Un réservoir principal : il atténue les pulsations causées par le compresseur, favorise la séparations de l'eau emportée et absorbe les demandes soudaines ;

- Un sécheur d'air avec ses filtres d'entrée et de sortie : il réduit la quantité de vapeur d'eau que contient l'air comprimé à un niveau dicté par les besoins du système;

- Un réseau de distribution : il comprend les conduites et les appareils de robinetterie nécessaires au transport de l'air comprimé ;

- Des robinets de sectionnement aux extrémités de chaque conduite de distribution : ils permettent d'isoler du réseau de distribution les appareils qui sont à l'arrêt ;

- Des stations de régulation de pression : elles régularisent le débit d'air comprimé afin de maintenir une pression appropriée et constante aux appareils (elles peuvent être accompagnées de filtres et de lubrificateurs) ;

- Un réservoir d'appoint : il accumule une quantité d'air comprimé pour le fonctionnement d'appareils requérant un débit important, mais de façon intermittente et soudaine.

Afin de caractériser un système, les paramètres suivants doivent être définis et quantifiés - Les débits ; - Les pressions ; - Les températures ; - La composition du gaz (exemple : l'humidité de l'air) ; - Les densités.

Ces paramètres ne varient pas qu'en fonction de la localisation du point de mesure à l'intérieur du système, mais aussi en fonction de l'instant de la mesure représentant les caractéristiques momentanées du système étudié.

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Au moment de l'analyse des caractéristiques du système, il devient donc important d'établir la variation de la charge en fonction du temps et les particularités de l'application. Le tableau 1.1 présente un exemple de variation dans la consommation d'air comprimé d'une usine, ramenée aux conditions normalisées de température, de pression et d'humidité. Cette distribution est appelée cycle de service.

il faut aussi souligner que, pour un système donné, il existe une relation entre le débit et la chute de pression dans les appareils et les tuyauteries. La figure 1.6 illustre cette relation sous la forme d'une courbe appelée courbe de système. On a représenté ici deux types de courbes

- Courbe A : Système pour lequel une pression minimale est maintenue ; la pression de refoulement au compresseur doit correspondre à la somme de cette pression minimale et de la perte de pression dans le réseau de distribution à un débit donné.

- Courbe B : Système pour lequel aucune pression minimale n'est maintenue ; la pression de refoulement correspond uniquement à la perte de pression dans le réseau.

Ces aspects seront abordés aux sections 2.4 et 2.5 de ce Guide.

1 . 2 S y s t è m e d e v i d e 1 . 2 . 1 Généra l i t é s

Les systèmes de vide sont conçus pour extraire d'un espace donné une quantité plus ou moins importante de gaz (air ou autre) afin de maintenir à l'intérieur du volume une pression effective négative. Le refoulement se fait généralement à la pression atmosphérique. Après avoir atteint la pression absolue recherchée, le système doit en assurer le maintien en retirant les gaz pouvant s'infiltrer dans l'enceinte ou le réservoir.

On utilise le principe de la pression négative dans plusieurs types d'industries • Les pâtes et papier ; • La métallurgie (production d'alliages, concentrateurs) ; • L'industrie de la chimie (distillation) ; • L'industrie de l'électronique (tubes cathodiques) ; • L'industrie manufacturière (ampoules électriques) ; • L'industrie pharmaceutique ; • L'industrie alimentaire (séchage, emballage, etc.).

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Les niveaux de vide varient en fonction de chaque application et, pour une usine donnée, plusieurs niveaux de vide sont généralement requis. De plus, dans certains cas (pâtes et papier, par exemple), l'air aspiré contient une quantité plus ou moins importante de liquide.

1 . 2 . 2 T y p e s d e p o m p e s à v i d e

À la limite, la plupart des types de compresseurs décrits précédemment sont utilisés dans les systèmes de vide. Dans les applications les plus courantes, on retrouve les appareils à lobes droits, les pompes à anneau liquide, les compresseurs alternatifs ou à vis et les appareils centrifuges. Les pompes à anneau liquide sont souvent utilisées lorsque le gaz aspiré contient une quantité importante de liquide.

Les niveaux de vide généralement atteints sont de l'ordre de 20 à 25 pouces de mercure avec des appareils à deux étages. Plusieurs types d'appareils peuvent aussi être combinés en deux ou en trois étages afin d'obtenir les niveaux de vide recherchés.

Dans plusieurs applications industrielles, les éjecteurs sont utilisés pour créer des niveaux de vide importants. De cinq à six éjecteurs peuvent être utilisés en série pour créer des vides élevés.

La figure 1.7 illustre les plages de la pression à l'aspiration que l'on peut normalement maintenir au moyen dé différents types de pompes à vide.

1 . 2 . 3 D e s c r i p t i o n d e s s y s t è m e s d e v i d e

La configuration des systèmes de vide varie d'un type d'industrie à l'autre selon les procédés et le type d'appareils de vide utilisés. La figure 1.8 nous montre un système de vide utilisé pour différentes fonctions dans une machine à papier.

Dans le cas des pompés à anneau liquide, plusieurs pompes sont souvent raccordées en parallèle à un seul réseau de vide qui maintient une pression absolue correspondant

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au minimum requis pour le procédé. Les différentes aspirations sont alors raccordées à une tuyauterie commune, et la pression absolue recherchée à un point donné est réglée par l'aspiration de l'air ambiant en aval du point de captation. Lorsque l'air aspiré contient une quantité importante de liquide et que ce type de pompe est utilisé, le mélange peut être dirigé vers l'appareil sans séparation préalable. Le refoulement des pompes est repris dans une tranchée de récupération où l'air est séparé et où le liquide peut être récupéré, traité, puis réutilisé.

Dans certains cas, lorsque des compresseurs centrifuges ou des appareils à lobes droits sont utilisés, un séparateur de liquide est installé avant l'aspiration. Lorsque plusieurs étages sont installés, on peut aussi disposer d'autant de réseaux permettant d'obtenir un niveau de vide correspondant davantage aux besoins de chaque utilisation. Dans ce cas, la pression absolue à chaque point de captation est contrôlée au moyen de robinets placés dans la conduite permettant le laminage du débit aspiré.

1 . 3 S y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n 1 . 3 . 1 Généra l i t é s

Dans les systèmes de réfrigération, on distingue les systèmes d'eau refroidie dans des tours de refroidissement et les systèmes de réfrigération par compression d'un gaz réfrigérant (ou fluide frigorigène).

Ces systèmes sont aussi très répandus dans tous les secteurs de l'industrie, principalement dans l'industrie alimentaire et l'industrie de la chimie.

1 . 3 . 2 Types de compresseurs de

r é f r igé ra t ion

Les principaux types de compresseurs utilisés en réfrigération industrielle sont les compresseurs alternatifs, à vis et centrifuges.

8

Outre les différences de certains matériaux, c'est la configuration du moteur qui distingue les compresseurs conçus pour la réfrigération :

- Hermétique (puissance généralement inférieure à 50 HP) ; - Semi-hermétique ; - Ouvert.

À noter que, dans le concept des compresseurs hermétiques et semi-hermétiques, le moteur est lui-même refroidi à l'aide du fluide frigorigène ; cela permet de tolérer des charges plus importantes par comparaison avec un moteur ouvert équivalent. Cependant, la charge thermique retirée au moteur doit être considérée dans le calcul de la charge au' condenseur.

De plus, dans les systèmes utilisant l'ammoniaque comme fluide frigorigène, seul le type ouvert peut être acceptable en raison de l'incompatibilité de l'ammoniaque avec les matériaux du moteur, notamment le cuivre.

Les compresseurs alternatifs peuvent être conçus pour regrouper deux étages de compression en un seul bâti (comme pour les compresseurs d'air). Pour ce qui est des compresseurs à vis, ils peuvent être munis d'une aspiration intermédiaire (économiseur). Dans de dernier cas, la capacité de réfrigération du système est accrue par l'utilisation d'une partie du liquide condensé qui, après une détente partielle, permet de sous-refroidir le réfrigérant. C'est cette quantité de réfrigérant, vaporisée dans le sous-refroidisseur, qui est introduite à l'étape de l'aspiration intermédiaire.

1 . 3 . 3 D e s c r i p t i o n d e s s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n

La complexité des systèmes de réfrigération varie en fonction des besoins de chaque installation. Les éléments de base d'un système simple comprennent

• un ou plusieurs compresseurs ; • un ou plusieurs condenseurs ; • un élément de détente et de régulation du débit du réfrigérant à l'évaporateur

(soupape de détente) ; • un ou plusieurs évaporateurs.

Certains accessoires de contrôle, des séparateurs d'huile, des échangeurs pour le sous-refroidissement, des refroidisseurs intermédiaires ou des pots de détente sont aussi utilisés. Les systèmes sont à un ou à deux étages de compression en fonction de l'écart entre les pressions d'évaporation et de condensation, du type de fluide frigorigène et du type de compresseur. Dans les systèmes biétagés, un seul ou parfois deux types de réfrigérants sont utilisés.

Certains systèmes utilisent des réfrigérants secondaires pour des raisons pratiques ou, plus souvent, pour des raisons de sécurité ou pour éviter la contamination de produits dans le cas d'une fuite du circuit principal. Ces réfrigérants secondaires sont normalement des saumures, des solutions aqueuses ou des composés d'hydrocarbures : les chlorures (calcium, sodium, méthylène), les glycols (éthylène, propylène), etc.

Les systèmes de réfrigération sont aussi caractérisés par certains paramètres mesurables ou pouvant être estimés : débits, températures, pressions, densités, compositions. La charge est habituellement variable, et il importe aussi, dans ce cas, d'établir le cycle de service du système afin de connaître sa consommation réelle et d'évaluer, sans trop d'erreur, les économies d'énergie possibles.

La figure 1.9 illustre un système de réfrigération simple comprenant les éléments de base.

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2 . 0 R e v u e d e l a t h é o r i e d e s s y s t è m e s d e compress ion de v i de e t de r é f r igé ra t ion

2 . 1 N o m e n c l a t u r e

Voici la liste des principaux symboles, leur sens et les unités utilisés dans ce Guide. Leur définition est souvent répétée dans le texte afin d'en faciliter la compréhension.

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2 . 2 T h e r m o d y n a m i q u e d e s g a z

Pour la compréhension des effets que peuvent avoir les différentes variables sur les performances et l'efficacité des systèmes de compression et de réfrigération, il est essentiel de bien maîtriser les notions de base de la thermodynamique, en particulier celles qui touchent les gaz.

Les paragraphes qui suivent ne sont qu'un rappel très sommaire des principales notions utiles à la revue et aux calculs des cycles de compression et de réfrigération.

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2 .2 . 1 Lo i s de l a t h e r m o d y n a m i q u e

Toute analyse énergétique d'un processus ou d'un cycle thermodynamique repose en fait sur les deux premières lois de la thermodynamique.

La première loi permet de faire le bilan thermique d'un système en énonçant que l'énergie est conservée au cours d'un processus thermodynamique. L'énergie ne peut donc être ni créée, ni détruite durant la compression, la détente ou le transport d'un fluide, bien qu'elle puisse être transformée ou déplacée.

Elle introduit, de plus, la notion d'enthalpie d'une substance à un état donné qui est, ni plus ni moins, le contenu énergétique total de cette substance à une température et à une pression données. Elle est une propriété d'état et peut donc être déterminée pour toutes les conditions du fluide pour autant que l'on connaisse, pour chaque condition, deux des trois paramètres suivants : la température, la pression, la densité (ou la masse volumique).

La deuxième loi de la thermodynamique fait appel au concept d'entropie, autre propriété d'état, et introduit la notion de rendement. Elle s'énonce de la façon suivante : la variation d'entropie d'un système et de son environnement est toujours positive et tend vers zéro lorsque le procédé tend vers la réversibilité. Puisqu'en réalité aucun processus ou aucun cycle n'est parfaitement réversible, la deuxième loi nous indique dans quel sens un processus peut être réalisé (dans le sens d'une augmentation d'entropie) et nous permet de juger de l'efficacité d'un processus ou d'un cycle. En pratique, cette efficacité sera évaluée, dans la plupart des cas, par le rapport des énergies réelle et théorique (réversibilité) correspondant au processus ou au cycle étudié.

2 .2 . 2 Équa t ions d 'é ta t

Une équation d'état permet de caractériser un fluide, c'est-à-dire de mettre en relation les propriétés suivantes : la pression, le volume massique (densité) et la température. Pour un gaz ou une vapeur, l'équation d'état la plus simple est la loi des gaz parfaits dont l'énoncé est

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Dans l'équation 2-2, Z est le facteur de compressibilité (sans dimension) qui permet de calculer des propriétés thermodynamiques du fluide réel. Ce facteur est fonction de la température et de la pression.

Dans le cas de calculs simples, faits sans l'aide de logiciels spécialisés, il existe des abaques permettant d'estimer les valeurs du facteur de compressibilité de la plupart des fluides dans les conditions usuelles. Si les données de compressibilité d'un fluide particulier ne sont pas disponibles, on peut aussi utiliser les abaques généralisées. Les abaques particulières à plusieurs fluides et les abaques généralisées sont présentées dans la plupart des manuels de thermodynamique.

Il existe aussi des équations semi-empiriques permettant d'évaluer le facteur de compressibilité d'un fluide en fonction de la température, de la pression et de la composition. Ces équations sont utile$ dans les calculs informatisés. Leur description dépasse cependant la portée de ce Guide.

Quoi qu'il en soit, il demeure essentiel de bien évaluer les propriétés thermodynamiques du gaz réel et ce, pour toute la gamme de températures et de pressions existant dans le système. L'évaluation du facteur de compressibilité peut donc être requise, notamment lorsque les gaz ou les mélanges de gaz présentent des liaisons intermoléculaires polaires et de fortes interactions. C'est le cas de l'eau, de l'ammoniaque, des hydrocarbures chlorés, des fluorocarbures et des acides, pour n'en nommer que quelques-uns. Ainsi, la plupart des fluides frigorigènes utilisés présentent une «non-idéalité » importante aux conditions usuelles d'utilisation.

Cependant, dans le cas de la compression d'air à des pressions n'excédant pas 200 lb/po2 abs., on suppose généralement que le facteur de compressibilité est égal à un.

2 . 2 . 3 R è g l e s d e m é l a n g e

Dans le cas de mélanges, les propriétés thermodynamiques sont évaluées sur une base molaire ou massique selon le choix des unités pour le calcul de chaque propriété. Dans le cas de calculs réalisés à l'aide de logiciels spécialisés utilisant des relations dérivées des équations d'état pour évaluer les propriétés thermodynamiques, celles-ci sont habituellement calculées sur une base molaire selon des règles de mélange propres à chaque type d'équation d'état. Ces règles de mélange peuvent introduire des facteurs de correction tenant compte des interactions moléculaires lorsque ceux-ci sont disponibles.

Cependant, dans le cas de calculs simples, les propriétés thermodynamiques d'un mélange seront en général estimées à partir des propriétés de chaque composant et pondérées par la fraction molaire de ce composant dans le mélange. C'est le cas des propriétés suivantes

• La masse moléculaire du mélange ;

• La température critique du mélange ;

• La pression critique du mélange ;

• Le volume critique du mélange.

2 . 2 . 4 P s y c h r o m é t r i e e t h u m i d i t é

Dans le cas particulier le la compression de l'air, la vapeur d'eau constitue l'un des composants dont il faut tenir compte. En effet, la présence de vapeur d'eau dans l'air devient un facteur dans lie calcul de toutes les propriétés thermodynamiques.

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En outre, pour le calcul du volume massique de l'air humide à l'aide de l'équation 2-2, la masse moléculaire du mélange d'air sec et de vapeur d'eau est requise. La masse moléculaire entre aussi dans le calcul de la puissance de compression. Par exemple, dans des conditions ambiantes usuelles, la différence de la masse moléculaire entre l'air sec et l'air saturé de vapeur d'eau est d'environ 1 %.

La masse moléculaire de l'air humide est donc évaluée à l'aide de la fraction molaire de chacun des deux composants:

La pression de saturation de l'eau peut être calculée à l'aide de corrélations présentées dans certains documents techniques comme les manuels publiés par 1'ASHRAE. Le tableau C3 de l'Annexe C donne des valeurs à des températures variant entre -40 °F et 150 °F.

Lorsque les conditions de la pression barométrique, de la température sèche et de la température humide de l'air aspiré au compresseur sont connues, l'humidité relative peut être obtenue à l'aide d'une abaque psychrométrique normalisée si la pression barométrique se rapproche de la pression normale. L'équation 2-4 permet alors de calculer la fraction molaire de la vapeur d'eau présente ; pour ce qui est de l'équation 2-3, elle permet le calcul de la masse moléculaire de l'air humide.

Ces valeurs peuvent par la suite servir au calcul de la puissance et au calcul des conditions d'humidité au refoulement d'un étage de compression, à l'entrée ou à la sortie d'un refroidisseur ou d'un sécheur, si les pressions et les températures sont connues ou estimées.

14

On tiendra toutefois compte du fait qu'une partie de cette vapeur d'eau peut être condensée au cours du refroidissement. La quantité d'eau ainsi extraite du mélange dépendra du point de rosée de l'air humide entrant dans l'échangeur et de la température de l'air refroidi et saturé à la sortie du refroidisseur. En général, dans le cas de la compression d'air, nous retrouvons des conditions de saturation à la sortie de chaque refroidisseur intermédiaire et du refroidisseur final. L'équation 2-4 nous indique d'ailleurs que le degré de saturation, à une pression donnée, augmente lorsque la température diminue puisque ps décroît. Ainsi, au refoulement de chaque étage de compression, l'air étant plus chaud, l'humidité relative est peu élevée ; mais dès que la température descend pour se rapprocher de là température ambiante, la saturation survient généralement très vite. Une séparation efficace est requise afin d'éliminer les gouttelettes de liquide pouvant être entraînées par l'air.

Cela s'applique à n'importe quel mélange où un ou plusieurs composants pourraient se condenser dans le fluide comprimé au cours du refroidissement. Selon le degré de précision recherché dans le calcul de la puissance, il peut être nécessaire de considérer cet aspect dans les bilans massique et thermique des appareils.

Un phénomène similaire peut aussi se produire au moment de l'injection de liquide entre les étages de compression. Le but recherché par l'injection de liquide est de refroidir le fluide compressé. Dans le cas de compresseurs dynamiques, si la quantité de liquide ainsi injecté est trop importante, la vaporisation sera incomplète, ou une condensation de produits pourra avoir lieu et entraîner des problèmes d'érosion.

2 . 2 . 5 A i r n o r m a l i s é e t c a l c u l d e s d é b i t s v o l u m é t r i q u e s

L'air normalisé, tel que défini par l'American Society of Mechanical Engineers (ASME, Power Test Code 9, 1970), le Compressed Air and Gas Institute (CGAI) et le Bureau de normalisation du Québec (BNQ) (NQ 4983-155, 92-02-17), est à une pression de 14,7 lb/po2 absolue et à une température de 68 °F ; son taux d'humidité relative se situe à 36 % et sa masse spécifique, à 0,075 lbm/pi3. Cependant, cette norme n'est pas universelle, et d'autres définitions existent, notamment en Europe.

Dans bien des cas, l'air normalisé est considéré comme étant sec et à une température et à une pression différentes de celles indiquées ci-dessus. Dans leur documentation, les fabricants de compresseurs considèrent généralement l'air sec à des conditions d'aspiration plus ou muons précisées. Il importe donc de s'assurer des conditions pour lesquelles le débit volumétrique de l'air (ou du gaz) est spécifié. Dans ce Guide, nous utiliserons les paramètres suivants pour l'air normalisé

Cependant, il faut notera que les calculs de puissance d'un compresseur doivent être réalisés aux conditions réelles (actuelles) de température et de pression à l'entrée du compresseur (en aval du filtre d'aspiration) et qu'ils doivent tenir compte de la vapeur d'eau introduite en raison de l'humidité de l'air aspiré. On considérera, alors, la perte de pression dans le filtre, qui est de l'ordre de 0,2 à 0,3 lb/po2.

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Lorsque le débit normalisé est connu, le calcul du débit volumétrique réel à l'entrée du compresseur est fait à l'aide de l'équation suivante

EXEMPLE 2.1 Calcul du débit volumétrique à l'aspiration d'un compresseur d'air à partir du débit aux conditions normalisées et calcul de la masse moléculaire de l'air humide

Convertir 3 000 pi3N/min aux conditions normalisées (68 °F, 14,7 lb/po2 abs. et 0 % HR) lorsque les conditions d'aspiration sont les suivantes

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2 . 3 T h é o r i e d e l a c o m p r e s s i o n d e s g a z

2 . 3 . 1 P r o c e s s u s d e c o m p r e s s i o n

La figure 2.1 illustre un processus de compression théorique sur un diagramme Pression - Volume. Le gaz aspiré à la pression p, est comprimé jusqu'à la pression P2 en suivant la courbe 1-2, Il s'agit d'une courbe polytropique (dS > 0 ), puisqu'il y a augmentation de la température du gaz et échange de chaleur avec l'environnement. L'équation qui lie les deux états au cours d'une compression polytropique est la suivante :

Dans les processus réels de compression, la valeur de l'exposant n est généralement différente du rapport des chaleurs spécifiques k (bien qu'elle s'en approche dans le cas d'un compresseur alternatif) ; elle ne peut être égale à 1 même dans le cas de compresseurs dits isothermiques qui, en réalité, sont des compresseurs polytropiques dont la chaleur n'est toujours que partiellement évacuée. La valeur de l'exposant q est liée au rendement polytropique de la compression, comme le démontrent les équations suivantes :

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Les fonctions de compressibilité X et Y peuvent être évaluées à l'aide d'équations d'état semi-empiriques (calcul informatisé) ou lues sur les abaques généralisées disponibles.

Pour un gaz idéal, la valeur de X tend vers zéro, alors que la valeur de Y tend vers 1.

2 . 3 . 2 Tempéra t u re à l a f in de l a compress ion

La valeur de n étant toujours supérieure à 1, la température du gaz à la fin de la compression sera donc supérieure à la température du gaz aspiré. C'est le cas des courbes 1-2 et 1-2' de la figure 2.1. Dans les cas où il n y a pas d'injection de liquide, la température à la fin de la compression peut être évaluée à l'aide de l'équation suivante

2 .3 . 3 Compress ion mul t i é tagée a v e c r e f r o i d i s se m e n t

D'une part, nous savons qu'il existe une limite au rapport des pressions obtenu pour chaque cycle de compression. Cette limite, imposée en raison de l'augmentation de la température au cours de la compression, est fonction des propriétés du gaz, des matériaux et du type de compresseur utilisé. Ainsi, dans la plupart des applications, on doit utiliser plusieurs étages de compression où le gaz est refroidi entre chaque étage afin d'obtenir le rapport des pressions désiré.

D'autre part, l'examen de la figure 2.1 indique que le travail de compression d(pV) devrait être minimal lorsque le procédé suit la courbe isotherme 1-2". La figure 2.2 explique comment l'ajout d'un refroidisseur entre deux étages permet de s'approcher du cas idéal d'une compression isothermique. La courbe 1-3' représente un processus isotherme ; pour ce qui est des courbes 1-2 et 2'-3, elles représentent la compression actuelle en deux étapes avec refroidissement intermédiaire de la température T2 à la température initiale (refroidissement « parfait »). Notons que la perte de pression au refroidisseur a été négligée pour la clarté du diagramme. L'aire 2-2'-3-3" représente le travail de compression économisé.

Ainsi, il est important de refroidir le gaz compressé entre chaque étage : d'une part, la température finale sera maintenue à une valeur que la mécanique pourra tolérer et, d'autre part, la puissance requise pour la compression sera réduite de façon significative.

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2 . 3 . 4 C a l c u l s d u t r a v a i l e t d e l a p u i s s a n c e

Le travail de compression irréversible d'un gaz d'une pression p, à une pression p2 est rigoureusement défini par l'équation suivante

Toutefois, l'équation 2-10 requiert une connaissance des enthalpies et elle ne nous renseigne pas vraiment sur le rendement polytropique du compresseur. La connaissance du rendement polytropique permet, entre autres, d'estimer les performances du compresseur lorsque des variables sont modifiées et de comparer des compresseurs entre eux. L'équation suivante est alors utilisée pour le calcul du travail théorique réversible dans un système au cours d'unie compression polytropique (pour un étage de compression):

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On calcule la puissance réelle de compression du gaz (gas power) à l'aide de l'équation suivante en tenant compte du rendement polytropique

Il est préférable d'obtenir la valeur des pertes mécaniques à partir des données du fabricant lorsque celles-ci ont été évaluées au cours d'un essai de rendement du compresseur. On peut aussi estimer ces pertes en se basant sur les résultats de cet essai. Cependant, quand aucune donnée n'est disponible, l'équation suivante permet d'estimer les pertes dans les roulements et les joints d'étanchéité (on devrait ajouter les pertes dans les engrenages, si c'est le cas).

2 . 3 . 5 C a l c u l e s t i m a t i f d e l a p u i s s a n c e d ' u n c o m p r e s s e u r d ' a i r

I1 est parfois intéressant d'estimer sommairement la puissance à l'arbre d'un compresseur d'air sans que tous les paramètres ne soient établis ou mesurés. Dans ce cas, l'équation suivante peut être utilisée

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Pour un calcul estimatif les valeurs suivantes peuvent être utilisées en fonction du type de compresseurs

Note : Les valeurs indiquées ci-dessus permettent d'estimer la puissance à l'arbre avec une précision de! ±15 %. Elles ont été établies à partir de données de fabricants pour des capacités différentes, selon le type de compresseurs :

- Compresseur alternatif : de 400 à 3 000 pi3N/min ;

- Compresseur à vis (sec) : de 450 à 900 pi3N/min ;

- Compresseur à vis (à injection d'huile) : de 200 à 2 050 pi3N/min ;

- Compresseur centrifuge : de 1 500 à 30 000 pi3N/min.

Il existe sur le marché des appareils pouvant fonctionner à des capacités qui se situent en dehors des plages indiquées.

Les hypothèses suivantes sont posées

- L'air est considéré comme étant un gaz parfait (Z = 1, X = 0 et Y = 1), ce qui est valable à des pressions pouvant atteindre 200 lb/po2 abs. ;

- Le refroidissement de l'air dans les refroidisseurs intermédiaires est « parfait », c'est-à-dire que la température à l'aspiration de chaque étage est la même ;

- Les rapports de pressions de chaque étage sont égaux, et la perte de pression dans les refroidisseurs intermédiaires est négligeable ;

- La chaleur spécifique de l'air (Cp) est égale à 0,241 BTU/lbm °F ;

- Les rendements polytropiques sont égaux à chaque étage et correspondent aux valeurs indiquées ci-dessus ;

- On assume que, dans, le cas des compresseurs à vis à injection d'huile, la puissance à l'arbre, y compris l'es effets du refroidissement par le liquide, peut être calculée à partir de l'équation, 2-15a (voir les remarques à la section 2.4.4).

Il peut parfois être nécessaire, même pour un calcul estimatif, de tenir compte de la variation du rendement polytropique ou de faire des calculs pour des rendements polytropiques différents de ceux indiqués ci-dessus (voir l'exemple 6.2). Dans ce cas, la valeur de l'exposant n pour l'air peut être estimée à l'aide de l'équation suivante

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2 . 4 A p p l i c a t i o n d e s f o r m u l e s p r é c é d e n t e s a u x c o m p r e s s e u r s d ' a i r e t d e g a z

2 . 4 . 1 G é n é r a l i t é s

Les équations de calcul des sections 2.3.1 à 2.3.4 inclusivement ont l'avantage d'être générales. Elles s'appliquent dans tous les cas de compression polytropique de gaz réels pour la plupart des compresseurs volumétriques ou dynamiques, bien que, traditionnellement, elles se rapportaient plutôt aux compresseurs dynamiques. Elles sont, d'ailleurs, conformes à l'approche analytique des normes de l'ASME et figurent dans les manuels de l'ASHRAE. Elles permettent d'évaluer les performances d'un compresseur aux points de fonctionnement réels ou prévus pour autant qu'on dispose d'un minimum d'information.

Lorsqu'un compresseur multiétagé est muni de refroidisseurs intermédiaires, on peut considérer l'appareil dans son ensemble, mais il est toujours préférable de tenir compte de chaque élément et de faire les calculs pour chaque étage. Cela permet, entre autres, de baser les calculs sur des rendements polytropiques se rapprochant de la réalité en suivant la courbe réelle de la pression au moment du calcul du travail de compression. Idéalement, les températures à l'aspiration de chaque étage devraient être connues. Même si cela n'est pas possible par mesure directe, on peut les estimer à partir de la température de l'eau ou de l'air de refroidissement. De même, lorsque des débits intermédiaires interviennent (side streams), l'analyse doit nécessairement porter sur chaque groupe.

Il faut noter, d'ailleurs, que la précision des évaluations est grandement tributaire de la précision des variables de départ. Il faut donc se fixer des objectifs de précision réalistes en fonction du but recherché. Si les calculs ne sont pas suffisamment précis, on notera un écart dans l'évaluation financière. Dans certains cas, il serait approprié de vérifier auprès du fabricant.

2 . 4 . 2 A p p l i c a t i o n a u x c o m p r e s s e u r s a l t e r n a t i f s

La figure 2.3 illustre un cycle de compression d'un compresseur alternatif monoétagé refroidi et à simple action. On note d'abord que la pression d'aspiration est légèrement inférieure à la pression de la tubulure d'admission. On note ensuite que le volume effectif est inférieur à la cylindrée en raison de l'expansion du gaz demeurant dans le cylindre avant que les soupapes d'aspiration ne s'ouvrent. Le rendement volumétrique est le rapport entre le volume effectif et la cylindrée. L'équation suivante sert à évaluer le rendement volumétrique

où : c : Espace mort (clearance) exprimé en fractions décimales de la cylindrée (généralement compris entre 0,05 et 0,10 à capacité maximale)

L : Volume exprimé en décimales, tenant compte des fuites internes, de la friction du gaz et des pertes de pression causées par les soupapes d'aspiration (valeur d'environ 0,03 à 0,06)

L'équation 2-17 démontre que le rendement volumétrique diminue à mesure que l'espace mort augmente. Cette caractéristique des compresseurs alternatifs permet de régler la charge de compression par la variation du volume de l'espace mort.

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Cette équation peut aussi être utile pour estimer le débit volumétrique d'un compresseur alternatif lorsqu'il M'est pas possible de le mesurer directement. On prendra soin de calculer correctement la cylindrée du compresseur en fonction du type (à simple ou à double action), du diamètre et de la course du piston, et de tenir compte de l'aire occupée par la tige, si c'est le cas.

Par le refroidissement du cylindre, les compresseurs alternatifs sont en général efficaces. Pour ce qui est de la courbe de pression, elle s'apparente à une compression isentropique. Les compresseurs alternatifs à double action sont d'ailleurs plus efficaces que les compresseurs à action 'simple, parce qu'ils produisent un travail de compression à chaque mouvement du piston dans les deux directions. Les équations de calcul précédentes s'appliquent dans l'hypothèse où la pression de refoulement demeure constante (p3 = p2), ce qui est très près de la réalité.

2 . 4 . 3 A p p l i c a t i o n s a u x s u r p r e s s e u r s à l o b e s d r o i t s

Ce genre d'appareil est fort répandu dans le secteur industriel. Comme il est mentionné à la section 1.1.2, les surpresseurs à lobes droits diffèrent des autres compresseurs volumétriques : en effet, la pression du fluide n'augmente que par son refoulement dans le système. Le processus n'est donc pas assimilable à une compression polytropique, et le calcul de la puissance est différent. Dans ce cas, l'équation suivante est plus appropriée

Dans ce cas-ci, tout le volume de fluide qui recircule en raison des fuites internes est pris en compte dans le (calcul ; en effet, le fluide est porté à la pression de refoulement avant qu'il ne retourne !à la section d'aspiration. Dans ce type d'appareil, les fuites internes sont d'ailleurs' généralement importantes et elles augmentent avec le rapport des pressions.

2 . 4 . 4 A p p l i c a t i o n s a u x c o m p r e s s e u r s à i n j e c t i o n d e l i q u i d e

L'injection de liquide a pour fonction principale de réduire la température du fluide au refoulement. S'il n'y a pas de vaporisation du liquide injecté, comme c'est le cas dans les compresseurs volumétriques rotatifs, l'injection permet, en plus, d'augmenter le rendement volumétrique en diminuant le débit de fuite interne.

Dans le cas des compresseurs à vis, l'injection (habituellement de l'huile) se produit à un endroit intermédiaire le long des lobes et en quantité suffisante pour maintenir une température inférieure à 200 °F au refoulement.

La puissance à l'arbre sera donc égale à la somme de la puissance de compression du gaz et de la puissance correspondant au taux de transfert thermique.

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Notons que l'avantage de l'injection de liquide sera d'abord de diminuer la température de refoulement du gaz, en vue d'obtenir, pour un seul étage de compression, des rapports de pressions élevés (par exemple, 20 pour de l'air). Dans le cas des compresseurs à vis, on note aussi une augmentation du rendement énergétique ; la puissance requise à l'arbre diminue sensiblement, bien qu'une partie de la puissance soit requise pour le « pompage » du liquide.

Les pompes à vide et les compresseurs à anneau liquide représentent des cas particuliers ; en effet, le débit injecté est relativement important et contribue, en grande partie, à la puissance requise. Dans ce cas, le gaz est comprimé au cours de la diminution du volume de chaque chambre entre les pièces mécaniques et la surface du liquide. Il convient de consulter les fabricants pour obtenir les performances et les courbes caractéristiques applicables à ce genre d'appareils.

Enfin, s'il y a vaporisation du liquide réfrigérant, comme c'est parfois le cas de l'injection dans les compresseurs centrifuges, on modifiera l'équation 2-19 en remplaçant le deuxième terme par la mesure de la différence d'enthalpie, y compris l'enthalpie de vaporisation

2 . 4 . 5 A p p l i c a t i o n a u x c o m p r e s s e u r s r o t a t i f s

À l'exception des surpresseurs à lobes droits, les compresseurs volumétriques rotatifs fonctionnent selon le même principe que les compresseurs alternatifs : le gaz est comprimé par le jeu de rotors à l'intérieur du carter. Les équations de travail et de puissance de la section 2.3 s'appliquent dans le cas des compresseurs rotatifs ; on doit tenir compte, toutefois, des points particuliers mentionnés à la section 2.4.4 lorsqu'il y a injection de liquide.

Cependant, les compresseurs volumétriques rotatifs ne possèdent pas d'espace mort pouvant influer sur le rendement volumétrique. Le rendement ne dépend donc que du volume de pertes (slip volume) résultant du débit de gaz refoulé par les jeux entre les pièces mécaniques.

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2 . 4 . 6 A p p l i c a t i o n s a u x c o m p r e s s e u r s d y n a m i q u e s

2 . 4 . 6 . 1 P r i n c i p e s d e f o n c t i o n n e m e n t

Les compresseurs dynamiques permettent une augmentation de la pression en accélérant le gaz par l'action d'un rotor. La pression statique augmente partiellement dans le rotor et partiellement dans les diffuseurs lorsque la pression dynamique est transformée en pression statique. Contrairement aux compresseurs volumétriques fonctionnant essentiellement à débit volumétrique constant, les compresseurs dynamiques répondent à une variation de la charge par une variation du débit volumétrique (à vitesse constante). Ils sont donc sensibles à toute variation de la masse moléculaire, de la température et de la pression, ou de la résistance du système. Us ont en quelque sorte une capacité d'autorégulation.

2 . 4 . 6 . 2 C o u r b e s c a r a c t é r i s t i q u e s e t c o u r b e s d e s y s t è m e

La figure 2.4 montre la courbe caractéristique d'un compresseur centrifuge à une vitesse de rotation donnée. L'intersection de la courbe caractéristique et de la courbe de système permet d'établir le point de fonctionnement du compresseur.

La courbe A de la figure 2.4 correspond à un système dont la résistance ne résulte que du débit de gaz circulant dans la tuyauterie et les appareils. Ce genre de courbe est caractéristique d'un système en boucle fermée dans laquelle le gaz recircule tel qu'il est illustré à la figure 2.5.

La courbe B représenté la résistance d'un système dans lequel une pression est maintenue d'une façon) quelconque. La figure 2.6 illustre un tel système muni d'une vanne de régulation qui maintient une pression minimale à laquelle s'ajoute la résistance du système en fonction du débit.

La courbe caractéristique d'un compresseur dynamique représente les performances de ce compresseur calculées ou mesurées à une vitesse fixe, en utilisant un gaz donné, à une température et à',une pression d'aspiration constantes.

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Les facteurs suivants peuvent modifier la courbe du compresseur

• La composition du gaz et sa masse moléculaire ;

• La pression et la température à l'aspiration ;

• Les jeux internes ;

• L'encrassage (fouling) ;

• La vitesse de rotation.

Circuit ouvert avec vanne de régulation

De plus, si la résistance du système varie, le point de fonctionnement se déplacera sur la courbe réelle du compresseur. Cette caractéristique s'applique aux compresseurs dynamiques et non aux compresseurs volumétriques dont la capacité est peu sensible aux variations de résistance du système.

S'il est relativement facile de prévoir les performances d'un compresseur volumétrique fonctionnant selon des paramètres autres que ceux spécifiés ou mesurés, le cas des compresseurs dynamiques mérite certaines précisions. Puisque le rendement et le travail de compression polytropique varient en fonction de plusieurs variables, il faut, dans certains cas, ramener les performances selon une base commune en vue d'établir une comparaison fiable.

Certains paramètres sans dimension (variables réduites) permettent de caractériser les performances d'un impulseur ou d'une série d'impulseurs selon le débit volumétrique aspiré.

43 28

Ainsi, lorsque certains points de fonctionnement sont connus, il est possible de corréler les performances du compresseur selon ces deux paramètres. Cela permet d'estimer les performances du même compresseur à de nouvelles conditions, y compris la variation de la vitesse de rotation. En général, le rendement polytropique et le coefficient de travail sont tracés en fonction du coefficient de débit volumétrique, comme le montre la figure 2.7.

2 . 4 . 6 . 3 V i t e s s e s p é c i f i q u e

La vitesse spécifique est un paramètre sans dimension, défini de la façon suivante

Lorsque la valeur de la vitesse spécifique est fournie par le fabricant, elle correspond habituellement au point de fonctionnement du compresseur qui présente le meilleur rendement.

2 . 4 . 6 . 4 L o i s d e s i m i l i t u d e

Les relations de similitude s'énoncent à l'aide des équations suivantes

Dans le cas de la compression, ces équations ne sont applicables que pour des variations de vitesse limitées (entre 90 et 110 % de la vitesse au point de fonctionnement considéré) et supposent un état dynamique constant (vitesse spécifique constante). Leur utilisation est donc marginale dans l'évaluation de nouvelles conditions de fonctionnement. Elles indiquent, du moins qualitativement, comment les variations influent sur les différents paramètres.

2 . 4 . 6 . 5 P o m p a g e

Si l'on observe bien, la courbe caractéristique d'un compresseur dynamique montre que la pression de refoulement atteint un maximum pour un débit volumétrique non nul. Ce point correspond à la limite de pompage (surge) en deçà duquel le fonctionnement devient instable et engendre des pulsations et des inversions de débit extrêmement rapides. Cette limite doit nécessairement être considérée dans l'évaluation d'une opération à un point de fonctionnement autre que celui prévu par le fabricant. Puisque, dans la plupart des cas, la pente de la courbe caractéristique diminue fortement à l'approche de cette limite, on peut avoir besoin d'une marge importante pour prévoir toute fluctuation qui pourrait faire fonctionner le compresseur dans cette zone.

Tout système de régulation devrait permettre de contrôler ce phénomène par anticipation de la limite de pompage et le maintien du point de fonctionnement au-delà de la marge de sécurité.

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2 . 4 . 6 . 6 L i m i t e d e d é b i t e n r a i s o n d u b l o c a g e s o n i q u e

Un autre phénomène doit être pris en compte dans le fonctionnement d'un compresseur dynamique. Toute ouverture par laquelle le gaz circule peut être assimilée à un orifice équivalent. Lorsque la vitesse du gaz avoisine la vitesse sonique, le rapport des pressions chute plus ou moins rapidement. Ce phénomène, appelé blocage sonique (stonewalling), détermine un débit limite d'étouffement. Le fonctionnement dans cette zone est habituellement évité, sauf dans les cas où cette caractéristique est volontairement utilisée pour obtenir un débit précis.

Combiné à la limite de pompage, le blocage sonique détermine donc une plage à l'intérieur de laquelle il doit être possible de définir les points de fonctionnement répondant aux différentes conditions du procédé (voir la section 2.5 et la figure 2-11).

2 . 5 R é g u l a t i o n d u d é b i t v o l u m é t r i q u e d e s c o m p r e s s e u r s

2 . 5 . 1 G é n é r a l i t é s

La régulation de tout compresseur consiste à faire varier le débit volumétrique aux conditions d'aspiration en fonction de la demande du système. II existe plusieurs modes de réglage répondant aux caractéristiques de chaque type de compresseur. En général, ils agissent sur une ou plusieurs des fonctions suivantes :

• La marche et l'arrêt du compresseur ;

• Le délestage partiel ou total du compresseur ;

• La recirculation ou l'évacuation du débit ;

• La variation de la vitesse du compresseur ;

• Le laminage à l'aspiration ou au refoulement.

Le réglage du débit peut être associé à une ou à plusieurs variables selon les exigences du système. Dans les systèmes d'air comprimé, la régulation assure le maintien de la pression du système à l'intérieur d'une plage donnée. Des fonctions de protection, qui assurent l'intégrité de l'équipement et la sécurité de fonctionnement, s'y ajoutent. Lorsqu'un système comprend plusieurs compresseurs, la commande doit considérer le fonctionnement de l'ensemble en fonction des variables de contrôle et de la fonction de chaque appareil à l'intérieur du système.

Dans les paragraphes qui suivent, nous traiterons des méthodes de régulation les plus souvent utilisées. Il existe d'autres méthodes ou des combinaisons de plusieurs de ces méthodes.

2 . 5 . 2 C o m p r e s s e u r s a l t e r n a t i f s

La régulation du débit d'un compresseur alternatif peut être réalisée à vitesse constante ou à vitesse variable. À vitesse constante, le délestage s'effectue par le maintien des soupapes d'aspiration en position ouverte ou par la variation de l'espace mort. La puissance à charge réduite varie selon le type de régulation utilisée (voir la figure 2.14a).

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Dans le premier cas, le gaz est refoulé dans la tubulure d'aspiration sans augmentation de la pression. Dans le deuxième cas, la variation de l'espace mort agit sur le rendement volumétrique en réduisant le débit au fur et à mesure que le volume effectif diminue (voir la section 2.4.2). La figure 2.8 illustre un tel système où quatre chambres de délestage, utilisées successivement pour obtenir des charges réduites de 75, de 50, de 25 et de 0 %, font varier l'espace mort.

Ces deux méthodes permettent des variations discrètes de la capacité, chaque étape étant fonction du nombre de cylindres et de la configuration des chambres de délestage. La puissance requise pour le fonctionnement à charge partielle est pratiquement proportionnelle au débit effectif (abstraction faite des pertes par frottement).

La variation continue dé la vitesse permet un réglage exact de la capacité de l'appareil en fonction de la demande. Le débit effectif peut être réglé entre 15 et 100 % de la capacité nominale, et 1a puissance requise varie proportionnellement à la charge. À noter que la limite inférieure peut varier selon le compresseur, son mode de lubrification et son type d'entraînement.

Il existe d'autres méthodes de régulation des compresseurs, mais elles n'offrent pas un rendement énergétiques, équivalent. Parmi ces méthodes, mentionnons la recirculation du gaz compressé à la 'tubulure d'aspiration, l'évacuation dans l'atmosphère et le laminage à l'aspiration.

Note concernant le laminage à l'aspiration pour les compresseurs volumétriques

Dans le cas des compresseurs volumétriques, le laminage à l'aspiration (figure 2.9) permet d'obtenir une variation du débit volumétrique normalisé (ou du débit massique) par une réduction de 1a pression absolue à l'aspiration du compresseur. Le débit

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volumétrique actuel demeure constant ; cependant, étant donné la chute de pression en aval du volet, la densité du gaz est réduite, et le débit massique diminue en proportion du rapport des pressions en amont et en aval du volet (p1*/p1). On peut donc facilement calculer la puissance de compression pour toute pression p1*. Le graphique de la figure 2.9 nous indique aussi que la puissance à l'arbre diminue plus lentement que le débit, alors que la température au refoulement augmente très rapidement. Cette relation impose donc une limite à la réduction de la pression à l'aspiration et, par conséquent, à la capacité volumétrique minimale. En deçà de cette limite, le gaz doit être évacué partiellement (débit excédant la demande), sinon une autre méthode de délestage doit être utilisée.

Effets du laminage à l'aspiration sur un compresseur volumétrique

NOTE : Calculs basés sur un rendement polytropique constant de 92 %.

2 . 5 . 3 C o m p r e s s e u r s à v i s

La plupart des méthodes décrites précédemment sont applicables à la régulation des compresseurs à vis. Dans ce cas aussi, la puissance à charge réduite dépend du type de régulation (voir la figure 2.14b).

Pour ce qui concerne la variation de vitesse, notons que la gamme peut varier entre 50 et 100 % de la vitesse nominale, et que la puissance requise varie linéairement entre 60 et 100 % de la puissance à pleine charge. Il est important de vérifier auprès des fabricants les vitesses admises afin d'éviter tout problème de résonance que pourraient engendrer les pulsations à certaines vitesses critiques.

Une méthode de régulation pouvant s'appliquer aux compresseurs à vis munis d'un système d'injection d'huile consiste à faire varier le rapport volumétrique interne de l'appareil (built-in ratio). On retourne ainsi vers la tubulure d'aspiration une partie du débit aspiré avant le début de la compression. La plage de régulation dépend de chaque modèle et de chaque application. Dans le cas de la compression d'air, elle

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varie généralement entré 40 et 100 % de la capacité nominale ; la puissance à l'arbre varie entre 60 et 100 % de la puissance à pleine charge. Dans les applications touchant les circuits de réfrigération, la plage de régulation peut s'étendre jusqu'à 10 % de la capacité nominale, la puissance à l'arbre représentant à ce point environ 40 % de la puissance à pleine charge. La variation peut être réalisée par une vanne coulissante (figure 2.10) ou rotative ; de même, certains fabricants utilisent une série de fenêtres qui s'ouvrent successivement selon le niveau de délestage requis. À des débits inférieurs à la limite permise par ce genre de dispositif, le délestage est obtenu par une dépressurisation du refoulement.

Il existe une autre méthode : le laminage à l'aspiration (throttling). Cette méthode assure une modulation du débit en fonction de la pression du système. La modulation se limite, en général, à environ 60 % du débit nominal pour les compresseurs du type sec ; en effet, l'augmentation du rapport de pression fait augmenter la température du gaz refoulé (voir la section 2.5.2), sans compter qu'une partie de la compression est réalisée à « volume constant » au refoulement (underpressure). Dans les compresseurs à vis à injection d'huile, la plage peut s'étendre jusqu'à 20 % environ (parfois moins). Dans cette plage de modulation, la diminution de la puissance est marginale en raison de l'augmentation du travail de compression : environ 85 à 90 % de la puissance nominale à 6;0 % de la charge (ces valeurs peuvent varier d'un appareil à l'autre). Ce mode de régulation permet de régler de façon précise la pression du système. En deçà d'une certaine limite, il est avantageux d'évacuer ou de faire recirculer le gaz refoulé et de diminuer la pression au refoulement afin de limiter la consommation (modified throttling).

Le mode de régulation < tout ou rien » s'apparente au mode précédent, puisqu'il utilise aussi un volet dans la tubulure d'aspiration. Dans ce cas, le délestage complet du compresseur est réalisé lorsque la pression du système atteint une valeur limite supérieure. Le volet se ferme entièrement, et la conduite de refoulement est ouverte à la tubulure d'aspiration afin de réduire le rapport des pressions. La pression de refoulement est en général maintenue autour de 5 à 10 lb/po2 eff. À débit nul, ce genre de régulation requiert environ de 20 â 30 % de la puissance à pleine charge. Comparativement à la régulation par laminage à l'aspiration, ce type de contrôle nécessite un réservoir de plus grande capacité et occasionne une variation plus importante de la pression du système. Son fonctionnement peut, cependant, être plus économique lorsque le cycle de service comprend d s périodes à charge réduite importantes : le gain est réalisé sur la consommation d'énergie et non sur la puissance à charge maximale.

Il faut noter que, dans lé mode de régulation « tout ou rien » décrit ci-dessus, la capacité du réservoir doit être évaluée avec soin afin de limiter le nombre de cycles à une valeur acceptable selon les recommandations du fabricant. Par exemple, un réservoir dont le volume serait d'environ] 18 % de la capacité nominale du compresseur occasionne un cycle d'environ 30 secondes, lorsque la demande équivaut à 50 % de la capacité du compresseur à une différence de pression d'environ 10 lb/po2 au réservoir. Au cours de ces 30 secondes, le compresseur aura été chargé à pleine capacité pendant 15 secondes et délesté pendant les 15 secondes suivantes. Ainsi, pour un compresseur à vis dont la capacité nominale est de 1600 pi3/min (350 HP environ), un réservoir de 240 pi3 (1800 gal (US)) serait requis. Si le cycle doit être de 60 secondes, il faudra alors prévoir un réservoir dont le volume équivaut à 36 % de la capacité du compresseur. Les coûts et l'espace qu'occupent ces réservoirs sont à considérer.

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2 . 5 . 4 C o m p r e s s e u r s c e n t r i f u g e s

Nous avons fait mention à la section 2.4.6.6 de l'existence d'une plage de fonctionnement normal dans le cas des compresseurs centrifuges. Cette plage tient compte de la limite de pompage, des vitesses de rotation maximale et minimale et du débit limite d'étouffement à l'approche du blocage sonique. La figure 2.11 illustre cette plage définie pour une configuration fixe à l'aspiration, c'est-à-dire à une position donnée des aubes réglables (lorsque celles-ci sont utilisées).

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Les principales méthodes de régulation du débit volumétrique d'un compresseur ou d'un surpresseur centrifuge sont les suivantes : • La variation de la vitesse ; • L'évacuation ou la recirculation ; • Le laminage à l'aspiration ; • Le laminage au refoulement ; • Les aubes réglables à l'aspiration.

La figure 2.14c montre a variation de la puissance en fonction du débit pour plusieurs des modes de régulation utilisés.

La variation de la vitesse de rotation du compresseur permet de déplacer le point de fonctionnement en suivant la courbe de système. On peut représenter ce mode de régulation comme à la figure 2.12. On note, par exemple, les quatres points dé fonctionnement correspondant aux vitesses de rotation N1, N2, N3 et N4. La vitesse minimale, dans ce cas-ci, est déterminée par la limite de sécurité afin d'éviter le pompage. On note aussi la variation du rendement polytropique le long de la courbe de fonctionnement.

Toute variation de la vitesse de rotation doit nécessairement tenir compte des vitesses critiques de l'ensemble' tournant. Il existe de telles limites en flexion et en torsion. On doit s'assurer que les vitesses de fonctionnement sont suffisamment éloignées des vitesses critiques fondamentales et de leurs harmoniques. Certains types d'entraînements à vitesse variable (notamment, certains types de convertisseurs de fréquence) peuvent, de plus, induire des coules pulsatoires qui doivent être analysés afin d'assurer l'intégrité de l'ensemble. Dans tous les cas, il convient de consulter les fabricants afin de déterminer tous lés paramètres et de vérifier la faisabilité d'une telle mesure.

L'évacuation ou la recirculation du gaz comprimé comme moyen de régulation est souvent utilisée dans des installations existantes. Évidemment, on enregistre une perte d'énergie, mais, à l'approche de la limite de pompage, il peut être nécessaire d'y recourir si le délestage complet de l'appareil ne peut être retenu. Il s'agit, dans ce cas, de retarder le plus possible le recours à cette méthode par un contrôle plus serré de la marge de sécurité ou par l'utilisation d'aubes réglables à l'aspiration.

La régulation en mode 3< tout ou rien » est aussi, comme dans le cas des compresseurs volumétriques, une méthode possible de régulation de la capacité, du moins, en théorie. Le fonctionnement du compresseur alterne entre les points de charge nominale et le délestage complet. Le délestage sera obtenu par la fermeture du volet d'aspiration et la réduction de la pression dans la tubulure de refoulement. Comme dans le cas des compresseurs à vis, ce mode de régulation demande l'utilisation d'un réservoir pour que la durée du cycle entre les actions de charge et de délestage soit suffisamment longue. De plus, on doit pouvoir accepter une variation plus importante de la pression du système.

Notons que le mode de régulation « tout ou rien » est rarement utilisé (du moins dans les systèmes d'air comprimé), même si la consommation moyenne est théoriquement inférieure à celle obtenue par le laminage à l'aspiration. Deux raisons principales limitent son emploi

- Certains procédés nécessitent une modulation plus rigoureuse de la pression ou du débit ;

- Lorsque la demande varie fortement et faiblit par rapport à la capacité du compresseur, le réservoir requis pour assurer un nombre de cycles acceptables a un volume trop important. Contrairement aux compresseurs à vis, la durée des cycles d'un

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compresseur centrifuge doit être beaucoup plus longue, de 3 à 5 minutes, ce qui nécessite évidemment des volumes beaucoup plus importants.

La modulation de la charge par le laminage à l'aspiration permet d'éliminer ces contraintes en ajustant le débit volumétrique à la demande. La fermeture partielle du volet d'aspiration crée une chute de pression qui s'ajuste au débit et à la pression du système selon la courbe caractéristique du compresseur. Cette modulation possède, par contre, une limite inférieure en raison du pompage. En deçà de cette limite, l'excès de gaz est évacué ou recircule à basse pression.

Certains modèles de compresseurs centrifuges peuvent combiner les deux méthodes précédentes (dual mode). Dans un premier temps, la pression augmente en suivant la courbe caractéristique du compresseur. Lorsque la pression atteint une valeur déterminée, le débit est modulé par le laminage à l'aspiration jusqu'à l'approche de la limite de pompage. Si la demande est inférieure à la limite de sécurité pour éviter le pompage, le gaz est évacué ou recircule, ou encore le compresseur est délesté. Dans ce dernier cas, on doit tenir compte des limites imposées par la durée acceptable du cycle, comme il a été mentionné précédemment.

Le laminage au refoulement utilise la caractéristique qu'ont les compresseurs dynamiques de répondre à une augmentation de la résistance du système par une diminution du débit volumétrique. Dans ce cas, le point de fonctionnement se déplace sur la courbe caractéristique du compresseur. Ce mode de régulation devrait être évité, puisque la puissance à charge réduite demeure importante.

Comme le travail de compression d'un appareil centrifuge résulte de l'augmentation de la quantité de mouvement du fluide entre le refoulement et l'aspiration, on peut réduire la pression de refoulement en imprimant au gaz un mouvement de prérotation dans la direction du mouvement de l'impulseur. Le jeu d'aubes réglables (inlet guide vanes), situé en amont de l'impulseur, crée une composante tangentielle de la vitesse du fluide à l'entrée de l'appareil. Ces aubes permettent d'obtenir une variation continue des courbes caractéristiques et déterminent de nouveaux points de fonctionnement sur la courbe du système sans que la vitesse de rotation varie. Ces courbes sont illustrées à la figure 2.13.

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L'utilisation des aubes réglables comporte deux avantages importants

- La puissance à l'arbre diminue de façon plus sensible à une charge partielle par rapport au laminage à l'aspiration ;

- La limite de pompage, est repoussée vers des débits inférieurs au fur et à mesure que les aubes se referment, ce qui retarde l'évacuation ou la recirculation d'une partie du gaz et évite le pompage.

Au débit minimal, les aubes réglables permettent de réaliser des économies d'énergie de l'ordre de 7 à 10 % par comparaison avec les méthodes par laminage à l'aspiration.

2 . 5 . 5 S o m m a i r e d e s p r i n c i p a l e s c a r a c t é r i s t i q u e s d e s d i s p o s i t i f s d e r é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s

Les articles précédents nous renseignent sur la diversité des méthodes de régulation des compresseurs pour le réglage du débit volumétrique en fonction de la demande. On peut noter les principaux points suivants

a) Plusieurs méthodes ont communes à tous les types de compresseurs, mais elles ne présentent pas les mêmes contraintes selon qu'il s'agit d'un compresseur volumétrique ou d'un compresseur centrifuge ;

b) La variation de la vitesse peut être appliquée à tous les types de compresseurs. Cependant, d'autres' méthodes moins efficaces permettent de diminuer la puissance à charge réduite ; il est habituellement nécessaire de faire une étude financière et de vérifier la faisabilité technique de la solution pour chaque type d'appareils ;

c) Dans les compresseurs à vis, la variation du rapport volumétrique (vanne coulissante ou autre) et la régulation en mode « tout ou rien » présentent des courbes de consommation similaires, du moins pour des charges supérieures à 50 %. Cependant, le mode « tout ou rien » comporte certains inconvénients qu'il faudra considérer. La modulation par laminage à l'aspiration et la variation du rapport volumétrique interne permettent unie modulation continue à l'intérieur de leur plage de régulation ;

d) Dans les compresseurs centrifuges, l'utilisation d'aubes réglables peut être avantageuse, notamment quand la demande est inférieure à la plage permise par le laminage à l'aspiration.

En conclusion, il n'y a pas de réponse simple en ce qui concerne la modulation du débit des compresseurs. Chaque cas doit être étudié selon les exigences du procédé et les coûts de chaque solution envisagée. De plus, suivant la gamme de produits offerts sur le marché, d'autre facteurs peuvent influer sur le choix : la fiabilité, le service et le soutien technique des fabricants sont des paramètres non négligeables qui dépassent le cadre de notre exposé.

Les figures 2.14a, b et c donnent des indications sur les puissances relatives à charge réduite pour les principales méthodes de régulation. Cependant, il faut bien noter que les courbes ne sont qu'approximatives. On ne saurait affirmer que tous les compresseurs sont conformes aux valeurs indiquées dans ces graphiques. De plus, on doit vérifier, dans chaque cas, la plage réelle de régulation et ne pas utiliser les courbes en dehors des limites indiquées par le fabricant.

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38

2 . 6 T r a i t e m e n t d e l ' a i r c o m p r i m é

2 . 6 . 1 A s s è c h e m e n t d e l ' a i r c o m p r i m é

2 . 6 . 1 . 1 G é n é r a l i t é s

La grande majorité des systèmes de compression d'air ou de gaz sont munis de sécheurs conçus pour éliminer une quantité plus ou moins importante de vapeur d'eau résiduelle. En effet, l'air comprimé est habituellement saturé de vapeur d'eau à la sortie du refroidisseur final. On exprime le degré d'assèchement requis en précisant la température de saturation désirée (ou point de rosée) à la sortie du sécheur et à la pression du système.

Les raisons pour lesquelles on assèche l'air ou un gaz comprimé sont nombreuses et dépendent de l'utilisation qu'on en fait. Le degré d'assèchement est aussi fonction des besoins suivants

• La température ambiante minimale à l'étape de la distribution et de l'utilisation ;

• L'utilisation d'un gaz sec pour contrôler l'érosion ou le développement de contaminants biologiques ;

• La réduction de la corrosion des composants du système de distribution.

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Lorsque le gaz subit une détente en passant par un orifice, la température au point d'étranglement diminue fortement, ce qui, en fonction de ce qui a été abordé à la section 2.2.4, a pour effet de réduire la pression de saturation plus rapidement que la pression statique. Si le gaz n'est pas suffisamment sec, les problèmes suivants peuvent survenir

• La condensation au point d'étranglement ;

• Le gel de l'eau condensée à l'intérieur de la restriction.

L'assèchement s'accompagne, cependant, d'une dépense d'énergie plus ou moins importante selon le type de sécheurs et selon la méthode de contrôle utilisée.

Le choix des sécheurs s'appuie sur les spécifications suivantes : le débit volumétrique, la température et la pression à l'entrée et, évidemment, le point de rosée à la sortie. Normalement, les refroidisseurs intermédiaires et le refroidisseur final extraient une quantité importante d'eau. Si le refroidisseur final ne permet pas d'atteindre la température prévue ou si la séparation de l'eau n'est pas efficace, le sécheur subira une surcharge qui pourra entraîner une dépense d'énergie plus importante ou l'impossibilité de respecter le rendement souhaité.

La charge de vapeur d'eau extraite par le sécheur peut être calculée à l'aide de l'équation suivante

Les fractions molaires de la vapeur d'eau à l'entrée et à la sortie du sécheur peuvent être évaluées à l'aide de l'équation 2-4

a) À l'entrée du sécheur

- humidité relative HR1 = 1 (généralement)

- ps1 : évaluée à la température de l'air à l'entrée du sécheur

- p1 : la pression à l'entrée du sécheur

b) À la sortie du sécheur

- humidité relative HR2 = 1 au point de rosée

- ps 2 : évaluée au point de rosée désiré

- p2 : la pression à la sortie du sécheur

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Les conditions spécifiées par les fabricants pour établir les performances des sécheurs s'appuient sur la norme ANSI B93.45

• Pression de l'air à l'entrée du sécheur : 100 lb/po2 eff.

• Température de l'ait à l'entrée du sécheur : 100 °F

Le tableau C4 de l'Annexe C donne des valeurs approximatives de la consommation unitaire (pour 100 pi3N/min) des différents types de sécheurs d'air. Ces valeurs ne doivent être utilisées que pour une première évaluation.

2 . 6 . 1 . 2 S é c h e u r s d u t y p e c h i m i q u e

Les sécheurs du type chimique contiennent des éléments parfois solides, parfois liquides, qui absorbent la vapeur d'eau par contact direct avec l'air comprimé. Les éléments solides sont graduellement dissous au contact de la vapeur d'eau et peuvent réagir chimiquement pour ainsi devenir corrosifs. Ces éléments doivent être remplacés régulièrement. On doit' prévoir l'installation d'un filtre à la sortie du sécheur afin d'éviter que les éléments chimiques ne soient entraînés dans le système de distribution.

La consommation d'énergie de ce type de sécheur se limite normalement à la perte de pression de l'air dans l'appareil. Cependant, ses performances varient en fonction du type d'agent chimique utilisé, de la température de l'air et de l'entretien. La réduction de la température de saturation est de l'ordre de 20 °F, si l'on utilise des pastilles de chlorure de calcium, et de 30 °F, si l'on utilise du carbonate de potassium. Le degré d'assèchement diminue aussi dans le temps, en raison de la saturation des éléments chimiques.

2 . 6 . 1 . 3 S é c h e u r s r é f r i g é r a n t s

Les sécheurs réfrigérants permettent d'atteindre une température de saturation qui ne doit pas être inférieure) à 35 °F afin d'éviter le givrage de l'appareil. La consommation d'énergie est cependant plus importante que celle du sécheur du type chimique. Elle résulte de la perte de pression de l'air dans l'appareil, de la consommation de l'appareil de réfrigération et, dans certains cas, du réchauffage de l'air immédiatement après les éléments réfrigérants. Toutefois, la plupart des sécheurs réfrigérants devraient être munis d'un échangeur du type air-air qui permet le transfert de chaleur entre l'air qui entre dans l'appareil et celui qui en sort. Un circuit type est illustré à la figure 2.15. Lorsqu'un échangeur air-air est utilisé, la consommation d'énergie électrique représente entre 3 et 4 % de la puissance de compression à pleine charge. Ces sécheurs sont aussi équipés d'un dispositif qui assure le délestage à des charges réduites.

2 . 6 . 1 . 4 S é c h e u r s p a r a d s o r p t i o n

Les sécheurs par adsorption permettent une diminution maximale de la température de saturation. À la pression du système, des points de rosée de l'ordre de - 20, de - 40 et de - 100 °F peuvent être atteints. Ils sont constitués de deux chambres utilisées alternativement. L'adsorption de la vapeur d'eau par le matériau dessiccatif est réalisée dans l'une des deux chambres, tandis que le matériau est régénéré par désorption dans l'autre chambre. D'autres sécheurs utilisent un tambour rotatif, mais ils fonctionnent selon le même principe de base.

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Circuit simplifié d'un sécheur réfrigérant

Le processus d'adsorption de la vapeur d'eau dégage une quantité de chaleur de l'ordre de 1 240 BTU/lbm d'eau pour l'alumine activée. La chaleur résulte de la condensation de la vapeur d'eau et de l'énergie de liaison des molécules d'eau avec le matériau dessiccatif. Pour régénérer ce matériau, une quantité égale de chaleur doit être fournie, et le gaz de purge doit être suffisamment loin du point de saturation pour récupérer cette vapeur d'eau extraite du matériau dessiccatif. Dans la plupart des cas, la régénération se fait à faible pression (de 15 à 17 lb/po2 abs.) afin de réduire au maximum la pression partielle de la vapeur d'eau que contient l'air de régénération. Le passage de la chambre d'une phase de séchage à une phase de régénération doit donc se faire par une dépressurisation lente.

Les principales classes de sécheurs par adsorption sont les suivantes

• Les sécheurs avec apport de chaleur comportant des éléments (éléments chauffants électriques ou à la vapeur) placés soit à l'intérieur de la chambre, soit à l'extérieur de la chambre ;

• Les sécheurs sans apport extérieur de chaleur ;

• Les sécheurs utilisant la chaleur de compression.

Nous retrouvons, à l'intérieur de ces classes, de multiples variantes. Nous traiterons seulement les principes propres aux modèles les plus courants.

A) Sécheurs avec éléments chauffants placés à l'intérieur de la chambre

L'air de régénération provient du débit d'air sec sortant de la chambre de séchage et représente entre 5 et 10 % du débit total à l'entrée. Les éléments chauffants, placés à l'intérieur de la chambre, sont parfois en contact direct avec le matériau dessiccatif, mais on les retrouve le plus souvent dans la tubulure d'admission de l'air de régénération (voir la figure 2.16a). Le cycle complet s'étend sur une période de 8 à 10 heures et comprend les phases de séchage, de régénération et de refroidissement. La consommation totale est la somme de la consommation de l'élément chauffant et de celle du compresseur qui correspond au débit nécessaire pour la régénération et le refroidissement du matériau d'adsorption.

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B) Sécheurs avec éléments chauffants placés à l'extérieur de la chambre

L'air de régénération est fourni par une soufflante (figure 2.16b). Le débit d'air atmosphérique équivaut à environ 15 % du débit normalisé du compresseur (à un point de rosée de - 40 °F mesuré à une pression de 100 lb/po2 eff.). Ce débit est introduit dans la chambre régénérée à une pression légèrement supérieure à la pression atmosphérique. Cet air est porté à une température d'environ 400 °F. Comme dans le cas précédent, le cycle complet est habituellement de 8 à 10 heures.

Dans certains cas, l'air de refroidissement est sec et provient de la chambre de séchage, ce qui assure un meilleur maintien du point de rosée au moment du transfert des réservoirs. Certains fabricants parlent, dans ce cas, d'une régénération de deuxième phase. Cependant, il en résulte une consommation d'énergie plus importante en raison de la purge d'environ 4 à 5 % de l'air comprimé pendant cette phase. L'air de refroidissement peut aussi provenir de la soufflante. L'économie d'énergie est réelle, mais puisque l'air atmosphérique ainsi introduit a une humidité relative supérieure, il en résultera une augmentation temporaire du point de rosée (dew point bump) au moment du transfert des réservoirs. Le calcul de la consommation d'énergie doit tenir compte de la consommation des éléments chauffants et de la soufflante, et du débit d'air comprimé utilisé au refroidissement, le cas échéant.

C) Sécheurs sans apport extérieur de chaleur

La chaleur nécessaire à la régénération provient de la chaleur emmagasinée par le matériau dessiccatif pendant le séchage. Afin d'utiliser cette chaleur sans perte, des cycles courts, de 6, de 8 ou de 10 minutes sont nécessaires. Le débit de purge est fixé à environ 15 % du débit du compresseur à des pressions de l'ordre de 100 lb/po2 eff. et à un point de rosée de - 40 °F. Dans ce cas, le refroidissement de la chambre n'est pas requis, mais la dépense d'énergie équivalant au débit ainsi perdu est importante. D'ailleurs, afin de limiter le débit requis à la régénération, il faut maintenir une pression minimale de 60 lb/po2 eff. à l'entrée du sécheur.

D) Sécheurs utilisant la chaleur de compression à la régénération

Ce groupe de sécheurs comprend les types à chambres jumelées analogues aux groupes précédents et le type à tambour rotatif. Leur particularité réside dans le fait qu'ils utilisent une partie de l'air comprimé chaud et à la pression de refoulement pour la régénération dit matériau dessiccatif. Dans le cas des sécheurs à chambres jumelées, le point de rosée en pression peut être de - 40 °F (il varie selon les fabricants) ; dans les sécheurs à tambour rotatif, les points de rosée se situent entre -5 et -15 °F en fonction de la température du fluide de refroidissement. Puisque l'air de régénération doit avoir une température relativement élevée, l'utilisation de ces sécheurs est limitée aux compresseurs sans injection de liquide (exemple : des compresseurs centrifuges sans injection ou à vis du type sec) et dont le taux de compression est élevé (deux étages, dans le cas des compresseurs à vis du type sec). Selon les modèles, la tolérance aux traces d'huile est faible ou nulle, ce qui évite de contaminer le matériau d'adsorption.

Dans les sécheurs à tambour rotatif (figure 2.17), la dépense d'énergie provient uniquement de la perte, de pression (inférieure à 1 lb/po2) et de la consommation du moteur qui entraîne le tambour (puissance inférieure à 1 kW). L'air de régénération retourne à la section dd séchage et il est ainsi récupéré.

E) Autres aspects à considérer

Dans le cas du séchage de l'air, l'air utilisé pour la régénération est ordinairement évacué à l'extérieur puisqu'il n'est pas toxique. Cependant, lorsqu'il y a apport de chaleur, certaines configurations permettent de récupérer le gaz en séparant la vapeur d'eau après la régénération, comme c'est le cas des sécheurs à tambour rotatif.

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Sécheur par adsorption Tambour rotatif et récupération de l'air de régénération

L'alternance entre les cycles de séchage et de régénération est commandée par une minuterie. Les périodes de séchage sont établies en fonction du degré d'assèchement désiré et des conditions les plus contraignantes de fonctionnement : débit maximal, température maximale et pression minimale à l'entrée. Cependant, la plupart des systèmes d'air comprimé fonctionnent selon une demande variable. Si les cycles sont fixes, la consommation d'énergie sera constante et correspondra aux conditions les plus défavorables. Plusieurs types de dispositifs sont disponibles pour régler les cycles de séchage, de régénération et de refroidissement selon la demande et la quantité de vapeur d'eau extraite. Les fabricants se basent sur différentes variables

• La quantité d'eau que contient le matériau dessiccatif à un endroit précis de la chambre ;

• Le point de rosée à la sortie de la chambre de séchage ;

• La température du matériau dessiccatif.

Ces dispositifs permettent d'allonger les périodes de séchage, alors que la durée

des cycles de régénération et de refroidissement se limite à leurs valeurs normales respectives. La chambre, où a eu lieu la régénération, reste en attente pendant la période supplémentaire au cours de laquelle l'autre chambre procède au séchage. Dans certains cas, des sondes de température permettent d'interrompre les cycles de régénération et/ou de refroidissement avant la fin de leurs périodes normales. Cela réduit davantage la consommation d'énergie tout en assurant l'intégrité du matériau dessiccatif pendant la période de chauffage.

La température et l'âge ont un effet important sur l'efficacité des matériaux dessiccatifs. Certains matériaux comme le gel de silice et l'alumine activée sont particulièrement sensibles à la température de l'air qui doit être inférieure à une valeur limite (environ 100 °F) pour maintenir l'efficacité d'adsorption. Les performances du refroidisseur final sont donc à considérer.

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Les sécheurs de ce type doivent aussi comporter un filtre coalesceur à l'entrée pour éviter que l'huile de lubrification ne contamine le matériau dessiccatif et pour supprimer les gouttelettes d'eau en' suspension limitant la charge du sécheur. Un filtre au refoulement est nécessaire afin d'empêcher l'entraînement de particules fines du matériau dessiccatif, à moins que i celui-ci, comme les tamis moléculaires, ne produisent pas de poussières. La perte de pression due aux filtres s'ajoute à la consommation apparente des sécheurs.

Le tableau suivant présente les principales particularités des sécheurs par adsorption. Il s'agit de valeurs approximatives qui varient sensiblement d'un fabricant à l'autre.

Notes (1) : Point de rosée : -400F

- 15 °F pour le sécheur à tambour rotatif.

(2) : Consommation pendant les cycles de régénération et de refroidissement, le cas échéant.

(3) : Consommation pendant les cycles de régénération seulement.

(4) : Sécheur avec soufflante : consommation pendant la régénération et parfois pendant le refroidissement.

Sécheur à tambour rotatif : consommation continue.

(5) : Perte de pression, y compris les filtres neufs.

2 . 6 . 2 F i l t r a t i o n d ' a i r c o m p r i m é

La filtration de l'air comprimé vise à extraire les contaminants suivants

• L'eau en suspension ;

• Les gouttelettes d'huile ;

• Les vapeurs d'huile ;

• Les particules solides.

Le degré de filtration requis pour chacun des quatre types de contaminants dépend de l'usage et de l'emplacement du filtre. Il faut tenir compte de la protection de l'appareil et considérer une qualité d'air comprimé qui satisfera uniquement les besoins réels. il est inutile de filtrer tout l'air comprimé pour extraire toute trace de vapeurs d'huile s'il faut en traiter une partie seulement. Par contre, si l'air d'alimentation d'un sécheur n'est pas filtré afin d'en extraire l'eau en suspension et les gouttelettes d'huile, la charge du sécheur augmente, ce qui peut se traduire par une dépense d'énergie plus grande.

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Les principaux types de filtres utilisés dans les systèmes d'air comprimé peuvent être regroupés selon leur fonction : • Les filtres séparateurs ; • Les filtres coalesceurs ; • Les filtres particulaires.

Les filtres séparateurs, installés à la sortie des refroidisseurs finaux, sont utilisés pour éliminer une quantité importante de liquide en suspension. Ils combinent l'effet d'inertie (forces centrifuge et d'impact) et la filtration par média afin de retirer la majeure partie des liquides et les grosses particules.

Les filtres coalesceurs varient selon la nature des contaminants à éliminer ou le degré de filtration désiré. Ils comprennent des médias de fibre de verre parfois associés à des lits de matériau dessiccatif (charbon activé) lorsque les vapeurs d'huile doivent être extraites. On les monte parfois en cascade selon, par exemple, la progression suivante • Le filtre extrayant les particules de plus de un micron, l'eau en suspension et la

majorité des gouttelettes d'huile ; • Le filtre éliminant les particules supérieures à 0,025 micron et 100 % des

gouttelettes d'huile ; • Le filtre retirant les vapeurs d'huile (requis uniquement dans certaines

applications).

Ce dernier type, bien que classé parmi les filtres coalesceurs, ne requiert pas de purge, puisque les vapeurs d'huile sont adsorbées par le média et qu'elles ne peuvent être extraites que par le remplacement des cartouches. Les deux premiers types doivent être munis d'un robinet de purge.

Les filtres particulaires ne doivent être utilisés que pour retirer les solides, par exemple, à la sortie des sécheurs par adsorption.

Il faut obligatoirement tenir compte des limites en pression et en température des filtres. À la sortie des sécheurs dont le matériau dessiccatif est régénéré par l'apport de chaleur, il faut prendre soin de vérifier la température maximale de l'air et s'assurer que le filtre a une limite adéquate.

La perte de pression par le filtre doit être considérée en fonction de l'usage. Elle doit être minimale (1 lb/po2 ou moins) au moment du choix, puisqu'elle augmente rapidement en raison de l'accumulation de particules et de liquide dans certains cas. Les catalogues de fabricants présentent des tables de sélection basées sur la capacité volumétrique à des pertes de pression initiales de 1, de 2 et parfois de 5 lb/po2. Il est donc important de vérifier cette valeur et, si c'est nécessaire, de s'informer auprès du fabricant de la capacité volumétrique d'un filtre pour une perte de pression inférieure à celle indiquée. Le choix doit toujours être fait en relation avec la perte de pression et non selon la dimension des tuyauteries.

Dans plusieurs cas, les filtres sont placés en cascade. La perte de pression totale à considérer est donc la somme des pertes de chacun des filtres et des autres accessoires. Par exemple, supposons que trois filtres soient installés en série au refoulement d'un compresseur : si la perte de pression initiale de chacun des filtres est de 5 lb/po2, la perte totale avant le remplacement des cartouches pourrait atteindre 30 lb/po2. En choisissant des filtres ayant une perte de pression initiale de 1 lb/po2, on pourrait ainsi réduire la perte de pression avant le remplacement des cartouches à 15 lb/po2, ce qui permettrait une réduction de la pression de refoulement des compresseurs tout en maintenant une même pression minimale de distribution. Des indicateurs de pression différentielle sont recommandés pour chacun des filtres et devraient permettre une lecture continue de 0 à 15 lb/po2. Ils doivent être vérifiés régulièrement.

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2 . 7 D i s t r i b u t i o n d ' a i r e t d e g a z c o m p r i m é s

2 . 7 . 1 R é s e a u d e d i s t r i b u t i o n d ' a i r o u d e g a z c o m p r i m é

Les réseaux de distribution comprennent les tuyauteries, les filtres, les robinets, parfois des réservoirs, des régulateurs de pression et d'autres accessoires choisis en fonction de l'application. Les problèmes liés à la distribution sont attribuables à une perte de pression excessive, à la corrosion due à un mauvais choix des matériaux ou à la présence d'eau, et, enfin, à une perte excessive de capacité en raison des fuites.

Dans le cas des fluides gazeux, la densité du fluide variant avec la pression, le calcul des pertes de pression flans les conduites a amené l'utilisation de plusieurs équations semi-empiriques établie§ pour différents gaz. Notons aussi que les équations ci-dessous donnent généralement des résultats conservateurs, puisqu'elles ont été développées pour la conception des conduites.

Dans le cas de l'air, par exemple, la formule de Harris est souvent à l'origine des tables permettant de déterminer les pertes en fonction de la pression moyenne dans la conduite

Puisque la pression moyenne est requise dans le calcul, il est parfois nécessaire de procéder à quelques itérations pour obtenir la précision souhaitée. De plus, lorsque la longueur de la conduite fait en sorte que la chute de pression soit supérieure à 40 % de la valeur initiale (pression en amont), il est recommandé de faire le calcul de plusieurs sections de longueurs réduites.

'Les conditions normalisées considérées dans les équations 2-26 et 2-27 sont différentes de celles indiquées à la section 2.1.5.

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2 . 7 . 2 R é s e r v o i r s d ' a i r c o m p r i m é

On distingue deux types de réservoirs d'air comprimé dans les réseaux de distribution le réservoir principal et le réservoir d'appoint.

Le réservoir principal a pour fonctions

• de réduire, dans le réseau de distribution, les pulsations de pression que peuvent engendrer la plupart des compresseurs volumétriques ;

• de permettre un délai satisfaisant entre les démarrages et les arrêts ou entre les phases de charge et de délestage des compresseurs ;

• d'absorber les demandes soudaines qui peuvent excéder la capacité des compresseurs ;

• de favoriser le dépôt de gouttelettes d'eau et d'huile entraînées à la sortie du refroidisseur final.

Les réservoirs d'appoint installés localement permettent d'accumuler une quantité d'air suffisante pour le fonctionnement d'appareils requérant un débit important, mais de façon intermittente et soudaine.

2 . 8 B i l a n é n e r g é t i q u e d ' u n s y s t è m e d ' a i r c o m p r i m é

Il peut être intéressant, dans certains cas, de dresser un bilan énergétique du système de compression en vue de délimiter les priorités d'intervention et d'améliorer l'efficacité énergétique du système.

On peut, par exemple, dresser un tableau des principaux éléments en y indiquant la puissance électrique d'entrée et la perte d'énergie associée à chacun.

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Ces éléments sont les suivants : • Les filtres d'aspiration ; • Les compresseurs ; • Les refroidisseurs intermédiaires ; • Les refroidisseurs d'huile ; • Les refroidisseurs finaux ; • Les filtres de pression ; • Les sécheurs; • Le réseau de distribution.

Plusieurs de ces éléments ne consomment pas d'électricité propre. Cependant, on peut leur associer une perte d'énergie en raison de la perte de pression qu'ils entraînent. Pour évaluer la perte de puissance que ces éléments provoquent, on peut utiliser l'équation suivante

Dans le cas des compresseurs, on peut estimer les pertes en se basant sur la chaleur extraite au cours du re4idissement de l'huile et sur la chaleur dégagée par les refroidisseurs intermédiaires si elle n'est pas réutilisée. Il en est de même pour les refroidisseurs finaux. 0n peut aussi ajouter à ces pertes la consommation d'électricité des tours de refroidissement.

2 . 9 A p p l i c a t i o n s a u x s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n

2 . 9 . 1 C y c l e s d e r é f r i g é r a t i o n p a r c o m p r e s s i o n d e v a p e u r

La figure 2.18 illustre un cycle théorique de réfrigération par compression de vapeur, pour un système monoétagé. On y trouve un diagramme Pression - Enthalpie, un schéma simplifié et un diagramme Température - Entropie. Brièvement, le cycle comprend les processus suivants

• L'évaporation du fluide frigorigène par un transfert de chaleur de la partie froide (charge de réfrigération Qi) ;

• La compression de la vapeur permettant d'augmenter la température et la pression du fluide frigorigène' (travail de compression W) ;

• La condensation (précédée d'une désurchauffe) du fluide frigorigène, permettant le rejet de la chaleur extraite du puits froid et du travail de compression, dans un puits thermique (charge au condenseur Qo) ;

49

• L'expansion permettant de réduire la température et la pression du fluide frigorigène. Cette expansion est accompagnée d'une vaporisation partielle.

La figure 2.19 montre le même système, mais en tenant compte cette fois des irréversibilités inhérentes aux différents processus au cours d'un cycle réel ainsi que de la surchauffe à la sortie de l'évaporateur (l'-1) et du sous-refroidissement au condenseur (3'-3). L'énergie consommée pendant un cycle de réfrigération provient du travail de compression du fluide frigorigène. Le rendement du système est évalué à partir du calcul du coefficient de performance

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Le calcul de la chaleur extraite de la zone froide et de la chaleur échangée au puits chaud demande une analyse thermodynamique à chaque point du cycle en fonction des propriétés du fluide frigorigène utilisé. Le calcul du travail réel de compression est réalisé à l'aide des équations présentées précédemment qui permettent de déterminer l'état de la vapeur au refoulement et de situer précisément le point 2 des diagrammes représentés aux figures 2.18 et 2.19.

Les systèmes de réfrigération et leurs fonctions de contrôle présentent une complexité qui varie selon la charge thermique et sa variation dans le temps (c.-à-d. du cycle de service). Ils peuvent comprendre plusieurs circuits parallèles de même que plusieurs étages placés en série. Les contrôles permettent ainsi d'obtenir plusieurs points de fonctionnement à charge partielle, d'autant plus que les compresseurs utilisés sont dotés de dispositifs de délestage (voir la section 2.5). Les compresseurs les plus courants dans les systèmes industriels sont du type alternatif, à vis (ou à lobes hélicoïdaux) et centrifuge.

2 . 9 . 2 T y p e s d e f l u i d e s f r i g o r i g è n e s

Une multitude de produits sont actuellement utilisés comme fluide frigorigène dans les systèmes de réfrigération et les procédés de cryogénie. Ils sont regroupés dans huit familles principales

• Les halogènes (chlorocarbures, fluorocarbures et chlorofluorocarbures) ;

• Les composés organiques cycliques ;

• Les hydrocarbures azéotropes ;

• Les hydrocarbures saturés (méthane, éthane, etc.) ;

• Les hydrocarbures non saturés (éthylène, propylène) ;

• Les composés oxygénés ;

• Les composés de l'azote ;

• Les composés inorganiques.

Outre les propriétés thermodynamiques, le choix final d'un fluide frigorigène s'appuie sur d'autres facteurs : l'inflammabilité, la toxicité, la densité, la viscosité et la disponibilité. Chacun est d'ailleurs classifié par l'ANSI, l'ASHRAE et l'UL en ce qui a trait à la sécurité.

Depuis quelques années# la recherche pour trouver des substituts aux halogènes s'intensifie afin de respecter les échéances que se sont fixées les différents pays qui veulent remplacer les composés dommageables pour l'environnement. Les protocoles de Montréal (1986) et de Copenhague (1992) ont établi des calendriers pour le remplacement, entre autres, des chlorofluorocarbutes, dont les réfrigérants n° 11 (CC13F) et n° 12 (CC12F2). Les fluides frigorigènes de substitution ont un potentiel réduit ou nul en ce qui concerne le danger pour l'atmosphère, selon qu'ils conservent ou non un radical chlore dans leur molécule.

D'autre part, les fluides frigorigènes ont des propriétés thermodynamiques différentes qui influent sur les performances des appareils. Du seul point de vue de l'économie d'énergie électrique, il est évidemment préférable de choisir le fluide qui offre le meilleur coefficient de performance pour la charge considérée. Pour les appareils industriels, par exemple, l'ammoniaque présente un intérêt certain. Cependant, ce type

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de fluide, en raison de sa toxicité, exige des précautions dans le choix des appareils et des matériaux. Les valeurs suivantes, pour des cycles théoriques, sont révélatrices des différences qui peuvent exister entre les propriétés thermodynamiques des fluides frigorigènes

*Ces réfrigérants devront être remplacés selon les accords internationaux.

Ces valeurs correspondent à un cycle théorique d'un seul étage dont la température d'évaporation est de -10 °F, et la température de condensation, de 100 °F.

2 . 1 0 A p p l i c a t i o n s a u x s y s t è m e s d e v i d e

2 . 1 0 . 1 N i v e a u x d e v i d e p o u r l e s s y s t è m e s i n d u s t r i e l s

Les niveaux de vide à maintenir dans les systèmes industriels varient énormément d'une application à l'autre. De façon arbitraire, on peut catégoriser les niveaux de vide à partir des pressions absolues aux appareils : • Faible : 760 à 25 mm Hg • Moyen : 25 à 10-3 mm Hg • Élevé : 10-3 à 10-6 mm Hg • Très élevé : inférieure à 10-6 mm Hg

La grande majorité des systèmes industriels se limitent à des niveaux de vide faibles et moyens. Par exemple, dans l'industrie des pâtes et papiers, le vide requis ne dépasse généralement pas 20 pouces Hg, ce qui correspond à une pression absolue d'environ 250 mm Hg. Dans l'industrie alimentaire, des pressions absolues de l'ordre de 1 mm Hg sont parfois utilisées (procédés de séchage).

Les méthodes d'analyse des systèmes de vide dépendent largement des niveaux de vide considérés. Il est donc important d'adopter les normes et les méthodes applicables

à chaque cas. Ce Guide se limite à certaines généralités qui peuvent faciliter la compréhension d'un système simple.

2 . 1 0 . 2 P r e s s i o n a b s o l u e m i n i m a l e à l ' a s p i r a t i o n d ' u n e p o m p e à v i d e

Cette pression correspond à la pression absolue minimale (dead end pressure) créée à l'aspiration d'une pompe à vide volumétrique ou d'un éjecteur à une pression de refoulement donnée où la capacité volumétrique de l'appareil devient nulle. La figure 2.20 montre une courbe caractéristique type d'une pompe à vide volumétrique.

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La courbe et la pression minimale à l'aspiration dépendent du type de pompe et de la tension de vapeur du liquide de scellement, le cas échéant. Il s'agit de facteurs uniquement liés à l'appareil. Dans le cas de pompes à vide du type dynamique, la pression minimale dépendra, comme dans le cas des compresseurs, de la limite de pompage de l'appareil.

2 . 1 0 . 3 P r e s s i o n a b s o l u e à l ' a s p i r a t i o n d ' u n e p o m p e à v i d e l i é e a u x f a c t e u r s i n h é r e n t s a u s y s t è m e

En réalité, une pompe vide aura un point de fonctionnement qui dépendra de la nature du système. Les facteurs liés au système qui influent sur le niveau de vide à l'aspiration de la pompe sont les suivants • La nature du procédé au point de captation et la présence dans le système de

liquide pouvant s'évaporer ; • Les infiltrations.

La nature du procédé détermine la quantité de gaz et parfois de liquide qu'il faut extraire en fonction d'un niveau de vide donné. Par exemple, pour évacuer à un taux donné l'eau que contient le feutre d'une presse à papier, on a besoin d'un certain débit d'air dont le niveau de vide dépend de la perméabilité du feutre.

S'il y a un liquide dans un réservoir que l'on veut maintenir en dépression, la pression absolue minimale obtenue à ce point s'approche de la tension de vapeur du liquide (à la température d'équilibre) à certaines conditions : qu'il n'y ait aucune infiltration, que la pompe à vide soit de capacité suffisante, et que le temps de fonctionnement soit suffisant pour permettre (,d'atteindre l'équilibre thermique et pour que le gaz incondensable soit retiré du mélange. il y a infiltration de gaz incondensable, la pression partielle de ce gaz s'ajoute à celle e la vapeur. Il est important de reconnaître cette limite, car elle peut influer sur le rendement d'un système de vide.

Outre les facteurs mentionnés précédemment, notons aussi que la résistance du réseaude captation agit sur la (pression absolue pouvant être créée à la source.

2 . 1 0 . 4 T e m p s r e q u i s p a r u n e p o m p e à v i d e p o u r a b a i s s e r l a p r e s s i o n

Le temps que met une pompe à vide pour atteindre une pression absolue donnée dépend du volume total du système (réservoir, réseau, etc.) et de la courbe caractéristique de l'appareil. La figure 2.21 montre comment calculer ce temps en utilisant l'équation suivante

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Dans l'équation précédente, il importe de corriger (réduire) les capacités moyennes de la pompe dans chaque intervalle pour tenir compte des facteurs suivants :

• Les infiltrations ;

• La vaporisation de liquide dans le système (voir la section 2.10.3) ;

• La capacité nette du système (net speed).

Dans la plupart des cas, les infiltrations sont importantes. Elles dépendent de la nature même du procédé ainsi que de la qualité de la réalisation et de l'entretien du réseau de captation.

La capacité nette du système correspond approximativement à la capacité de la pompe à vide tant que la résistance du système est faible. Par contre, lorsque cette résistance augmente à cause de la tuyauterie ou de la perte de pression dans une vanne de régulation, par exemple, la capacité nette du système en est réduite (voir la section 2.10.5).

2 . 1 0 . 5 R é s i s t a n c e d e s r é s e a u x d e c a p t a t i o n d a n s l e s s y s t è m e s d e v i d e

Plusieurs méthodes ont été élaborées afin d'évaluer la résistance des réseaux de systèmes de vide. Chacune d'elles correspond à un domaine particulier que nous ne pourrons aborder dans le détail. Les équations utilisées dépendent, en fait, du type d'écoulement en fonction du débit volumétrique et de la densité du gaz (donc de la pression absolue).

S'il s'agit d'écoulements turbulents, ces relations sont relativement simples : on peut évaluer les pertes de pression à l'aide d'abaques 2. C'est généralement le cas de systèmes fonctionnant à des niveaux de vide faible et moyen.

Pour évaluer la résistance des conduites de systèmes dont le niveau de vide est élevé (pression absolue inférieure à 1 mm Hg), il faut faire une distinction entre les régimes laminaire, moléculaire et transitoire. Le régime transitoire, dont il est question ici, est compris entre les régimes laminaire et moléculaire. La capacité nette d'un système doit être calculée à l'aide de la notion de conductance qui varie avec le type d'écoulement. Ces méthodes sont expliquées dans la documentation spécialisée 3.

Afin d'analyser un réseau, peu importe que l'écoulement soit turbulent ou non, il est intéressant d'avoir recours à ces méthodes. Par analogie, on assimile le réseau à un circuit électrique. Lorsque la conductance équivalente du circuit est connue, on peut déduire la capacité requise d'une pompe à vide à l'aide de la capacité nette du réseau ou, vice versa, quand c'est la capacité de la pompe qui est fixée. Par calcul itératif, on peut ainsi déterminer tous les paramètres de fonctionnement d'un système.

2 Ingersoll Rand, CompressedAir and Gas Data, Woodcliff Lake, 1980.

3 Guthrie A., Vacuum Technology, New York, Second printing, 1965, 532 p.

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55

3 . 0 C a l c u l d e s m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e

3 . 1 C a l c u l d e s é c o n o m i e s d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e

On effectue le calcul des économies d'énergie électrique d'un système de compression ou de réfrigération en évaluant la consommation d'énergie avant et après l'implantation d'une mesure d'économie d'énergie électrique (MEEE).

On évalue d'abord la puissance absorbée à l'arbre des différents appareils (BHP). Les équations de base utilisées pour effectuer ces calculs sont présentées à la section 2 du Guide.

Par la suite, on évalue la puissance requise par le moteur électrique à l'aide de l'équation suivante

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3 . 2 C o n s i d é r a t i o n s r e l a t i v e s à l ' é v a l u a t i o n d e l a p u i s s a n c e e n f o n c t i o n d e s é c o n o m i e s d ' é n e r g i e

Comme il est mentionné dans les sections suivantes, plusieurs mesures d'économie d'énergie visent la réduction du débit (ou de la demande), de la pression et, parfois, du temps de fonctionnement des appareils. Certaines mesures combinent ces paramètres. II faut bien insister sur le fait qu'une évaluation précise des économies d'énergie et des économies d'argent qu'an peut effectivement réaliser dépend uniquement des conditions de fonctionnement actuelles et futures des appareils consommant de l'énergie.

Par conséquent, une évaluation des économies d'énergie potentielles doit tenir compte des facteurs suivants

• La puissance à l'arbre des appareils consommant de l'énergie dans les nouvelles conditions et le mode de régulation de ces appareils ;

• Ne pas baser les économies d'énergie sur les consommations apparentes des appareils qui n'ont pas de consommation propre (exemple : des sécheurs sans apport de chaleur), mais plutôt sur les effets qu'auraient sur les compresseurs, les modifications apportées à ce genre d'appareils toujours en tenant compte des modes de régulation ;

• La tarification établie à partir de la puissance de pointe de l'usine (kW) et de la consommation d'énergie électrique (kWh).

Ce dernier facteur est particulièrement important. Certaines mesures qui ont pour but de réduire la demande , ou le temps de fonctionnement ne modifient pas, dans certains cas, la puissance de pointe même s'il y a réduction de la consommation d'énergie électrique. Certaines situations peuvent même entraîner une augmentation ponctuelle de la puissance; l'économie d'argent réelle en dépend et peut influer sur l'intérêt que peuvent représenter certaines mesures d'économie d'énergie.

D'autre part, en se référant à l'équation 3-1, on peut noter qu'il est important de bien évaluer le facteur de correction Fm en fonction de la charge du moteur électrique. En général, le rendement d'un moteur électrique diminue de façon appréciable quand celui-ci fonctionne à moins de 50 % de sa capacité. Dans certains cas, une MEEE qui permet de réduire la puissance à l'arbre n'entraîne pas pour autant une économie d'énergie proportionnelle en raison de la perte de rendement du moteur à faible charge. Si la réduction de la puissance à l'arbre est permanente, il convient de considérer le redimensionnement du moteur, et l'utilisation d'un moteur à haut rendement (voir la section 7.6).

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3 . 3 S o m m a i r e d e s p r i n c i p a l e s m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e

L'examen des différentes équations utilisées dans le calcul de la consommation d'énergie électrique permet de déduire qu'on peut diminuer la consommation d'un système de compression ou de réfrigération en proposant une ou plusieurs des modifications suivantes

• La réduction du débit volumétrique ;

• La réduction de la pression du système ;

• La réduction du temps de fonctionnement ;

• L'augmentation du rendement du compresseur ;

• L'augmentation du rendement du moteur ;

• La réduction de la température du fluide à l'aspiration.

Dans les systèmes de compression et de réfrigération, les principales mesures d'économie d'énergie électrique touchent les aspects suivants

• La réduction de la charge de compression ou de réfrigération ;

• L'amélioration des dispositifs de régulation ;

• L'optimisation du rendement ;

• L'amélioration de l'entretien ;

• La récupération de la chaleur.

58

59

60

4 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a r é d u c t i o n d u d é b i t e t d e l a d e m a n d e

4 . 1 G é n é r a l i t é s

Les systèmes de gaz comprimé consomment souvent plus de gaz que nécessaire. Par exemple, on peut réduire la consommation d'air comprimé ou de gaz inerte comme l'azote, de différentes faons

• En réduisant les fuites ;

• En choisissant des outils et des équipements qui utilisent peu ou pas d'air comprimé (optimisation des usages) ;

• En réduisant le point de consigne des régulateurs de pression à un niveau optimal ;

• En contrôlant les purges à un niveau acceptable correspondant aux besoins réels.

Toutes ces MEEE ont un' point en commun : elles permettent une réduction de la consommation de gaz', (débit massique ou débit volumétrique normalisé). 4 . 2 E s t i m a t i o n d e s f r a i s

d ' é n e r g i e d e g a z c o m p r i m é

L'estimation des frais d'énergie de gaz comprimé par type de compresseurs peut s'avérer fort utile pour l'application d'une MEEE.

Le calcul de ces frais peut dépendre de quatre facteurs :

• Les caractéristiques des compresseurs (rendement polytropique, pertes mécaniques, débit maximal, etc.) ;

• Les conditions de fonctionnement (pression, températures, etc.) ;

• Le type de régulation utilisée ;

• La charge moyenne on fonction du cycle de service.

Par exemple, on peut obtenir un ordre de grandeur des frais d'énergie pour la production d'air comprimé par type de compresseurs en utilisant l'équation 2-15a. Pour un système muni d'un compresseur d'air fonctionnant à 100 lb/po2 eff., le tableau suivant donne le coût moyen par type de compresseurs au point de fonctionnement nominal

(1) Puissance calculée t une charge nominale sans modulation du débit et à une pression de refoulement de 100 lb/po2 eff. Se référer à la section 2.3.5 pour connaître la précision, les limites et les hypothèses posées pour le calcul.

(2) Établi à partir d'un coût moyen fixé à 0,0367 $/kWh (tarif L, mai 1993)

61

Il est important de noter que les valeurs indiquées ci-dessus datent de 1994 et sont purement indicatives et ont pour la plupart varié. De plus, elles ne tiennent compte que de la portion du coût de l'énergie électrique et n'incluent pas les coûts relatifs à l'amortissement, à l'entretien et aux autres frais. Pour une évaluation juste, il faudra poser des valeurs de rendements polytropique et mécanique réelles qui peuvent varier en fonction de la configuration et de la capacité de chaque compresseur. Les puissances unitaires varient sensiblement d'un compresseur à l'autre même s'il s'agit de compresseurs du même type provenant d'un même fabricant. Le coût unitaire réel doit aussi tenir compte du mode de régulation du débit et de la charge moyenne du compresseur.

4 . 3 R é d u c t i o n d e s f u i t e s d a n s u n s y s t è m e d ' a i r c o m p r i m é

La réduction des fuites constitue sûrement un potentiel élevé d'économie d'énergie. À moins que le gaz ne soit toxique, on considère que ces fuites sont inévitables et, la plupart du temps, tolérées.

Dans les systèmes d'air comprimé, par exemple, certains réseaux mal conçus ou mal entretenus laissent échapper une quantité importante d'air pouvant atteindre jusqu'à 30 ou même 40 % de la capacité du système. Les raccords vissés, les boyaux endommagés, les joints d'étanchéité endommagés ou détériorés et les robinets usés ne sont que quelques exemples de sources de fuites coûteuses. À cela s'ajoutent souvent des pratiques pouvant être éliminées si l'on installe des appareils mieux adaptés ou des accessoires plus efficaces, comme des robinets de purge.

Les valeurs suivantes donnent un aperçu des quantités d'air et du coût relatif aux fuites d'air comprimé dans un réseau maintenu à une pression de 100 lb/po2 eff.

(1) Coût annuel calculé à 0,55 $/h/100 pi3N/min. (donnée de 1994)

Dans bien des cas, des fuites importantes entraînent d'autres problèmes qui indiquent la nécessité de ramener les fuites à un niveau plus acceptable

• La capacité volumétrique insuffisante du système de compression ;

• Le maintien de la pression du système à une pression excessivement élevée afin de compenser une insuffisance de capacité ;

• Le niveau de bruit élevé dans les aires de travail.

Pour déceler et corriger de façon permanente les problèmes de fuites dans un système d'air comprimé, il faut être vigilant. On doit donc

• mesurer les fuites à leur niveau réel en utilisant l'instrumentation appropriée (débitmètre) ;

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• repérer les sources de fuites et opter pour une méthode de correction ;

• colmater les fuites ;

• s'assurer que le niveau de fuites ne dépasse pas une certaine limite en faisant des mesures régulières ;

• mettre en place un programme de détection et de réparation des sources de fuites.

Dans plusieurs système s'y il est possible de limiter les fuites d'air comprimé à un niveau inférieur à 10 % de la capacité volumétrique. Dans des réseaux complexes comprenant plusieurs embranchements, un objectif de 15 % semble réaliste.

Le calcul des économies d'énergie doit établir la différence entre la consommation, aux conditions existante, avant la réduction des fuites, et la consommation prévue après l'implantation des ,mesures correctives. Ce calcul doit donc tenir compte de tous les paramètres, y compris la méthode de régulation des compresseurs (délestage partiel, modulation, mode « tout ou rien », aubes réglables). Ces méthodes sont expliquées à la section 2.5, et plusieurs exemples de calcul y sont présentés ainsi qu'à la section 6 du Guide. Dans certains cas, il est possible d'arrêter au moins un compresseur lorsque le cycle de service le permet, et le calcul de la consommation devrait en tenir compte.

Avantages de cette MEEE

• Les économies d'énergie ;

• La réduction du bruit (peut être marginal lorsque le niveau de bruit ambiant est élevé) ;

• La réduction de la pression de fonctionnement ;

• Une capacité volumétrique accrue pour les besoins réels.

Inconvénients

• Même s'il y a une économie d'énergie en raison d'un délestage plus fréquent, la baisse de puissance électrique peut être marginale si le compresseur est commandé en mode « toutou rien », à moins que la réduction des fuites ne permette l'arrêt d'au moins un compresseur ou la réduction de la pression du système ;

• Un suivi continu doit être fait si l'on veut bénéficier de façon permanente de la réduction des fuites.

Compte tenu de l'importance que revêt la réduction des fuites d'air comprimé comme mesure d'économie d'énergie, les différents aspects liés aux problèmes des fuites d'air comprimé et à leur solution ont fait l'objet d'un guide technique particulier.

EXEMPLE 4.1 Première estimation des économies d'énergie dues à la réduction des fuites d'air comprimé

Prenons le cas d'une usine munie de quatre compresseurs alternatifs dont la capacité est de 1 700 pi3N/min et qui fonctionnent 8 500 heures par année.

Une mesure des fuites d'air comprimé réalisée au refoulement des compresseurs révèle que, à une pression de 100 lb/po2 eff. et à 90 °F, 290 pi3/min se perdent à divers endroits du réseau.

Le débit de fuite aux conditions normalisées peut être calculé à partir de l'équation 2-5.

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EXEMPLE 4.2 Réduction des fuites combinée à l'arrêt de l'un des compresseurs

Reprenons l'exemple 4.1 et analysons la marche des compresseurs après la mise en place d'une mesure d'économie d'énergie qui a permis de réduire le débit de fuite. Le tableau 4.1 indique le cycle de service de chacun des compresseurs avant la réduction des fuites ; pour ce qui est de la figure 4.1, elle montre la variation du débit sur une période de 8 500 heures avant et après la réduction des fuites, en supposant que le profil de la charge demeure sensiblement le même. Le cycle de service de chacun des compresseurs, après la réduction des fuites, est indiqué au tableau 4.2 ; dans ce tableau, on peut noter que le compresseur numéro 4 est à l'arrêt pendant plus de 7 900 heures.

Nous avons fait abstraction de la marche séquentielle des compresseurs pour simplifier les calculs. En réalité, les heures de fonctionnement pourraient se répartir différemment, mais le résultat final, en ce qui concerne la consommation, serait sensiblement le même.

64

Données de 1994

65

66

Cet exemple montre que l'arrêt d'un compresseur durant des périodes prolongées fait augmenter l'économie d'énergie électrique d'environ 15 % par rapport à l'économie prévue dans l'exemple 4.1.

4 . 4 O p t i m i s a t i o n d e s u s a g e s d ' a i r c o m p r i m é

il est possible de réduire la demande d'air comprimé en remplaçant ou en modifiant certains accessoires afin d'en augmenter le rendement. Voici quelques exemples

Sablage au jet de sable

La consommation d'air comprimé est liée au diamètre des buses des outils de sablage au jet de sable. À titre d'exemple, le tableau suivant donne un aperçu de la consommation d'air comprimé pour une buse type de différents diamètres.

(1) Indice associé au temps théorique requis pour réaliser une tâche par rapport au temps requis avec une buse de 3/16 po et calculé par le rapport du carré des diamètres (d3/16.2/di2). Cet indice ne tient pas compte de la géométrie des pièces.

(2) Indice du coût en énergie seulement qui tient compte du temps théorique requis pour réaliser une tâche par rapport au coût de cette tâche avec une buse de 3/16 po, coût calculé de la façon suivante

1 Pour déterminer la valeur des économies réalisées, au tarif L, on multiplie par le coût moyen de l'électricité ¢/kWh par le nombre de kWh économisés.

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Ces indices n'ont qu'une valeur indicative et ne doivent pas être considérés comme représentatifs d'une situation donnée.

Si la consommation d'air comprimé augmente en proportion avec le diamètre de la buse, l'exécution d'un travail donné est plus rapide si l'on utilise une buse de diamètre plus grand. C'est ce que montrent les indices du tableau ci-dessus. Par conséquent, réduire le diamètre d'une buse ne signifie pas nécessairement réduire la consommation d'air comprimé. En réalité, il existe, pour chaque application, un diamètre optimal qui est fonction de plusieurs facteurs :

• La géométrie, les dimensions et les caractéristiques de la pièce à nettoyer;

• Le matériau abrasif utilisé ;

• La consommation d'air comprimé requise par rapport à la capacité du système de compression ;

• Les frais de main-d'oeuvre qui, lorsqu'ils sont applicables, représentent la portion la plus importante du coût total.

Outre le diamètre, les paramètres les plus significatifs sont le type de buse et la dureté de son matériau.

• En général, une buse du type venturi permet d'obtenir des vitesses supérieures et améliore de ce fait l'efficacité du nettoyage ; elle permet de traiter une surface plus étendue, ce qui peut réduire de 15 à 40 % le temps d'exécution d'une tâche par comparaison avec une buse du type droit.

• Les buses en carbure de bore ont une durée de vie de 2 à 5 fois supérieure aux buses en carbure de tungstène ; elles permettent donc l'emploi d'un diamètre jugé optimal en assurant le maintien de ce diamètre pour une période de temps plus longue.

Autres avantages

• La réduction de la consommation d'abrasif ;

• La réduction des frais de production.

Soufflettes à venturi

Les soufflettes à venturi entraînent de l'air ambiant afin d'augmenter le débit d'air. Le débit total correspond à environ trois fois le débit de l'air comprimé, pour la plupart des soufflettes portatives. Dans le cas de buses fixes utilisées pour le refroidissement, le nettoyage ou l'éjection de petites pièces moulées, certains modèles peuvent avoir un débit jusqu'à 25 fois et même jusqu'à 60 fois le débit de l'air comprimé.

Moteurs pneumatiques

Plusieurs facteurs peuvent favoriser le choix d'un entraînement pneumatique pour la réalisation d'un travail. Cependant, le rendement énergétique de ce type d'entraînement est souvent faible ; de plus, l'utilisation d'une source de remplacement permet des économies d'énergie électrique importantes.

Un moteur pneumatique, par exemple, couplé à un réducteur de vitesse, aura un rendement global aussi faible que 10 à 15 %, s'il est calculé à partir du rapport de la puissance disponible à l'arbre et de la puissance nécessaire à la compression de l'air utilisé. L'utilisation d'un entraînement électromécanique ou même d'un entraînement hydraulique permettrait d'augmenter ce rendement à environ 75 ou 85 %, à pleine charge.

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Remplacement des pompes utilisant l'air comprimé comme source de puissance

Comme dans le cas des moteurs pneumatiques, les pompes utilisant l'air comprimé comme source de puissance ont un rendement faible.

Ajout d'un surpresseur en remplacement d'une alimentation en air comprimé pour le transport pneumatique

Lorsqu'un système de transport pneumatique fonctionne à une pression inférieure à la pression du réseau de distribution d'air comprimé, il peut être avantageux de remplacer l'alimentation par un surpresseur séparé.

EXEMPLE 4.3 Remplacement des buses pour le sablage au jet de sable

Une petite usine de fabrication de produits métalliques possède deux stations de nettoyage au jet de sable. chacune fonctionne environ 2 000 h/an, à un taux d'utilisation d'environ 60 %. Pour ce qui est du système de compression d'air, il fonctionne environ 6 000 h/an avec une demande moyenne équivalente de 80 %. Enfin, le compresseur à vis monoétagé a une capacité nominale de 1700 pi3N/min.

Données concernant les buses actuelles Type : droit Matériau : carbure de tungstène Diamètre : 3/8 pouce Consommation nominale : 173 pi3N/min

Les buses sont remplacées à intervalles d'environ 200 heures, alors que le diamètre après usure est passé à' environ X6 pouce. Dans ces conditions, la consommation augmentera à 240 pi3N/min, et la consommation moyenne sera de:

Consommation moyenne actuelle en cours de fonctionnement:

On remplace les buses actuelles par des buses en carbure de bore et du type venturi. Après quelques essais, on détermine que celles-ci devraient avoir un diamètre nominal de 1/4 po, pour une consommation nominale de 74 pi3N/min. On suppose une durée de vie de 500 heures et un diamètre final de 5/16 po, pour une consommation de 126 pi3N/min.

De plus, les essais démontrent que, dans ce cas, le temps nécessaire aux opérations de nettoyage peut être réduit de 25 % avec des buses du type venturi, ce qui contribue à réduire davantage la demande en air comprimé.

Consommation moyenne prévue pondérée par le taux d'utilisation et l'augmentation de la productivité.

69

4 . 5 R é d u c t i o n d e l a p r e s s i o n d e s r é g u l a t e u r s d e s é q u i p e m e n t s f o n c t i o n n a n t à l ' a i r c o m p r i m é

On peut réduire la consommation d'air comprimé en réglant la pression secondaire des régulateurs de pression à un niveau optimal.

70

Note: Données 1994

Estimés de 1994.

Ces régulateurs sont souvent considérés à tort comme des accessoires qui entraînent des pertes d'énergie importantes. En effet, on croit souvent que la pression secondaire est obtenue par une peste de charge équivalant à la différence des pressions primaire et secondaire. En réalité, les régulateurs de pression peuvent, au contraire, permettre des économies d'énergie s'ils sont utilisés correctement, s'ils sont de capacité suffisante et de bonne qualité, et s'ils sont entretenus convenablement.

En fait, le régulateur contrôle la pression secondaire en ne laissant passer que le débit nécessaire (débit massique) pour maintenir la pression voulue. Si cette pression est juste suffisante pour obtenir des performances satisfaisantes (force de poussée sur un vérin, couple d'un moteur pneumatique et accélération), le débit massique correspondant est inférieur à celui qu'aurait nécessité un niveau de pression plus élevé à l'entrée de l'outil ou de l'appareil. D'ailleurs, on voit fréquemment des installations qui fonctionnent à des pressions d'entrée trop élevées et qui sont munies de régulateurs de débit conçus pour freiner le mouvement à la sortie d'air. Les régulateurs de débit sont nécessaires pour obtenir ou maintenir une vitesse adéquate de l'appareil, mais contrairement aux régulateurs de pression, ils fonctionnent en créant une différence de pression importante, source de perte d'énergie. Cette perte peut être minimisée.

Afin d'optimiser le fonctionnement des installations pneumatiques, on recommande les mesures suivantes

• Munir les appareils et les outils pneumatiques de régulateurs de pression ;

• Remplacer les régulateurs de pression de capacité insuffisante par des modèles de plus grande capacité ;

• Abaisser la pression d'utilisation à un niveau adéquat ;

• Utiliser des régulateurs de pression séparés à chaque alimentation d'un vérin à double action et ajuster la pression utile au retour de la tige à un niveau inférieur, alors que la charge est réduite ;

• Éliminer, si possible, les régulateurs de débit ou les ajuster pour minimiser les pertes énergétiques

EXEMPLE 4.4 Utilisation de régulateurs de pression

Prenons le cas d'une usine qui utilise quatre chaînes de manutention et d'emballage ayant chacune 15 vérins pneumatiques à double action de dimensions diverses et fonctionnant 6 500 heures par année.

71

On calcule les débits volumétriques normalisés en utilisant les pressions de fonctionnement. Dans le cas des vérins du type A, aucun régulateur de pression n'étant actuellement utilisé, la pression du réseau de distribution agit donc directement. Dans le cas des vérins des types B et C, les pressions aux régulateurs sont utilisées dans le calcul aux conditions existantes.

72

3

En reprenant les calculs pour les autres types de vérins, nous obtenons les résultats suivants :

74

75

76

Note: Données 1994

Données de 1994

4 . 6 R é d u c t i o n d e s p u r g e s à u n n i v e a u n é c e s s a i r e

Dans un système de compression et un réseau de distribution, l'eau doit être récupérée et purgée à plusieurs points : aux refroidisseurs, aux séparateurs, aux filtres, aux réservoirs, aux sécheurs (du type réfrigérant), à tous les points bas du réseau et à chaque conduite secondaire en leur point le plus bas. Les purges manuelles entraînent des pertes d'air trop élevées. Certaines pratiques consistent, d'ailleurs, à laisser les robinets de purge partiellement ouverts.

On peut remplacer les robinets de purge manuelle par des dispositifs de purge automatique qui ne fonctionnent que lorsque la quantité d'eau récupérée est suffisante, et pendant une période de temps limitée. Les robinets de purge automatique doivent être choisis en fonction de la quantité d'eau à évacuer et du niveau de pression. Certains modèles, qui comportent un flotteur, ont tendance à bloquer. Des robinets de purge assistés, munis d'orifices beaucoup plus grands, donnent généralement de bons résultats dans les systèmes courants.

Des robinets du type électrovanne, comportant une minuterie, sont aussi recommandés lorsque la pression du système est inférieure à 200 lb/po2. Ils doivent, cependant, être réglés de telle sorte, qu'ils s'ouvrent selon une fréquence et une période de temps convenables.

Dans certains modèles plus sophistiqués, le flotteur est remplacé par une sonde de niveau à capacitance. L'ouverture de la soupape de drainage est alors commandée électriquement par l'entremise d'un circuit électronique. En théorie, ces robinets n'engendrent aucune perte d'air comprimé, ils sont donc particulièrement recommandés lorsque la pression est élevée et que les fuites sont plus coûteuses.

Certains modèles de robinets de purge automatique sont illustrés à la figure 4.3. Avantages de cette MEEE

• La réduction ou l'élimination de la consommation d'air comprimé pour la purge ;

• Une fiabilité acceptable pour la plupart des modèles.

Inconvénients :

• Le prix élevé de certains modèles qui éliminent les pertes d'air comprimé ;

• Certains modèles exigent un raccordement électrique.

EXEMPLE 4.5 Remplacement de robinets de purge manuelle par des robinets de purge automatique

Considérons le remplacement de 6 robinets de purge manuelle de % pouce, constamment ouverts à environ 20 %, par des robinets de purge automatique du type électrovanne dont l'orifice a un diamètre de 7/16 po et dont le cycle de purge est fixé à 5 secondes d'ouverture, à intervalles de 2 minutes.

Pression du réseau : 100 lb/po2 eff.

Température de l'air comprimé : 70 F Consommation actuelle,

Le débit volumétrique 4 travers un orifice de 4 pouce à une pression de 100 lb/po2 eff., selon les données de la section 4.3, est d'environ 254 pi3N/min.

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Tarif en vigueur en 1994

5 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a r é d u c t i o n d e l a p r e s s i o n


Dans plusieurs installations, pour compenser des inefficacités de toute sorte, on maintient la pression de refoulement des compresseurs à un niveau trop élevé.

ll est possible de réaliser des économies d'énergie électrique en réduisant la pression d'un réseau de distribution d'air comprimé. L'analyse du système et l'observation des pratiques permettent de déterminer les variables qui gagneraient à être modifiées afin de réduire la pression du réseau tout en satisfaisant les exigences du procédé ou des opérations.

On peut réduire le niveau de pression d'un réseau de distribution d'air comprimé, par exemple, en mettant en place une ou plusieurs mesures d'économie d'énergie :

• Abaisser de façon permanente le point de consigne de la pression au refoulement des compresseurs ;

• Réduire le point de consigne de la pression au refoulement des compresseurs au cours des périodes improductives (la fin de semaine, par exemple) ;

• Réduire les pertes de pression d'un réseau de distribution et optimiser le diamètre des conduites ;

• Diminuer les débits ponctuels anormalement élevés en raison des besoins souvent supérieurs à la capacité du système.

5 . 2 R é d u c t i o n d u p o i n t d e c o n s i g n e d e l a p r e s s i o n d e r e f o u l e m e n t d e s c o m p r e s s e u r s

La pression de refoulement d'un système de compression doit être établie en fonction des besoins réels et non de façon plus ou moins arbitraire, comme c'est souvent le cas, ni pour tenter de compenser un problème de capacité insuffisante. Le maintien d'une pression trop élevée entraîne le gaspillage de l'énergie de compression. Cependant, si la pression est insuffisante, le rendement des appareils, comme les outils pneumatiques, peut être réduit, ce qui entraîne une perte d'énergie.

Disons simplement que la pression de refoulement devrait être fixée en fonction de l'appareil demandant le plus haut niveau de pression à son rendement maximal et en fonction des pertes de pression du système au débit maximal. Par exemple, les outils pneumatiques sont, pour la plupart, conçus pour fonctionner efficacement à des pressions effectives d'environ 90 lb/po2, et leur alimentation à des pressions supérieures réduit bien souvent le rendement énergétique de ces appareils.

Avantages de la réduction de la pression de refoulement

• La réduction de la puissance électrique et de la consommation d'énergie ;

• La réduction du débit de fuite ;

• L'augmentation de la plage de débits des compresseurs centrifuges avant le pompage ; cela permet le fonctionnement de l'appareil à des débits plus faibles et à des rendements supérieurs en période de demande réduite.

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Au cours des périodes improductives, on peut réduire davantage le point de consigne de la pression de refoulement. On doit cependant tenir compte des points suivants :

• La pression minimale, à maintenir afin de conserver les fonctions essentielles durant ces périodes (l'instrumentation, par exemple) ;

• La pression minimale à laquelle le compresseur peut fonctionner (qui doit être vérifiée) auprès du fabricant ;

• Le temps requis pour rétablir la pression dans le réseau de distribution après un fonctionnement à pression réduite, en fonction du volume du réseau ;

• Le rendement du compresseur à pression réduite : dans le cas des compresseurs à vis, le rendement peut diminuer sensiblement lorsque le compresseur fonctionne à des pressions éloignées de la pression de refoulement déterminée par le rapport de volume interne (built-in volume ratio).

On peut abaisser de façon permanente le point de consigne de la pression de refoulement d'un compresseur en considérant les possibilités suivantes

• L'optimisation de la pression d'un réseau de distribution en fonction des besoins réels des appareils alimentés ;

• L'optimisation des conduites d'un réseau de distribution ;

• La diminution du débit afin de réduire les pertes de pression dans les accessoires et les conduites, en diminuant, par exemple, les fuites.

Le réglage de la pression de refoulement est généralement très simple puisqu'il suffit de modifier le réglage du point de consigne d'un interrupteur de pression ou d'un dispositif de contrôle.

EXEMPLE 5.1 Réduction de la pression de refoulement d'un système de compression

Dans l'exemple suivant, un système composé de deux compresseurs alternatifs biétagés produit de l'air comprimé pour un atelier de montage. Chacun des compresseurs est muni d'un système de délestage contrôlé par la pression de refoulement du système. Le cycle de service du système est le suivant :

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84

5 . 3 R é d u c t i o n d e s p e r t e s d e

p r e s s i o n d ' u n r é s e a u d e d i s t r i b u t i o n

Les pertes de pression dans les conduites et les divers accessoires d'un réseau représentent une dépense d'énergie inévitable. Ces pertes sont principalement attribuables

- au refroidisseur final ;

- aux filtres à l'entrée et à la sortie des sécheurs ; - aux sécheurs ;

- aux conduites du réseau de distribution, y compris les appareils de robinetterie ;

- aux boyaux alimentant les divers appareils pneumatiques.

La chute de pression qui en résulte doit être ajoutée à la pression finale à maintenir aux appareils afin de déterminer la pression de refoulement du compresseur. Toute mesure d'économie d'énergie visant à diminuer des pertes de pression doit se traduire par un abaissement du niveau de la pression de refoulement ; cela permet de réduire la puissance à l'arbre des compresseurs.

Différents organismes dont le Compressed air and Gas Institute et l'American Society of Plumbing Engineers recommandent, au moment du choix des conduites, que la chute de pression totale entre le point de départ d'un réseau (à la sortie du réservoir) et le point d'utilisation le plus éloigné n'excède pas 10 % de la valeur de la pression initiale. De plus, la vitesse de l'air à l'intérieur des conduites devrait être inférieure à 4 000 pi/min.

II faut bien noter que ces recommandations constituent des limites à ne pas dépasser. Dans la grande majorité des cas, il est préférable de maintenir ces valeurs à un niveau inférieur en tenant compte des frais d'énergie associés aux pertes de pression pour la durée de vie utile d'un réseau. Ainsi, dans la plupart des installations d'air comprimé, on considère comme rentable une chute de pression dans les conduites inférieure à 5 % et parfois inférieure à 2 % de la pression initiale. Le coût marginal exigé pour la mise en place de conduites de diamètre plus grand sera ainsi recouvré à l'intérieur d'une période généralement inférieure à 5 ans.

Cependant, au cours de, nombreuses modifications comme l'ajout de points de consommation, de nouveaux embranchements aux conduites principales existantes, des conduites mal conçues ou trop petites, et dont le parcours est complexe font en sorte que la pression dé fonctionnement est inutilement élevée à l'entrée du réseau. Cela entraîne une consommation accrue et inefficace de l'énergie.

Une source fréquente de perte excessive de pression est liée à l'utilisation des boyaux, bien souvent trop longs, de diamètre intérieur insuffisant ou tout simplement endommagés. Un tube intérieur détérioré peut causer jusqu'à 50 % des pertes de pression. De plus, lorsque le tub intérieur est en mauvais état, il y a de fortes chances que ce boyau laisse fuir une partie du débit, ce qui accroît le gaspillage d'énergie.

Une façon optimale de concevoir les réseaux d'air comprimé dans le but de minimiser la chute de pression consiste à créer une boucle principale à laquelle se raccordent les embranchements secondaires. Dans ce cas, on minimise la perte de charge parce que le fluide parcourt une distance plus courte vers le point d'utilisation.

Au moment de la conception d'un réseau, on doit accorder une attention particulière à l'évaluation d'ajouts possibles afin de permettre le dimensionnement suffisant des conduites.

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En résumé, les mesures d'économie d'énergie électrique applicables aux systèmes existants sont les suivantes

• Le remplacement des conduites de diamètre insuffisant (conduite principale, embranchements secondaires et descentes alimentant les postes de travail) ;

• L'ajout d'une conduite en parallèle pour alimenter une partie du réseau permet de réduire le débit dans la conduite existante dont le diamètre est insuffisant ;

• Le remplacement de boyaux endommagés, trop longs ou de diamètre insuffisant ;

• Le remplacement de raccords rapides par des raccords fixes ou par des raccords rapides à faible perte de pression ;

• L'aménagement d'une boucle d'alimentation, lorsque c'est possible.

Pour ce qui est des nouvelles installations, les mesures d'économie d'énergie électrique sont les suivantes :

• Le choix des conduites de diamètre optimal afin de limiter les pertes de pression à une valeur inférieure à 5 % de la pression initiale en considérant la longueur équivalente totale du circuit le plus restrictif ;

• L'aménagement de boucles de distribution afin de réduire les parcours ;

• La planification de la configuration du système (ajouts possibles de points d'utilisation) ;

• Le dimensionnement des filtres, des refroidisseurs finaux, des sécheurs et de la robinetterie afin de réduire les pertes de pression.

Dans la documentation, on trouve plusieurs tableaux qui permettent d'évaluer les pertes de pression dans les tuyauteries et les boyaux'. À partir de l'équation 2-26, on peut effectuer des calculs, dans le cas de l'air pour des tuyauteries rigides, à l'aide de

chiffriers électroniques.

EXEMPLE 5.2 Réduction des pertes de pression dans un réseau existant

Prenons le cas d'un compresseur alimentant deux ateliers à partir d'une salle

de compresseurs, comme le montre la figure 5.1. La pression manométrique est de 100 lb/po2.

Le calcul des pertes de pression dans chacune des lignes a été effectué à l'aide d'un chiffrier électronique à partir de l'équation 2-26.

Le circuit le plus restrictif dans ce cas correspond aux lignes 1, 2 et 3, totalisant une perte de pression d'environ 21 lb/po2. En ajoutant les pertes de pression des accessoires (environ 12 lb/po2), la pression de refoulement au compresseur atteint 150 lb/po2 abs.

'Ingersol Rand, Compressed Air and Gas Data. Compressed Air and Gas Institute, Compressed Air and Gas Handbook.

86

Le mode de régulation l u compresseur à vis est du type « tout ou rien». Les puissances à l'arbre établies à la site d'un essai sont égales à

BHP 100 % = 494 HP à la charge nominale et

BHP 0 % = 123 HP à charge nulle

Quatre solutions ont été étudiées afin de réduire la perte de pression considérée à la ligne n° 3 1. Remplacer la conduite de la ligne n° 3 par un tuyau de diamètre nominal de 4

pouces ; 2. Remplacer la conduite de la ligne n° 3 par un tuyau de diamètre nominal de 6

pouces ; 3. Ajouter, en parallèle à la conduite de la ligne n° 3, une conduite de diamètre

nominal de 3 pouces afin de réaliser deux circuits séparés ; 4. Ajouter, en parallèle à la conduite de la ligne n° 3, une conduite de diamètre

nominal de 4 pouces.

Compte tenu des ajout possibles dans le premier atelier, la dernière solution a été retenue (voir la figure 5.2), en vue de réduire la pression de refoulement au compresseur à 135 lb/po2 abs. ; la puissance maximale à l'arbre passe ainsi à 463 HP.

En considérant un fonctionnement de 6 000 heures par année à une charge moyenne de 80 %, les consommations avant et après les modifications sont les suivantes

87

5 . 4 I n s t a l l a t i o n d e r é s e r v o i r s d ' a p p o i n t d a n s u n r é s e a u d e d i s t r i b u t i o n

L'installation de réservoirs d'appoint, à proximité d'appareils exigeant de grands débits pendant des périodes de temps très courtes, permet des économies d'énergie plus ou moins importantes selon les conditions d'utilisation et la nature du réseau.

Dans certains réseaux de distribution, on peut parfois observer des baisses de pression importantes au démarrage de ce type d'appareils. Cette baisse, dont l'amplitude varie en fonction du volume de la tuyauterie, est compensée par le maintien du réseau à une pression excessive. Il faut parfois ajouter un compresseur pour satisfaire à la demande instantanée.

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A A A A A A A A A A A

Un réservoir d'appoint régularise le débit du système en fonction de la demande moyenne et non de la demande instantanée. Indirectement, le système gagne donc en capacité.

Les avantages de cette MEEE sont les suivants

• La réduction de la perte de pression dans le réseau ; • La réduction du débit de pointe, c'est-à-dire une variation moins importante du

débit des compresseurs ou une réduction de la fréquence des cycles de charge ; • Une plus grande stabilité de la pression dans le réseau ; • La réduction de la pression de refoulement des compresseurs ; • La réduction de la puissance et de la consommation d'énergie électrique.

EXEMPLE 5.3 Installation d'un réservoir d'appoint

La figure 5.3 illustre un réseau simple dont l'un des appareils a une consommation nominale moyenne de 50 pi3N/min et dont le cycle de fonctionnement est de 3 secondes par minute (le moulage en pression de contenants de plastique, par exemple). La pression minimale requise à l'appareil est de 90 lb/po2 eff.

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91

Le diamètre de l'orifice, calculé à l'aide de l'équation et des valeurs précédentes, est de 0,364 pouce. Un orifice de 0,375 pouce sera choisi.

En utilisant la même équation et en appliquant cette fois une différence de pression maximale entre la pression du réseau et celle du réservoir, on calcule le débit maximal alimentant le réservoir et l'on obtient 73 pi3N/min environ.

Dans ces nouvelles conditions, les pertes de pression dues au frottement dans les conduites selon le parcours le plus restrictif sont les suivantes :

En considérant les pertes de pression aux filtres, au sécheur et au refroidisseur final égales à celles établies précédemment, on détermine la nouvelle pression de refoulement

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Les consommations annuelles d'énergie électrique avant et après l'implantation de la MEEE, calculées pour un fonctionnement de 6 000 h/an, sont les suivantes

Avant la MEEE : 1030 200 kWh/an

Après la MEEE : 976 800 kWh/an

Économies d'énergie électrique : 1 030 200 - 976 800 = 53 400 kwh/an

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6 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e s d ' é n e r g i e

é l e c t r i q u e p a r l ' a m é l i o r a t i o n d e s s y s t è m e s d e r é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s


La section 2.5 décrit les méthodes de régulation du débit des compresseurs volumétriques et dynamiques les plus courantes. Les dispositifs de régulation utilisés ont tous pour fonction de modifier le débit volumétrique du compresseur afin de maintenir certaines variables à l'intérieur de limites fixées selon les besoins du procédé ou du système de distribution. Dans un système d'air comprimé, par exemple, la variable contrôlée sera généralement la pression du réseau au refoulement du compresseur. Le système de régulation du compresseur permettra alors d'augmenter ou de diminuer le débit en fonction de la consommation d'air afin de maintenir la pression du réseau à l'intérieur de la plage fixée. L'étendue de cette plage dépendra des besoins et du type de dispositif utilisé.

Ces dispositifs de régulation ont un rendement énergétique plus ou moins grand selon leur type et le genre de compresseur. L'analyse des méthodes de régulation, en ce qui a trait au rendement énergétique, porte sur deux aspects distincts

• Le choix des méthodes au moment de l'achat et de l'installation de nouveaux compresseurs ;

• Les mesures d'économie d'énergie pouvant s'appliquer aux installations existantes.

6 . 2 C h o i x o u m o d i f i c a t i o n d e s d i s p o s i t i f s d e r é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s f o n c t i o n n a n t à v i t e s s e c o n s t a n t e

6 . 2 . 1 D é l e s t a g e d ' u n c o m p r e s s e u r a l t e r n a t i f

Dans le cas des compresseurs alternatifs fonctionnant à vitesse constante, le délestage par variation de l'espace mort est sans doute la méthode de régulation la plus utilisée et la plus efficace du point de vue énergétique. Pour un compresseur à double action, cette méthode offre généralement cinq niveaux de charge (100, 75, 50, 25 et 0 %) répondant mieux aux variations de la demande du réseau. Le compresseur fonctionne donc le plus souvent au niveau de charge approprié, et les périodes de fonctionnement à charge nulle sont ainsi réduites au minimum. Cela contribue à maintenir le rendement à un niveau optimal.

La méthode de régulation par le maintien des soupapes d'aspiration en position ouverte offre trois niveaux de charge pour un compresseur à double action (100, 50 et 0 %). Si la consommation est souvent pour des périodes prolongées inférieure à 50 % de la capacité, le compresseur devra alterner entre les positions en charge et en délestage complet plus fréquemment, ce qui réduira le rendement énergétique moyen de l'appareil.

Bien que la première méthode de régulation offre le meilleur rendement énergétique, les deux méthodes mentionnées ci-dessus sont toujours préférables aux autres moyens de régulation comme la recirculation du gaz comprimé ou l'évacuation dans l'atmosphère. Ces méthodes ne permettent aucune réduction de la puissance à charge nulle.

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Certains fabricants offrent aussi des dispositifs de régulation qui permettent d'arrêter automatiquement le compresseur après une période de temps de fonctionnement à charge nulle.

6 . 2 . 2 R é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s v o l u m é t r i q u e s r o t a t i f s

Dans le cas des compresseurs à vis, la variation de la capacité volumétrique, au moyen d'une vanne coulissante ou d'un dispositif permettant de faire recirculer une partie du débit aspiré avant la compression, constitue souvent la méthode la plus efficace de moduler le débit. Ce dispositif n'est cependant disponible que pour les compresseurs à injection d'huile et n'est pas offert par tous les fabricants. Il a l'avantage d'exercer une modulation réelle permettant ainsi de maintenir la pression du réseau à l'intérieur d'une plage plus étroite.

Dans les compresseurs vis ou les surpresseurs à lobes droits, le délestage complet de l'appareil en mode « tout ou rien » permet, dans le cas d'une charge fortement variable, de réduire la consommation moyenne. Bien que cette méthode exige une plage de pression plus large, la réduction de la puissance à charge partielle optimise la consommation électrique par comparaison avec la méthode faisant appel au laminage à l'aspiration. Cette dernière méthode a l'avantage de régler le débit en fonction de la demande et de contrôler la pression à l'intérieur d'une plage plus étroite. Cependant, la réduction de la puissance à charge partielle n'étant pas proportionnelle à la réduction du débit massique, la consommation d'électricité demeure plus élevée que celle résultant d'une régulation en mode «tout ou rien ». Par contre, il faut se rappeler que le délestage en mode « tout ou rien » impose certaines contraintes dont il faut tenir compte.

Pour qu'il soient efficaces, les dispositifs de régulation du débit doivent fonctionner correctement. Plusieurs essais réalisés sur des compresseurs à vis démontrent que plusieurs de ces dispositifs agissent en dehors des points de consigne. Par exemple, si la régulation par le laminage débute à une pression inférieure à la valeur minimale requise, un autre compresseur sera souvent mis en marche afin de rétablir la pression dans le système. Dans ce cas, deux compresseurs fonctionnent à charges réduites, alors qu'un seul compresseur pourrait normalement satisfaire la demande. De plus, il peut arriver que la pression de refoulement maintenue en marche à vide soit excessive en raison d'un mauvais fonctionnement du dispositif de délestage. Afin de parer à ces problèmes, on peut:

• procéder régulièrement à la mise au point des dispositifs de régulation ; un intervalle de six choix entre les mises au point est souvent recommandé ;

• remplacer les dispositifs endommagés ou peu fiables par des modèles plus précis ;

• vérifier la qualité des dispositifs de régulation au moment du choix d'un compresseur ; certains dispositifs de conception récente sont précis et maintiennent le fonctionnement selon les valeurs de consigne à l'aide d'une boucle d'asservissement (closed-loop dontrol).

D'autre part, si le compresseur doit souvent fonctionner à très faible charge, il convient d'envisager l'utilisation d'un compresseur d'appoint de plus petite capacité et de revoir, dans son ensemble, le fonctionnement des compresseurs.

Dans tous les cas, l'arrêt des compresseurs après une période de fonctionnement à charge nulle devrait être considéré comme une mesure d'économie d'énergie électrique.

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EXEMPLE 6.1 Choix d'une méthode de régulation pour un compresseur à vis

Dans la plupart des cas, la demande d'air comprimé varie sensiblement. La régulation du débit d'un compresseur permet d'éliminer la purge de l'excès d'air et de réaliser ainsi des économies d'énergie. Cependant, il s'agit de déterminer quelle méthode est la plus intéressante parmi les méthodes de régulation disponibles. Dans un cas particulier, la comparaison des consommations permettra un choix éclairé.

Prenons le cas d'un compresseur à vis à injection d'huile qui alimente un système d'air comprimé dont la pression minimale doit être maintenue à 115 lb/po2 abs. et dont le cycle de charge est le suivant

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Dans la méthode de régulation par laminage à l'aspiration appliquée à un compresseur volumétrique, le débit volumétrique demeure constant, mais le débit massique varie en proportion du rapport des pressions en amont et en aval du volet de régulation. La figure 6.1 illustre les différentes variables considérées. Les résultats du calcul de la puissance à l'arbre sont les suivants

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Dans ce cas, la variation de la puissance est représentée par la courbe 2 de la figure 6.3.

Variation de la puissance d'un compresseur (Exemple 6.1)

l Régulation par laminage (variation continue)

2 Régulation en mode « tout ou rien » (variation discrète)

3 Régulation par variation du rapport volumétrique à l'aide d'une vanne de modulation (variation continue)

Dans le cas de la régulation à l'aide d'une vanne de modulation qui fait varier le rapport volumétrique interne, la pression de refoulement est maintenue à 115 lb/po2 abs. La puissance maximale est identique à celle calculée, dans le premier cas, au débit maximal et égale 315 HP.

Pour les autres conditions de charge, on assume que la puissance varie linéairement, comme l'illustre la courbe 3 de la figure 6.3 ; la puissance est égale à 57 % de la puissance maximale pour une charge de 40 % de la capacité du compresseur.

Le tableau 6.1 résume les consommations obtenues aux différentes conditions de charge dans les trois cas étudiés. On remarque que la régulation par laminage à l'aspiration, notre cas de base, représente la dépense d'énergie la plus importante. Bien que sa consommation moyenne soit pratiquement identique à celle de la régulation à l'aide d'un dispositif faisant varier le rapport volumétrique, le mode de régulation « tout ou rien » présente l'inconvénient d'accroître la pointe de puissance et nécessite un réservoir de plus grande capacité.

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Économies annuelles d'énergie : 1 299 300 -1 202 100 = 97 200 kWh/an

6 . 2 . 3 R é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s c e n t r i f u g e s

Dans la plupart des applications de compresseurs centrifuges à vitesse constante, la régulation du débit à 'aide d'aubes réglables à l'aspiration (inlet guide vanes) ou d'ailettes réglables, situées dans le diffuseur, permet d'obtenir le meilleur rendement énergétique. Ces deux méthodes comportent deux avantages majeurs : d'une part, elles étendent la plage de régulation en repoussant la limite de pompage de l'appareil à charge réduite ; d'autre part, elles réduisent substantiellement la consommation d'énergie comparativement à toute autre méthode de régulation à vitesse constante. Dans le cas des compresseurs d'air ou des surpresseurs centrifuges, les aubes réglables à l'aspiration sont souvent offertes en option. Dans le cas des compresseurs de gaz de procédé, ces deux dispositifs sont offerts séparément ou peuvent être combinés afin d'obtenir une plage de régulation encore plus étendue si nécessaire.

Le système de régulation de base d'un compresseur d'air du type centrifuge disponible chez les fabricants consiste généralement à combiner le laminage à l'aspiration et le délestage complet de l'appareil à l'approche de la limite de pompage. Cependant, le délestage du compresseur impose une forte charge sur les paliers, et le nombre de cycles doit donc être limité. Le délestage est d'ailleurs généralement remplacé par une évacuation dans l'atmosphère afin de ne pas imposer ces contraintes aux appareils. En raison, d'une part, d l'augmentation du rapport des pressions dans la plage de régulation et, d'autre part, d'une plage inférieure aux deux méthodes mentionnées précédemment, la consommation moyenne avec le laminage sera supérieure. Par conséquent, selon la variation de la demande et le cycle de service, il peut être avantageux d'utiliser des aubes réglables à l'aspiration en remplacement du système de régulation par laminage.

99

L'une des méthodes de régulation les moins efficaces consiste à régler le débit par le laminage au refoulement. Comparativement au laminage à l'aspiration, le point de fonctionnement sur la courbe caractéristique est établi à un taux de compression plus élevé dans le cas du laminage pratiqué à la sortie du compresseur. Ainsi, pour un même débit massique, la puissance est plus élevée si le laminage est pratiqué au refoulement ; la pression du réseau résulte de la perte de pression à la vanne de régulation. Il est donc préférable de remplacer cette méthode par des méthodes moins énergivores.

La protection contre le pompage consiste à évacuer ou à faire recirculer la portion excédentaire du débit afin de maintenir le débit passant au compresseur au-dessus de la valeur minimale. Le meilleur rendement est obtenu lorsque le compresseur peut utiliser la plage maximale de fonctionnement avant que la protection n'entre en jeu. Nous avons déjà indiqué que cette plage est fonction du type de dispositif de régulation de la capacité volumétrique de l'appareil. Plus la plage est étendue, plus le rendement énergétique du compresseur pour une variation donnée de la demande est élevé. il faut cependant que l'appareil puisse utiliser toute la plage.

EXEMPLE 6.2 Choix de la méthode de régulation d'un compresseur centrifuge

Dans l'exemple suivant, on établit une comparaison entre les consommations d'un compresseur centrifuge dont le débit est réglé à l'aide d'un volet au refoulement (laminage au refoulement), d'un volet à l'aspiration (laminage à l'aspiration) ou d'aubes réglables à l'aspiration. Les figures 6.4a, 6.4b et 6.4c illustrent ces modes de régulation.

100

Supposons que le débit du compresseur soit réglé pour maintenir une pression dans le réseau égale à 125 lb/po2 abs. et que le cycle de service soit le suivant :

Le compresseur triétagé est muni d'un moteur électrique d'une puissance nominale de 900 HP et son rendement nominal est de 96 %.

• Laminage au refoulement

Cette méthode est rarement utilisée pour la compression d'air. Elle est tout de même présentée dans cet exemple afin d'établir les différences dans les méthodes de calcul et les consommations.

Pour obtenir, par exemple, 3 600 pi3/min aux conditions d'aspiration (14,5 lb/po2 et 60 °F), on détermine, sur la courbe du compresseur illustrée à la figure 6.5, le rapport des pressions total pour les trois étages

r3 600 = 9,44

pour un seul étage de compression :

ri 3 600 = 9,44 1/3 = 2,113

101

À l'aide de l'équation 2-15a, on peut estimer la puissance à l'arbre d'un compresseur centrifuge. Dans ce cas, afin d'établir une comparaison valable entre les puissances selon les trois méthodes de régulation, on doit tenir compte de la variation des rendements polytropiques dont la courbe est montrée à la figure 6.5.

En observant la courbe caractéristique de la figure 6.5, on note aussi que le débit minimal de 2 400 pi3/min est inférieur à la limite fixée pour éviter le pompage. À ce point de fonctionnement, le compresseur devra donc fonctionner selon le point précédent, à 2 800 pi3/min, et le volume excédentaire doit être évacué dans l'atmosphère ou recirculer.

• Laminage à l'aspiration

Le laminage à l'aspiration permet au compresseur de fonctionner à des rapports de pressions inférieurs. Ainsi, même si le débit volumétrique est plus grand, la puissance à l'arbre est réduite par rapport au cas précédent. Le calcul du rapport des pressions dans la régulation par laminage à l'aspiration est illustré à la figure 6.6.

102

Comme dans le cas précédent, le dernier point du cycle de service se situe en deçà de la limite du pompage. Le point de fonctionnement doit donc correspondre à un débit V1' égal à 2 800 pi3/min.

• Utilisation d'aubes réglables à l'aspiration

Pour évaluer la puissance d'un compresseur centrifuge muni d'aubes réglables, il est nécessaire d'avoir à sa disposition des courbes caractéristiques du compresseur semblables à celles présentées à la figure 6.7. Ces courbes donnent les performances du compresseur à plusieurs positions des aubes.

Dans notre exemple, le compresseur doit être réglé pour maintenir une pression de refoulement donnée, soit 125 lb/po2 abs. On peut présumer que la pression en aval des aubes est égale à celle en amont, et que le rapport des pressions demeure constant pour toute la plage. Selon les courbes de la figure 6.7, on note, entre autres, que le débit volumétrique peut être baissé jusqu'à 60 % (soit 2 400 pi3/min) sans dépasser la limite de pompage, ce qui n'ôtait pas le cas dans les deux méthodes précédentes.

A chaque point de fonctionnement, la puissance à l'arbre est calculée en tenant compte du rendement polytropique relevé sur les courbes de la figure 6.7.

Le tableau 6.2 résume les valeurs de puissance obtenues à chaque point de fonctionnement selon les trois méthodes de régulation, ainsi que les consommations d'énergie électrique pour une année.

En général, les compresseurs centrifuges pour la production d'air comprimé sont offerts avec le laminage à l'aspiration comme méthode de régulation. Ce cas nous servira de base de comparaison pour les consommations d'énergie électrique.

103

Économies annuelles d'énergie : 4 924 368 - 4 893 674 = 30 694 kWh/an

Courbes caractéristiques d'un compresseur muni d'aubes réglables

Notre exemple indique que le gain énergétique résultant de l'utilisation d'aubes réglables peut être relativement faible. Il est fortement lié, d'une part, à la variation du rendement polytropique et, d'autre part, au cycle de service du compresseur. Ces deux paramètres sont parfois difficiles à évaluer.

En effet, les courbes sont difficiles à obtenir notamment celles ayant trait aux aubes réglables. Il importe donc de consulter le fabricant afin d'obtenir une évaluation pour un cas particulier. De plus, il peut être difficile de déterminer le cycle de service d'un système de compression, surtout s'il s'agit d'une nouvelle installation. Par contre, puisque le coût des aubes réglables ne représente qu'une partie relativement faible du coût total du compresseur, les économies à long terme seront probablement suffisantes pour compenser la dépense supplémentaire, d'autant plus si le cycle de service comporte des pointes à des capacités inférieures à 70 % de la capacité nominale.

6 . 3 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a r é g u l a t i o n e t l a m a r c h e s é q u e n t i e l l e d e c o m p r e s s e u r s m u l t i p l e s

6 . 3 . 1 R a i s o n s d e l ' u t i l i s a t i o n d e p l u s i e u r s c o m p r e s s e u r s e t l e u r c o n f i g u r a t i o n d a n s u n s y s t è m e

Les principaux critères qui déterminent le nombre de compresseurs d'un système d'air comprimé sont les suivants • Les niveaux de pressions requis en fonction des différents utilisateurs ; • Les débits requis pour chaque niveau de pression ; • La variation de la demande ou cycle de service ; • L'investissement initial et les coûts de fonctionnement ; • La nécessité de maintenir une capacité de réserve.

En général, le rendement énergétique des différents types de compresseurs augmente avec la capacité de l'appareil. Cela signifie donc qu'il est avantageux de ne pas multiplier le nombre de compresseurs desservant un réseau. Cependant, le rendement d'un compresseur est toujours supérieur si son fonctionnement se rapproche du point de conception. Par conséquent, lorsque la demande varie fortement, il sera préférable de faire fonctionner et parallèle un certain nombre de compresseurs qui répondront respectivement à une partie, donnée de la demande. On établit donc la condition optimale en évaluant lés coûts de fonctionnement qui tiendront compte de l'entretien,

105

de l'amortissement des investissements et des frais d'électricité pour la vie utile de l'installation. Chaque cas est différent et demande donc une évaluation propre. Toutefois, nous pouvons mettre en relief certaines mesures qui peuvent conduire à une réduction de la consommation d'énergie électrique.

Lorsqu'une grande partie de la demande requiert un niveau de pression passablement inférieur à la pression du réseau pour l'air d'instrumentation, par exemple, il est préférable d'installer un compresseur et un réseau de distribution conçus à cette fin. En plus de réduire les pertes de pression, cette configuration permettra d'utiliser, dans certains cas, un compresseur sans injection d'huile pour l'air d'instrumentation et des compresseurs lubrifiés plus performants pour l'air d'usine.

Pendant des périodes de faible consommation, l'utilisation d'un compresseur ayant une capacité correspondant à la demande de base permet l'arrêt des autres compresseurs.

Dans des usages à très haute pression, l'utilisation de compresseurs placés en série permet de diminuer les frais d'énergie.

L'utilisation de plusieurs compresseurs pour des procédés chimiques peut aussi s'avérer efficace du point de vue énergétique car, dans plusieurs cas, une grande partie de l'énergie peut être récupérée. Dans les procédés de liquéfaction, par exemple, des turbines entraînant des compresseurs d'appoint, récupèrent l'énergie à l'étape de la détente et permettent de réduire ainsi la puissance du compresseur de recirculation en diminuant le rapport des pressions de celui-ci.

6 . 3 . 2 R é g u l a t i o n d e s c o m p r e s s e u r s m u l t i p l e s

Les objectifs d'un système de régulation qui commande plusieurs compresseurs fonctionnant en parallèle sont les suivants • Répondre à la demande en minimisant la puissance requise : un système peut

favoriser, par exemple, le fonctionnement des compresseurs les plus efficaces ; • Réduire le fonctionnement inefficace à charge partielle et les cycles d'arrêt et de

départ ou de charge et de délestage des appareils ; • Répartir le plus possible les heures de fonctionnement entre les appareils de

rendement équivalent ; • Éviter le pompage dans le cas des compresseurs dynamiques.

Les méthodes de régulation de compresseurs fonctionnant en parallèle dans un système peuvent varier d'un système à l'autre selon des exigences spécifiques (principalement la variation de la demande) et le mode de régulation de chacun des appareils. Cependant, en général, on doit mettre en marche ou arrêter les différents appareils en séquence en fonction de la demande. L'écart entre la demande et le débit des compresseurs se traduira par une augmentation ou une diminution de la pression du système dans la mesure où la capacité est supérieure ou inférieure à la demande. On peut facilement conclure que la méthode de régulation la plus efficace du point de vue de la consommation d'énergie maintiendra ces écarts de pression à l'intérieur de la plage la plus étroite possible, sans que les cycles de charge et de délestage, ou d'arrêt et de départ ne soient excessifs (en supposant qu'ils soient permis).

Dans la plupart des cas de compression d'air, la variable de contrôle est la pression du système. Si la régulation de chaque compresseur n'est assurée que par un écart de pression donné, la plage totale de la pression est importante, ce qui est inefficace.

106

La limite inférieure étant déterminée par les besoins réels du système, tout fonctionnement au-dessus de cette limite constitue une dépense d'énergie inutile. Une autre approche consiste à mettre en marche ou à arrêter un compresseur si la pression du système est inférieure ou supérieure aux limites établies pendant un délai fixé, ces limites étant les mêmes pour tous les appareils. Le dispositif de régulation agit sur un compresseur donné afin d'assurer la rotation des appareils et de répartir les temps de fonctionnement. Cela permet de réduire la plage de variation de la pression du système. Le délai doit être fixé en fonction des caractéristiques de chaque système. Le dispositif peut aussi modifier le délai proportionnellement à la variation de la pression : le délai est court si la variation est rapide, et il est plus long si la variation de la pression est lente.

EXEMPLE 6.3 Modification de la méthode de régulation de plusieurs compresseurs fonctionnant en parallèle

Un système comprend quatre compresseurs et est conçu de sorte que chacun des compresseurs est mis en charge selon le graphique de la figure 6.8. La plage de pression s'étend de 115 à 135 lb/po2 abs. pour des débits pouvant atteindre jusqu'à 6 000 pi3/min selon le cycle de servie suivant

Dans le calcul des puissances, on suppose qu'à chaque condition de charge, le ou les compresseurs fonctionnent à la pression médiane de la plage ; on néglige alors la puissance lorsque le compresseur est délesté, puisque cette consommation sera la même après modification de la méthode de régulation. De plus, on procédera au calcul sans tenir compte de la rotation des appareils dont l'effet est nul si nous considérons quatre compresseurs parfaitement identiques.

Par exemple, lorsque la demande est de 3 000 pi3/min, deux compresseurs fonctionnent, et la pression peut varier entre 125 et 130 lb/po2. La puissance de chaque compresseur est calculée à l'aide de l'équation 2-15a pour un compresseur à vis monoétagé à injection d'huile

La stratégie proposée est illustrée à la figure 6.9. Elle consiste à mettre en charge un compresseur lorsque là pression est inférieure à la limite fixée pendant un intervalle ∆t fixe ou variable. Un compresseur est délesté lorsque la pression excède la limite supérieure pendant un intervalle de temps. Dans ce cas-ci, les limites sont estimées à 115 et 125 lb/po2, et la puissance est calculée pour une valeur intermédiaire, soit 120 lb/po2. 107

Le choix de la capacité des appareils fonctionnant en parallèle doit tenir compte de la variation de la demande. Si cette variation est relativement faible en proportion avec la demande totale, un seul compresseur sera utilisé pour répondre à cette variation. Ce compresseur sera de capacité suffisante pour s'ajuster à la demande à l'intérieur de sa plage de régulation afin d'éviter la recirculation, le délestage ou l'évacuation partielle du débit et de forcer la régulation d'un deuxième compresseur. La demande de base (dans ce cas, importante) sera assurée par l'installation d'un nombre minimal de compresseurs qui pourront fonctionner continuellement à charge maximale et à leur rendement maximal.

Si, par contre, la variation du débit est importante, pour une partie ou pour toute la période de fonctionnement, il est avantageux d'installer un ou des compresseurs efficaces qui répondront à la demande de base, et d'autres qui pourront être mis en marche et réglés en séquence afin de répondre à la demande variable ; leur nombre et leur capacité sont fonction de cette demande et de sa variation dans le temps. Idéalement, la répartition du fonctionnement de chaque compresseur devrait permettre l'arrêt ou, tout au moins, le délestage complet d'appareils pendant les différents paliers de demande afin d'éviter la régulation par la recirculation ou par l'évacuation.

108

Données de 1994

6 . 4 E n t r a î n e m e n t s à v i t e s s e v a r i a b l e

6 . 4 . 1 G é n é r a l i t é s

Comme nous l'avons mentionné à la section 2.5, pour tous les types de compresseurs le débit volumétrique peut être réglé en faisant varier la vitesse de rotation. En principe, ce type de régulation est idéal, puisqu'il permet d'ajuster exactement le débit à la demande. Cependant, selon le type de compresseur, cette variation est limitée à une plage plus ou moins étendue, ce qui restreint l'intérêt d'une telle mesure aux applications dont la demande s'inscrit à l'intérieur de la plage possible de variation du débit.

Toute modification de la vitesse de rotation d'un compresseur ou d'un surpresseur doit être considérée avec soin. On doit, dans tous les cas, consulter le fabricant pour vérifier la faisabilité et les limites d'application d'une telle mesure.

De plus, rappelons quel la plupart des compresseurs à vitesse constante sont munis de dispositifs de délestage relativement peu coûteux qui rendent l'ajout d'un entraînement à vitesse variable plus difficilement justifiable. Une analyse financière déterminera si, dans un cas particulieri1 il peut être intéressant d'implanter une telle mesure. En outre, de façon générale, le prix des régulateurs de vitesse à variation de fréquence augmente fortement dès que la puissance dépasse 250 ou 300 HP. Il faut donc être vigilant dans l'évaluation des coûts et des économies au-delà de cette gamme.

Les modèles d'entraînement à vitesse variable (EVV) offerts sont présentés dans le Guide technique - Entraînements à vitesse variable.

6 . 4 . 2 V a r i a t i o n d e l a v i t e s s e d ' u n c o m p r e s s e u r v o l u m é t r i q u e

La plage de régulation de la vitesse d'un compresseur alternatif est comprise entre 15 et 100 % de sa vitesse nominale. Dans le cas d'un compresseur à vis, cette plage varie de 50 à 100 % de, la vitesse nominale. Cela permet donc de maintenir dans le réseau de distribution une pression donnée en faisant varier le débit pour répondre à la demande.

Dans le cas des compresseurs volumétriques, la puissance de compression varie proportionnellement au débit.

Les surpresseurs à lobes droits sont en général indiqués pour l'installation d'entraînements à vitesse variable. Dans la plupart des cas, la puissance de ces appareils ne dépassant pas 200 HP, ,il est plus facile de justifier la mise en place de la mesure. De plus, le laminage à l'aspiration ou l'évacuation sont les moyens le plus souvent utilisés pour régler le débit volumétrique de ces appareils. La variation de vitesse permet, dans plusieurs cas, d'en améliorer le rendement énergétique. Il faut cependant noter que le rendement volumétrique des surpresseurs à lobes droits diminue avec la réduction de la vitesse. 1 faut en tenir compte dans l'évaluation des consommations.

109

6 . 4 . 3 V a r i a t i o n d e l a v i t e s s e d ' u n c o m p r e s s e u r d y n a m i q u e

Comme pour les compresseurs volumétriques, la réduction de la vitesse d'un compresseur ou d'un surpresseur dynamique permet de réduire le débit volumétrique de l'appareil. Cependant, le point de fonctionnement se déplace alors sur la courbe de système et non sur la courbe caractéristique à vitesse constante. Le nouveau point de fonctionnement correspondra au point d'intersection de la courbe de système et de la courbe caractéristique à la nouvelle vitesse de rotation de l'appareil. Cependant, dans la plupart des cas, une seule courbe caractéristique est disponible, à la vitesse nominale, ce qui ne permet pas de déterminer graphiquement le nouveau point de fonctionnement. Dans ce cas, il faut utiliser les variables réduites définies à la section 2.4.6.2 pour déterminer les caractéristiques à une vitesse de rotation différente. Ces calculs peuvent être réalisés par le fabricant qui pourra, par la même occasion, formuler des recommandations qui tiendront compte de tous les facteurs visant la variation de vitesse du compresseur.

Dans la plupart des cas, il est possible d'utiliser, pour les compresseurs centrifuges, des méthodes de régulation qui permettent de réduire la puissance de façon appréciable et de réaliser des économies d'argent. Les entraînements à fréquence variable (EFV) sont donc peu susceptibles d'être retenus pour ce type de compresseurs, du moins dans les applications courantes. Par contre, lorsqu'il n'est pas possible d'utiliser un moyen plus économique, on peut avoir recours aux EFV pour certains compresseurs ou surpresseurs centrifuges (voir l'exemple 6.5).

6 . 4 . 4 L i m i t e s d e l a v a r i a t i o n d e l a v i t e s s e d ' u n c o m p r e s s e u r d y n a m i q u e

L'utilisation de la variation de la vitesse d'un compresseur dynamique présente certaines contraintes

• Une vitesse minimale en raison du pompage ;

• Des vitesses minimales et maximales imposées par la nécessité de fonctionner à des vitesses éloignées des vitesses critiques ;

• La difficulté, dans certains cas, de maintenir la pression minimale du système lorsque la vitesse de rotation est réduite.

6 . 4 . 5 C a l c u l d e s é c o n o m i e s d ' é n e r g i e

On calcule des économies d'énergie d'un appareil de compression muni d'un entraînement à vitesse variable à l'aide des formules présentées aux sections 2.3 et 2.4, et en considérant les limites d'application pour chaque type d'appareil. Pour les compresseurs et les surpresseurs centrifuges, il est recommandé d'obtenir, auprès d'un fabricant, les valeurs requises. La démarche est donc la suivante

• Calculer ou obtenir la puissance à l'arbre (BHP) de l'appareil à chaque point de fonctionnement ;

• Évaluer la puissance requise par le moteur (Pm) (kW) en utilisant la formule 3-1 de la section 3.1 ;

110

111

Nous supposerons donc des pertes mécaniques égales à 6 % de la puissance de compression (Pg) pour toutes les vitesses de rotation du surpresseur.

En fonction des besoins, le débit normalisé varierait selon le cycle de service suivant :

L'installation d'un entraînement à vitesse variable permet dans ce cas de réduire la consommation d'énergie pendant une partie importante de l'année.

Le tableau 6.4 présente les résultats des calculs en comparant le fonctionnement de l'appareil à vitesse constante et celui du même appareil muni d'un entraînement à vitesse variable.

Économies annuelles d'énergie :

1 258 000 kWh/an - 1042 950 kWh/an = 215 050 kWh/an

EXEMPLE 6.5 Variation de la vitesse d'un compresseur centrifuge

Prenons le cas d'un compresseur de chlore alimentant une unité de liquéfaction dont les caractéristiques sont les suivantes

• Nombre d'étages de compression : 2

• Vitesse de rotation : 17 200 tr/min

• Puissance nominale du moteur : 350 HP

• Rendement nominal du moteur : 0,94

112

L'instrumentation disponible a permis de réaliser un essai de rendement et de tracer la courbe caractéristique la courbe de rendement du compresseur (figure 6.11). On a établi la courbe dé système en considérant uniquement les pertes de charge des conduites qui alimentent l'unité de liquéfaction et la perte de pression dans la vanne de régulation en position entièrement ouverte.

Deux conclusions peuvent être tirées de l'examen des données de fonctionnement aux conditions existantes

- Dans les deux modes considérés, une perte de charge importante est engendrée par la vanne de régulation afin de répondre au débit et à la pression de fonctionnement de l'unité de liquéfaction ;

- Dans le mode n° 2, la limite de pompage, à environ 2 900 pi3/min, impose au système la recirculation d'une partie importante du débit.

113

Compresseur de chlore (Exemple 6.5)

Il y a donc un potentiel d'économie d'énergie électrique si, d'une part, la vitesse de rotation du compresseur peut être abaissée de manière à réduire la pression de refoulement et le travail de compression, et, d'autre part, si le débit peut être réglé pour satisfaire aux deux modes tout en évitant la recirculation.

Une solution que l'on peut envisager consiste à modifier le rapport de réduction de l'entraînement mécanique et à utiliser des aubes réglables ou le laminage à l'aspiration. Cependant, elles ont été écartées notamment parce que l'implantation aurait occasionné un arrêt prolongé de l'unité et coûteux.

L'installation d'un entraînement à fréquence variable (EFV) est donc la solution envisagée. Les courbes de performances dressées au cours de l'essai de rendement ont été fournies au fabricant du compresseur. Le fabricant a réalisé les calculs nécessaires et la vérification de la faisabilité technique de la solution ; il confirme que les nouvelles vitesses de fonctionnement seraient au-delà des limites des vitesses critiques du compresseur. Ces résultats sont résumés dans le tableau 6.5 et illustrés à la figure 6.10 pour chaque mode aux conditions proposées.

Économies annuelles d'énergie

2 294 346 kWh/an -1871 366 kWh/an = 422 980 kWh/an

114

115

7 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l ' o p t i m i s a t i o n d e s a p p a r e i l s l i é s à l a c o m p r e s s i o n


Ces mesures d'économie d'énergie comprennent entre autres :

• Le remplacement ou la modification d'un compresseur afin d'en améliorer le rendement ;

• Le choix ou le remplacement de sécheurs d'air par des sécheurs moins énergivores ;

• L'optimisation des outils et des accessoires pneumatiques ;

• La relocalisation de l'aspiration d'air des compresseurs ;

• Le remplacement de moteurs électriques par des moteurs à haut rendement.

7 . 2 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e l i é e s a u r e n d e m e n t d e s c o m p r e s s e u r s

Le rendement global d'un compresseur ou d'un surpresseur est composé du rendement thermodynamique (rendement polytropique) et du rendement mécanique de l'appareil (pertes par frottement). L'évolution de la conception des compresseurs, particulièrement les compresseurs à vis et les compresseurs dynamiques, a permis, depuis quelques années, d'améliorer ces deux aspects du rendement. Par exemple, dans le cas des compresseurs centrifuges, on obtenait autrefois des rendements polytropiques de l'ordre de 70 à 75 % par étage de compression ; ces rendements peuvent maintenant atteindre 85 % grâce au développement aérodynamique des impulseurs et des éléments diffuseurs.

De plus, les performances de certains appareils existants ont diminué au fil des années à la suite de l'usure normale ou d'un entretien insuffisant. Dans ce cas, il serait approprié de considérer l'évaluation d'une mesure visant un entretien complet ou une remise à neuf de l'appareil, et de la comparer avec celle prévoyant son remplacement.

Le choix du type de compresseur en fonction des capacités volumétriques est aussi important. En règle générale, les compresseurs alternatifs, particulièrement ceux à double action, présentent le meilleur rendement. Viennent ensuite les compresseurs à vis à injection d'huile et, enfin, les compresseurs centrifuges. Les compresseurs à vis du type sec ont une consommation unitaire généralement supérieure aux compresseurs à vis à injection d'huile pour les applications usuelles.

L'ordre dans lequel sont présentés les différents types de compresseurs ne représente que des tendances générales, et il est recommandé de vérifier les rendements dans chaque cas ; en effet, on remarque souvent des écarts d'un fabricant à l'autre et parfois entre les différentes séries d'un même fabricant.

Le remplacement ou la modification d'un appareil en vue d'en améliorer le rendement énergétique exige des investissements importants. La rentabilité de cette mesure doit donc être vérifiée avec soin ; elle n'est justifiée que lorsque le rendement de l'appareil existant est en deçà des valeurs normales. Dans certains cas, elle peut cependant être appliquée avec succès. Tous les coûts afférents doivent être correctement évalués les structures, l'alimentation électrique, l'instrumentation et les dispositifs de régulation, les tuyauteries, les frais d'ingénierie et d'installation, etc.

116

Les indices suivants peuvent indiquer des possibilités d'implantation de cette mesure ; il ne s'agit que de points , de repère, car la MEEE proposée n'est pas justifiée dans tous les cas

• Un surpresseur à lobes droits dont le rendement volumétrique est faible (inférieur à 70 %, par exemple) ;

• Un compresseur alternatif dont le rendement polytropique serait inférieur à 80 % pour chaque étage ;

• Un compresseur centrifuge dont le rendement polytropique serait inférieur à 70 % pour chaque étage ;

• Un compresseur polyétagé sans refroidissement intermédiaire ou dont les refroidisseurs intermédiaires sont peu efficaces ;

• Un compresseur sans système de délestage ou de régulation de la capacité ;

• Un compresseur dont le rendement mécanique est faible (inférieur à 75 ou à 80 %, par exemple).

Dans certains cas, une évaluation minutieuse du rendement actuel de l'appareil peut être requise. Il peut être nécessaire de réaliser un essai de rendement détaillé du compresseur qui permettra d'évaluer le rendement polytropique de chaque étage de compression et le rendement mécanique de l'appareil.

EXEMPLE 7.1 Modification d'un compresseur centrifuge

Un essai de rendement t été réalisé sur un compresseur d'azote dont la consommation unitaire, mesurée au moment d'une étude sommaire, révélait un rendement faible. Caractéristiques du compresseur

Type : Centrifuge

Nombre d'étages : 4

Puissance du moteur : 5 300 HP

Efficacité nominale du moteur : 96

Heures de fonctionnement : 8 700 h/an

La mesure de la température de refoulement de chaque étage durant l'essai de rendement a permis d'évaluer les rendements polytropiques de chaque étage

Étage de Ep de chaque compression étage 1 0,79 2 0,83 3 0,74 4 0,84

Les résultats indiquent' que le premier et particulièrement le troisième étage ont un rendement faible. Une vérification auprès du fabricant a permis de vérifier la possibilité de modifier l'appareil afin d'obtenir un rendement moyen d'environ 0,85 pour chaque étage de compression cette modification nécessiterait un investissement d'environ

1 100 000$.

(Note: Données de 1994)

117

Dans ce cas-ci, le client profitera de la baisse de puissance unitaire pour augmenter la production d'environ 5 % en modifiant quelque peu les conditions de l'unité de compression.

Les puissances et les consommations d'énergie électrique avant et après la modification, aux conditions de fonctionnement et au niveau de production actuels, sont les suivantes

118

À ces conditions de fonctionnement, l'économie d'énergie électrique égale donc: 35 148 000 – 30 885 000 = 4 263 000 kWh/an Autre avantage: Profit sur la production supplémentaire

7 . 3 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e v i s a n t l e c h o i x , l e f o n c t i o n n e m e n t o u l a m o d i f i c a t i o n d e s s é c h e u r s d ' a i r

7 . 3 . 1 C h o i x d e s s é c h e u r s d ' a i r

La section 2.6.1 décrit les principaux types de sécheurs d'air utilisés dans l'industrie. On note que la dépense d'énergie varie selon le type de sécheur, de la configuration particulière pour la régénération dans le cas des sécheurs par adsorption et des méthodes de contrôle a optées. Le choix d'un sécheur repose d'abord sur l'évaluation des besoins réels. Plusieurs applications ne requièrent pas un point de rosée de l'air inférieur à 35 °F à la Pression du système. Un sécheur réfrigérant assure dans ce cas la consommation minimale d'énergie. Par contre, lorsque l'air doit être ramené à un niveau supérieur d'assèchement, les sécheurs par adsorption s'imposent. Cependant, ceux-ci sont de configurations diverses. Les sécheurs dont le prix d'achat est moindre auront bien souvent une consommation d'énergie supérieure. Le coût de fonctionnement à long terme doit être pris en compte.

Voici les principales approches que l'on peut considérer au moment du choix d'un sécheur. Il importe de les comparer entre elles afin de déterminer, dans un cas donné, la solution qui répondra le mieux aux exigences tout en étant la plus rentable à long terme.

Il convient d'utiliser

• un sécheur réfrigérant lorsque le point de rosée peut être de 35 °F ou plus ;

• un sécheur réfrigérant pour tout le débit et un sécheur par adsorption uniquement pour le traitement dé la quantité d'air nécessitant un degré supérieur d'assèchement (air d'instrumentation, par exemple) ;

• des sécheurs de petites dimensions en vue d'une utilisation locale qui pourrait répondre à des besoins spécifiques ;

• un sécheur hybride combinant un sécheur réfrigérant placé en amont d'un sécheur par adsorption (celui-ci doit être muni d'un dispositif de contrôle) ;

• un sécheur par adsorption dont la régénération se fait avec chauffage plutôt qu'un modèle sans chauffage ;

• un sécheur dont la chaleur de régénération est celle du compresseur lorsque celui-ci est non lubrifié (sécheur à tambour rotatif, par exemple).

Certaines mesures permettent de réduire la consommation d'énergie des sécheurs par adsorption :

• La récupération de l'air comprimé utilisé à la régénération ;

• Le contrôle des cycles de séchage et de régénération en fonction de la demande et de la charge humide ;

• Le contrôle du cycle de refroidissement par la mesure de la température du dessiccatif ;

• Le réglage de la valeur de consigne du point de rosée.

119

On évalue la consommation d'énergie d'un sécheur d'air en calculant, selon le cas, la somme des consommations liées aux aspects suivants :

• La perte de charge dans l'appareil ;

• La puissance électrique de chacun des moteurs : compresseur du système de réfrigération, ventilateur(s) du condenseur, soufflante de l'air de régénération et de l'air de refroidissement, tambour rotatif, etc. ;

• La puissance électrique des éléments chauffants ;

• La puissance équivalente à la compression de l'air utilisé pour la régénération et le refroidissement.

Si certains de ces paramètres peuvent donner une indication relative de la consommation d'énergie, il faut bien noter qu'une comparaison valable d'un appareil par rapport à un autre doit se baser sur les consommations réelles du système de compression et du sécheur dans chaque cas étudié. Il faut tenir compte des points suivants

• La réduction ou l'élimination du débit d'air requis à la régénération d'un sécheur a un effet sur la puissance absorbée par le moteur du compresseur. Dans le cas d'une nouvelle installation, on choisira un compresseur de capacité volumétrique inférieure ;

• L'ajout d'appareils en série peut nécessiter une augmentation de la pression de refoulement pour contrer une perte de pression supplémentaire ;

• Un sécheur réfrigérant ou un sécheur par adsorption avec chauffage absorbent une puissance qui peut s'ajouter à la pointe de la puissance appelée.

EXEMPLE 7.2 Choix d'un sécheur pour une nouvelle installation Données:

Capacité minimale requise : 3 800 pi3N/min supposée constante

Pression de refoulement : 120 lb/po2 abs.

Pression atmosphérique : 14,7 lb/po2 abs.

Température ambiante : 90 F

Humidité relative de l'air : 70%

Pression d'aspiration du compresseur : 14,5 lb/po2 abs.

Temps de fonctionnement : 8 750 h/an

Compresseur : Centrifuge à 3 étages de compression La capacité est à déterminer en fonction du type de sécheur retenu.

Cas de base considéré : Sécheur par adsorption sans apport de chaleur

Solutions envisagées : Sécheurs par adsorption

• Régénération par apport interne de chaleur

• Régénération par apport externe de chaleur

Sécheur réfrigérant

Sécheur hybride

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123

124

(1) On considère un cou t marginal afin de tenir compte d'un coût supplémentaire pour l'installation. Le prix d'achat d'un sécheur à effet réfrigérant est en général inférieur à celui d'un sécheur dessiccatif sans apport de chaleur pour la même capacité utile. Le point de rosée est par contre supérieur. Si le point de rosée d'une partie de l'air est inférieur à 40 °F, il serait possible d'envisager l'installation d'un sécheur dessiccatif sur la conduite d'alimentation de ce point d'utilisation ou l'installation de petits sécheurs à proximité de points d'utilisation donnés.

7 . 3 . 2 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e a p p l i c a b l e s a u x s é c h e u r s e x i s t a n t s

En théorie, les principes décrits précédemment s'appliquent aussi aux installations existantes. On pourrait, par exemple, considérer les mesures suivantes

• Le remplacement d'un sécheur par adsorption sans chauffage par un appareil avec chauffage ;

125

Données de 1994

• Le remplacement d'un sécheur par adsorption sans chauffage par un modèle

utilisant la chaleur de compression lorsque le compresseur est non lubrifié ;

• L'utilisation de différents modèles de sécheurs en série fonctionnant à des niveaux d'assèchement distincts ;

• L'ajout d'un sécheur réfrigérant en amont d'un sécheur par adsorption sans apport de chaleur (on doit aussi ajouter un dispositif de contrôle de la demande au sécheur par adsorption afin de réduire sa consommation).

Cependant, dans bien des cas, ces mesures présentent des inconvénients qui ne justifient pas nécessairement les investissements requis. Ces inconvénients sont les suivants

• En réduisant la demande au compresseur, le gain en puissance peut être marginal si la régulation du compresseur est en mode « tout ou rien » (cela dépend du cycle de charge et de délestage)' ;

• Le gain en puissance sera proportionnellement moins élevé que la réduction de la demande lorsque la régulation du compresseur est réalisée par le laminage à l'aspiration ;

• En remplaçant un sécheur sans apport de chaleur par un sécheur d'un autre type, la puissance des éléments chauffants et/ou des moteurs s'ajoute à celle du compresseur ;

• Les investissements sont généralement élevés.

Par conséquent, le remplacement d'un sécheur existant doit être considéré comme une mesure plutôt marginale. Cette mesure peut, cependant, s'avérer intéressante dans le cas où il est nécessaire de remplacer un sécheur ; seul le coût marginal de l'installation d'un sécheur moins énergivore est alors pris en considération. Il faudra cependant tenir compte des nouvelles conditions de fonctionnement du compresseur actuel.

De plus, l'installation du dispositif de contrôle de la demande sur tous les types de sécheurs peut être envisagée. Cette mesure est présentée à la section suivante.

7 . 3 . 3 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l e c o n t r ô l e d e s c y c l e s d e s s é c h e u r s p a r a b s o r p t i o n

Les cycles des sécheurs par adsorption sont d'une durée déterminée pour satisfaire aux conditions de conception les plus contraignantes. Ainsi, lorsque le débit moyen est inférieur à la capacité maximale du compresseur ou que la température de l'air entrant dans le sécheur est inférieure à la température spécifiée à l'étape de la conception, la charge de vapeur d'eau est réduite. Un cycle de séchage normal ne fait pas appel, dans ce cas, à la capacité maximale d'adsorption du matériau dessiccatif.

En contrôlant le point de rosée de l'air asséché ou la quantité d'eau adsorbée par

le dessiccatif, il est possible de prolonger le cycle de séchage au-delà de la période normale, tout en interrompant les phases de régénération et de refroidissement pendant cette période supplémentaire de séchage. Les différentes méthodes utilisées sont mentionnées à la section 2.6.1.4. de ce Guide. Ces dispositifs sont généralement installés sur les sécheurs neufs, bien qu'ils ne soient parfois offerts qu'en option.

Même si le gain en puissance est nul, une économie de la consommation d'énergie découle de la réduction de la demande au compresseur : le délestage sera plus fréquent.

126

Les sécheurs existants qui ne sont pas munis de ces dispositifs de contrôle peuvent être modifiés. Dans ce cas, la solution la plus simple est souvent d'installer un détecteur de point de rosée à la sortie du sécheur qui, combiné à un module de régulation, contrôle les cycles de séchage.

Les avantages de cette Mesure d'économie d'énergie sont les suivants • La réduction de la g1antité d'air sec utilisé à la régénération qui augmente la

capacité utile du système de compression ; • La réduction de la consommation d'énergie électrique ; • L'utilisation optimale de la capacité du dessiccatif ; • L'augmentation de la durée de vie du dessiccatif ; • L'investissement relativement peu élevé.

L'installation de ce dispositif à un sécheur existant doit tenir compte de la compatibilité des signaux de sortie et des possibilités de reprogrammer les phases de séchage et de régénération à l'aide de ces signaux.

127

128

129

7 . 4 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e r e l a t i v e s a u c h o i x e t a u f o n c t i o n n e m e n t d e s a c c e s s o i r e s e t d e s o u t i l s p n e u m a t i q u e s

En règle générale, les consommations associées aux accessoires pneumatiques proviennent de la perte de pression, des frottements mécaniques et du rendement de l'appareil à un débit et à une pression donnés.

Les pertes de charge engendrées par les accessoires doivent être faibles afin de maintenir la pression de refoulement à une valeur minimale. La perte de pression dans les filtres d'aspiration doit aussi être maintenue faible ; en effet, à une même pression de refoulement, une réduction de la pression d'aspiration se traduit par une augmentation

130

du rapport des pression et de la puissance de compression. Voici quelques exemples d'accessoires dans lesquels la perte de pression doit être minimisée

• Les filtres d'aspiration ;

• Les filtres de pression à l'entrée et à la sortie des refroidisseurs et des sécheurs ;

• Les refroidisseurs intermédiaires ;

• Le refroidisseur final, ;

• Les sécheurs ;

• Les régulateurs de pression, les filtres et les lubrificateurs ;

• Les robinets et les distributeurs.

On peut réduire les pertes par frottement par une lubrification appropriée de l'air comprimé au point d'utilisation. La réduction de ces pertes engendre une réduction de la pression de travail et une économie de la quantité d'air consommée.

L'efficacité des outils pneumatiques est maximale à un niveau de pression et à un débit donnés. Le choix d'un outil doit donc tenir compte du besoin réel afin qu'il puisse fonctionner à des conditions optimales. Si ces besoins changent, il peut être préférable de remplacer un outil plutôt que de modifier le niveau de pression, par exemple.

Certains outils de serrage sont munis de mécanismes d'interruption du débit lorsque le couple désiré est atteint. Cela permet de réduire la consommation d'air.

7 . 5 D é p l a c e m e n t d e l ' a s p i r a t i o n d ' a i r a u x c o m p r e s s e u r s

Une réduction de la température d'un gaz à une pression donnée a pour effet d'en réduire le volume spécifique, c'est-à-dire d'en augmenter la densité. Par conséquent, le déplacement de l'aspiration d'un compresseur d'air, à l'extérieur d'un bâtiment où la température moyenne est inférieure, permet, à un même débit volumétrique, d'augmenter le débit massique de l'appareil.

Les effets de cette mesure peuvent contribuer à améliorer le rendement global du compresseur

• Une légère amélioration du rendement volumétrique ;

• L'aspiration d'air plus sec ; si le sécheur est muni d'un dispositif de contrôle des cycles de séchage et de régénération, sa consommation d'énergie sera réduite ;

• La réduction du travail de compression (du moins pour le premier étage).

En pratique, cependant le gain énergétique dépend de plusieurs facteurs, dont le type de compresseur, le mode de régulation, le nombre d'étages et le refroidissement intermédiaire ainsi que la variation du rendement en fonction du débit volumétrique.

L'économie d'énergie électrique résulte d'une réduction du temps de fonctionnement en charge, d'un délestage plus fréquent, d'une diminution de la puissance à l'arbre ou d'une combinaison de ces facteurs. L'intérêt de cette mesure varie, cependant, selon le type de compresseur et selon le mode de régulation.

131

Généralement, on peut prévoir les situations suivantes (régulation de la pression du système) :

• La puissance à l'arbre augmente en fonction de la baisse de température, et l'économie d'énergie ne résulte que de la réduction du temps de fonctionnement en charge :

• Compresseur alternatif ;

• Compresseur à vis du type sec biétagé, réglé en mode « tout ou rien ».

• La puissance à l'arbre ne varie pas en fonction de la réduction de la température ; l'économie d'énergie, comme dans le cas précédent, ne résulte que de la réduction du temps de fonctionnement en charge

• Compresseur à vis du type sec biétagé, réglé par laminage à l'aspiration ;

• Compresseur à vis monoétagé lubrifié, réglé en mode « tout ou rien ».

• La puissance à l'arbre diminue avec la réduction de la température

• Compresseur à vis monoétagé lubrifié, réglé par laminage à l'aspiration ;

• Compresseur centrifuge, réglé par laminage à l'aspiration ;

• Compresseur centrifuge muni d'aubes réglables à l'aspiration.

Lorsqu'il y a augmentation de la puissance à un point de fonctionnement donné et qu'il y a un gain en raison de la réduction du temps de fonctionnement en charge, il faut apporter une attention particulière à la facturation. Le coût supplémentaire associé à la puissance maximale appelée, si elle dépasse la puissance souscrite ou si l'entreprise n'est pas munie d'un contrôleur de charge, peut facilement dépasser l'économie d'argent attribuable à la réduction de la consommation. Dans ce cas, c'est-à-dire lorsqu'il n'y a pas de contrôle de la charge, les économies d'argent sont, le cas échéant, généralement trop faibles pour justifier l'implantation de la MEEE, même lorsque le compresseur fonctionne sans arrêt. En outre, il faut s'assurer que la capacité du moteur du compresseur, en fonction de la puissance à l'arbre requise, est suffisante lorsque la température de l'air est minimale.

En conclusion, cette mesure d'économie d'énergie doit être envisagée avec beaucoup de vigilance. Certaines situations sont favorables, tandis que d'autres peuvent nuire à l'entreprise. Il faut, de plus, s'assurer que l'aspiration d'air est exempte de contaminants. La présence de substances corrosives ou accélérant l'encrassement des filtres et du compresseur peut réduire le rendement de l'appareil. De plus, dans le cas de compresseurs volumétriques, on doit porter une attention spéciale à la longueur des conduites d'aspiration afin d'éviter les problèmes de résonnance pouvant résulter des pulsations de l'air à l'aspiration et réduire ainsi le rendement du compresseur.

Mise en garde : L'air froid extérieur ne doit pas être utilisé pour refroidir un compresseur en raison des risques de gel de l'eau condensée aux robinets de purge.

EXEMPLE 7.4 Déplacement du point d'aspiration d'un compresseur

Supposons un compresseur alternatif aspirant de l'air à l'intérieur d'un bâtiment, à une température de 70 °F maintenue constante pendant toute l'année. Le débit aux conditions normalisées est de 2 220 pi3N/min, et le temps de fonctionnement est en moyenne de 375 heures par mois. Dans ces conditions, la puissance à l'arbre est de 436 HP.

Les calculs de la puissance et du nombre d'heures de fonctionnement sont réalisés pour chaque mois en s'appuyant sur les statistiques disponibles dans la localité. En raison de l'augmentation moyenne de la densité de l'air aspiré, le nombre d'heures

132

de fonctionnement peut être ramené à une moyenne de 352 heures par mois. Pour l'ensemble de l'année, on peut déduire des économies d'énergie de 50 575 kWh/an alors que la puissance d4 pointe de l'usine pourrait augmenter s'il n'y a pas de contrôle de la charge. Un système de contrôle de la charge permettrait d'éviter une augmentation de la puissance appelée. Les frais d'électricité sont calculés au tarif L (1994) auquel est assujettie l'entreprise. Voici les résultats sommaires de l'analyse

Dans ce cas précis, les économies en frais d'électricité résultant de la réduction de la consommation sont calculées à partir du prix du kilowattheure au tarif applicable, sans majoration, qui tienne compte de la puissance. Ce coût unitaire est de 0,0225 $/kWh au tarif L, en vigueur au mois de mai 1993.

Dans le cas où il n'y a pas de contrôle de la charge, le coût supplémentaire lié à la puissance est supérieur baux économies réalisées par suite de la réduction de la consommation d'énergie électrique la MEEE n'est pas rentable, et ce cas ne sera donc pas considéré.

7 . 6 A u g m e n t a t i o n d u r e n d e m e n t d u m o t e u r

L'utilisation d'un moteur à haut rendement coûte plus cher, mais elle peut représenter une mesure intéressant surtout s'il s'agit d'une nouvelle installation. De plus, les moteurs à haut rendement sont plus efficaces que les moteurs de fabrication standard lorsque le rapport de charge est faible. Leur utilisation avec des entraînements à vitesse variable ou lors que la régulation d'un appareil est du type « tout ou rien » est d'autant plus intéressante.

Dans les systèmes de compression, la puissance nominale des moteurs dépasse souvent 200 HP ; ainsi, plusieurs moteurs fonctionnent à des tensions élevées (2 300 ou 4 160 volts). Il n'existe pas, dans ce cas, de règle générale sur le rendement de base des moteurs. Ils sont souvent conçus en fonction de chaque application, et chaque cas doit être étudié séparément.

133

Données de 1994

8 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l ' e n t r e t i e n d e s s y s t è m e s d e c o m p r e s s i o n

8 . 1 E n t r e t i e n d e c o m p r e s s e u r s

Le compresseur est un appareil complexe comportant une quantité importante de pièces mobiles soumises à l'usure ainsi que des joints d'étanchéité conçus pour réduire les fuites au maximum. Les indices d'une détérioration mécanique de l'appareil sont les suivants

• Une puissance électrique plus élevée à pleine charge ;

• Une capacité volumétrique réduite à une condition de pression donnée ;

• La présence importante de particules métalliques dans les filtres de pression ;

• Des températures excessives aux paliers et aux roulements ;

• Une température de refoulement élevée ;

• La contamination ou la surchauffe du lubrifiant ;

• Des vibrations excessives.

Les causes de la baisse de rendement d'un compresseur peuvent être diverses

• L'usure des soupapes (sièges, ressorts, disques) d'un compresseur alternatif ;

• L'usure des paliers, des roulements, des engrenages et des joints d'étanchéité ;

• L'encrassage par le gaz aspiré, symptôme d'un mauvais état des filtres à l'aspiration ;

• L'encrassage par le fluide réfrigérant des surfaces des refroidisseurs intermédiaires et du refroidisseur final (voir la section 8.3) ;

• L'encrassage et l'usure causés par la contamination ou l'oxydation du lubrifiant ;

• Une installation du compresseur ou de son entraînement mal effectuée (mauvais alignement, par exemple) ;

• Perte des réglages des dispositifs de régulation.

L'entretien partiel ou la remise à neuf d'un compresseur ou d'un surpresseur peut en améliorer le rendement global et réduire sa consommation d'énergie. Avant de commencer les travaux, il faut bien déterminer les causes de la baisse de rendement et la mesure corrective qui convient. Dans certains cas, un nettoyage in situ peut s'avérer suffisant alors que, pour des compresseurs dont les composants mécaniques sont détériorés, un démontage peut être requis.

La remise à neuf d'un compresseur est une intervention très coûteuse qui peut exiger un investissement pratiquement aussi important que l'achat d'un nouveau compresseur. Il importe de bien en évaluer les frais.

De même, la mise en oeuvre d'un programme d'entretien préventif constituera un investissement rentable et permettra de réduire la consommation d'énergie tout en maintenant le compresseur et les principaux accessoires à leur rendement optimal.

134

L'entretien des dispositif de régulation est nécessaire à un fonctionnement efficace des compresseurs. Plusieurs essais ont révélé des anomalies (voir la section 6.2.2).

8 . 2 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a , l u b r i f i c a t i o n

Les pertes par frottement d'un appareil de compression représentent une grande part de sa consommation (entre 5 et 10 % de la puissance à pleine charge). La lubrification revêt donc une importance fondamentale. Il importe de considérer deux aspects

1. Le choix du lubrifiant ;

2. L'entretien du système de lubrification.

Les lubrifiants synthétiques ont un meilleur indice de viscosité et une stabilité chimique qui font que leurs propriétés lubrifiantes sont meilleures et surtout plus constantes que celles des huiles minérales. Plusieurs études démontrent que l'utilisation de ces lubrifiants réduit la consommation d'énergie de 5 à 15 %. On pourrait s'attendre, d'une façon plus réaliste, à des économies de l'ordre de 2 à 5 %. Toutefois, avant d'utiliser un lubrifiant synthétique, il faut considérer les points suivants

• Vérifier auprès du fabricant du compresseur s'il est possible d'utiliser un lubrifiant synthétique (compatibilité du lubrifiant avec les composants du compresseur) et obtenir une estimation des économies d'énergie.

• Comparer les caractéristiques du lubrifiant actuel avec celles du lubrifiant synthétique les lubrifiants synthétiques sont de trois à cinq fois plus chers que les lubrifiants à base d'huile minéale. Même si elle est beaucoup plus longue, leur durée de vie normale peut être réduite par les contaminants présents dans le gaz aspiré au compresseur. Ces deux types de lubrifiants ne sont pas nécessairement compatibles ; on devra peut-être effectuer un rinçage poussé ou certaines modifications pour procéder au remplacement de l'huile minérale.

• Vérifier si le lubrifiant synthétique est compatible avec le gaz (notamment avec les fluides frigorigènes) et avec tous les composants du système. Prévoir les modifications éventuelles à apporter au procédé ou au système qui pourraient influer sur le choix.

• Vérifier si le produit est disponible, s'il est possible d'obtenir un soutien technique de la part du fabricant ou du distributeur, si la mesure est réversible, etc.

• Vérifier les contraintes environnementales concernant la mise au rebut du lubrifiant usé.

L'entretien du système de lubrification est essentiel, particulièrement dans le cas des compresseurs à vis à injection et des compresseurs alternatifs. Les particules métalliques augmentent le frottement et entraînent l'usure prématurée des pièces. Le remplacement périodique des éléments de filtration est essentiel. L'entretien des refroidisseurs d'huile est tout aussi important pour assurer le maintien d'une température normale du lubrifiant.

135

8 . 3 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l ' e n t r e t i e n d e s é c h a n g e u r s d ' a i r

L'entretien des différents échangeurs de chaleur d'un système de compression peut réduire la consommation d'énergie électrique. Il est donc important de maintenir ces échangeurs en bon état.

• À la sortie des refroidisseurs intermédiaires, un gaz plus froid améliore le rendement thermodynamique du compresseur en réduisant le travail de compression de l'étage qui suit.

• Dans le cas du refroidisseur final, la charge au sécheur sera réduite, et l'efficacité du matériau dessiccatif sera maximisée.

L'entretien des filtres à l'aspiration du compresseur aide à conserver un bon rendement en retardant l'encrassement du côté du gaz.

Pour ce qui est des échangeurs refroidis à l'air, on doit tenir compte des points suivants :

• La filtration de l'air de refroidissement dans les milieux contaminés afin de réduire l'encrassement ;

• La ventilation de la salle des compresseurs afin de maintenir l'air circulant à l'échangeur à une température adéquate.

Dans le cas des échangeurs munis d'un système de refroidissement liquide, il faut tenir compte des points suivants

• La température et le débit du liquide réfrigérant afin d'assurer le refroidissement nécessaire ;

• La filtration et le traitement de l'eau de refroidissement afin de réduire la formation de tartre ;

• La concentration du liquide réfrigérant lorsque des mélanges d'eau-glycol sont utilisés (la chaleur spécifique et la conductivité thermique du mélange diminuent proportionnellement à l'augmentation de la concentration en glycol).

Afin d'évaluer les performances des refroidisseurs, on effectue des mesures de température du gaz et du réfrigérant pour déterminer si les températures d'approche sont normales ou si un entretien est requis. Certaines méthodes de nettoyage in situ peuvent rétablir les performances des échangeurs.

Les séparateurs, dont sont munis les refroidisseurs, doivent être pourvus d'un système de purge automatique efficace afin d'éliminer l'entraînement d'eau qui augmenterait la charge du sécheur et l'entraînement d'huile qui peut réduire l'efficacité des appareils situés en aval (voir la section 4.6).

8 . 4 E n t r e t i e n d e s f i l t r e s

On néglige souvent de remplacer les cartouches filtrantes parce que les filtres ne sont pas munis d'un indicateur de différence de pression. De plus, dans les instructions d'entretien des filtres de pression, on recommande généralement de remplacer les cartouches quand la différence de pression atteint 10 lb/po2. La figure 8.1 permet de constater que la perte de pression augmente rapidement après un certain nombre d'heures de fonctionnement. Le remplacement des cartouches filtrantes, à une différence de pression de 5 lb/po2, par exemple, permettrait d'abaisser la pression de refoulement du compresseur sans augmenter le coût de remplacement de façon importante.

136

EXEMPLE 8.1 Remplacement des cartouches filtrantes

Prenons le cas d'un système de compression de capacité volumétrique de 1700 pi3N/min, muni de deux filtres de pression placés autour d'un sécheur. Si l'on remplace les cartouches filtrantes lorsque la perte de pression atteint, pour chacun des filtres, 5 lb/pot au lieu de 10 lb/po2, la pression de refoulement du compresseur peut être réduite de 10 lb/po2. Intervalle actuel entre l'es remplacements : 6 000 heures Temps de fonctionnement : 8 000 h/an

(1) On suppose, dans ce cas-ci, que le compresseur fonctionne continuellement à sa charge maximale.

Économies d'énergie électrique

2 192 000 - 2 112 000 = 80 000 kWh/an

137

9 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e a p p l i c a b l e s a u x s y s t è m e s d e v i d e


On utilise plusieurs types d'appareils pour faire le vide dans un système. Les compresseurs à vis, les surpresseurs à lobes droits, les éjecteurs et, bien sûr, les pompes à anneau liquide sont les plus fréquents. Les compresseurs centrifuges sont parfois utilisés. Ces appareils sont monoétagés ou multiétagés. Quand on a besoin d'un niveau de vide plus élevé, il est possible d'installer plusieurs appareils en série. À des niveaux de pression absolue inférieurs à 1 mm Hg, on a généralement recours aux éjecteurs (de quatre à six appareils montés en série), aux pompes rotatives scellées au moyen

d'une huile spéciale et aux pompes à diffusion.

Les principales mesures d'économie d'énergie électrique applicables aux systèmes de vide sont les suivantes

• Le remplacement d'une pompe à vide inefficace ;

• L'utilisation d'un appareil volumétrique à lobes droits ou à vis au lieu de pompes à anneau liquide ;

• Le remplacement des éjecteurs ;

• La séparation des différents niveaux de vide requis par un système ;

• La réduction des fuites (infiltrations) ;

• L'optimisation des méthodes de régulation ;

• L'utilisation d'un appareil centrifuge.

9 . 2 R e m p l a c e m e n t d ' u n e p o m p e à v i d e i n e f f i c a c e

Les pompes à anneau liquide sont celles qui sont le plus souvent utilisées lorsque le gaz aspiré contient une part importante de liquide. Elles sont donc fort répandues dans l'industrie. Une pompe en usage depuis plusieurs années perd de son efficacité : on parle, à ce moment-là, de pertes de 15 à 30 % de la capacité et d'une baisse du rendement énergétique de 35 %. De plus, les pompes à anneau liquide de conception récente sont habituellement plus efficaces. Ainsi, le remplacement d'une pompe est parfois rentable.

L'évaluation exacte des performances d'une pompe à vide faisant partie d'un ensemble de plusieurs pompes n'est pas facile. Une évaluation sommaire, par un calcul des débits tenant compte des fuites, et une mesure du niveau de vide représentent souvent le seul moyen d'estimer le point de fonctionnement d'un appareil. Un examen visuel fait par une personne expérimentée à l'aide d'une caméra spéciale peut aussi donner une indication de l'état d'une pompe. Un essai à l'aide d'une plaque à orifices, sera, par contre, plus précis. Le relevé de la puissance permet alors de faire une évaluation du rendement en se référant à la courbe originale du fabricant.

138

EXEMPLE 9.1 Remplacement d'une pompe à vide

Prenons le cas de deux pompes à vide à anneau liquide installées en parallèle dans un système dont le niveau dé vide est de 10 pouces Hg (pression absolue de 20 pouces Hg), comme l'illustre la figure 9.1. À l'origine, chaque pompe avait une capacité de 6 500 pi/min, et l'une des deux pompe servait de pompe de remplacement. Cependant, après plusieurs années, il s'est avéré nécessaire de maintenir les deux pompes en fonctionnement afin d'obtenir la capacité suffisante à la bonne marche du système.

Un essai a été réalisé à l'aide d'une plaque à orifices afin de déterminer la capacité réelle de chaque pompe. La figure 9.2 illustre les courbes théoriques et actuelles de l'une des deux pompes. Les résultats des essais sont les suivants pour un niveau de vide de 10 pouces Hg

139

Essai d'une pompe à vide (pompe n° 1 de l'Exemple 9.1)

Le remplacement de l'une des deux pompes par une nouvelle pompe de capacité suffisante pourrait, dans ce cas-ci, permettre l'arrêt de l'autre pompe.

Caractéristiques de la pompe de remplacement

Capacité volumétrique : 6 500 pi3/min

Puissance à l'arbre : 190 HP

Puissance absorbée par le moteur : 154,9 kW

Consommation d'énergie électrique : 1 301 160 kWh/an


2 864 152 - 1301 160 = 1562 992 kWh/an

9 . 3 U t i l i s a t i o n d e s a p p a r e i l s v o l u m é t r i q u e s p o u r l a g é n é r a t i o n d e v i d e

L'utilisation d'appareils de vide à lobes droits ou à vis, dans des systèmes sans liquide emporté, entraîne une consommation d'énergie inférieure à celle des pompes à anneau liquide.

140

Ces appareils sont parfois munis de joints d'étanchéité spéciaux afin d'en améliorer le rendement volumétrique. Dans certaines applications, on utilise également des appareils volumétriques situés en aval de pompes à anneau liquide, à la fin du circuit de compression.

Lorsqu'il y a entraînement de liquide, un séparateur permet d'alimenter l'appareil volumétrique avec un gaz ne contenant pas de liquide emporté. Cela augmente, par contre, le volume du système et accroît le temps de mise sous vide.

EXEMPLE 9.2 Choix d'un surpresseur à lobes droits pour la génération de vide

Prenons le cas d'un système aspirant de l'air sec.

Données:

Capacité volumétrique 6 300 pi3/min

Pression absolue à l'aspiration : 20 pouces Hg

Pression absolue au refoulement : 14,7 lb/po2 abs.

Nombre d'heures de fonctionnement : 8 000 h/an

Comparaison des consommations d'énergie


1232 000 - 1 128 000 = 104 000 kWh/an

9 . 4 R e m p l a c e m e n t d e s é j e c t e u r s u t i l i s a n t l ' a i r c o m p r i m é p o u r f a i r e l e v i d e

On devrait autant que possible, éviter d'utiliser des éjecteurs fonctionnant à l'air comprimé pour faire le vide. Le rendement thermique d'un éjecteur est très faible en comparaison de tout autre type de pompe à vide. Quand on utilise de l'air comprimé comme fluide d'entraînement, n ajoute l'inefficacité du compresseur à celle de l'éjecteur, comme le montre la figure 9.3.

141

Les générateurs de vide disponibles sur le marché fonctionnent sur ce principe. Certaines conditions peuvent justifier leur emploi (besoin très limité, niveau de vide très faible, etc.). Cependant, pour des capacités volumétriques et des niveaux de vide relativement importants, il est parfois possible de remplacer ce type d'appareils par des pompes plus efficaces.

9 . 5 S é p a r a t i o n d e s n i v e a u x d e v i d e r e q u i s p o u r u n s y s t è m e

Pour des niveaux de vide différents dans plusieurs installations existantes, on utilise une série d'appareils raccordés à un réseau unique qui maintient un vide correspondant aux besoins les plus contraignants. Le niveau de vide requis à chaque point est obtenu par le laminage de l'écoulement à l'aide d'une vanne de régulation. Il peut être avantageux d'utiliser différents appareils ou de raccorder des systèmes demandant des niveaux de vide inférieurs à des étages supérieurs d'une installation. La capacité volumétrique et le niveau de vide pourront être réglés selon les besoins réels de chaque appareil.

• Avantages de cette MEEE

- La réduction de la consommation d'énergie ;

- La régulation optimale du niveau de vide requis à chaque appareil.

• Inconvénient : la perte de souplesse de fonctionnement, dans certains cas.

EXEMPLE 9.3 Séparation de réseaux demandant des niveaux de vide différents

Le conditionnement des feutres d'une machine à papier comprend des boîtes de soutirage qui sont habituellement raccordées à un collecteur commun. Le niveau de vide requis à chaque feutre dépend de la perméabilité du feutre qui diminue avec l'usure (en raison de la compression du feutre). Cela signifie que le niveau de vide idéal peut être différent pour le conditionnement de chaque feutre. Afin de satisfaire à ces variations, chaque branche peut être munie d'une vanne de régulation. Chacun des robinets est réglé de sorte que le niveau de vide à chaque boîte assure autant que possible le taux d'extraction idéal. La figure 9.4 illustre une telle installation, tandis que la figure 9.5 montre la variation des différents paramètres d'un feutre de 240 pouces de largeur à des perméabilités de 55, de 30 et de 15 pi3/min/pi2 (colonne d'eau de 0,5 pouce).

L'ensemble est raccordé à trois aspirations de pompes à anneau liquide,

dont la capacité de chaque aspiration est de 4 000 pi3/min. En supposant que le fonctionnement moyen de la machine se fasse dans les conditions de perméabilité de 55, de 30 et de 15 pi3/min/pi2, on peut établir des consommations moyennes pour chacun des cas suivants

A) Conditions existantes (collecteur commun) ;

B) Séparation des trois collecteurs en conservant les vannes de régulation pour le laminage (figure 9.6a) ;

C) Séparation des trois collecteurs en replaçant les robinets de régulation de sorte que le réglage du niveau de vide à la boîte soit fait par l'introduction d'air d'appoint (figure 9.6b).

142

143

Modification où la régulation du système est réalisée par un apport d'air atmosphérique

Le tableau suivant donne les résultats de l'analyse faite à l'aide des équations définies à la section 2.10.5.

144

On voit que la dernière solution réduit davantage la puissance à l'arbre requise aux conditions moyennes estimées. En supposant un rendement de 95 % pour la charge totale du moteur entraînant l'ensemble des pompes à vide de la machine, les consommations annuelles d'énergie électrique, aux conditions existantes et en tenant compte du cas C, sont respectivement de 3 219 600 et de 2 743100 kWh/an.


3 219 600 - 2 743 100'= 476 500 kWh/an

Dans ce cas particulier le principal inconvénient de cette mesure tient au fait que la capacité volumétrique de chacune des trois aspirations est insuffisante pour assurer le taux optimal d'extraction du feutre de la première presse lorsqu'il est neuf (perméabilité supérieure à 70). Cependant, la perméabilité devrait normalement diminuer rapidement dans les premières heures d'utilisation d'un feutre neuf, ce qui rétablira des conditions adéquates d'extraction.

9 . 6 R é d u c t i o n d e s f u i t e s d ' u n s y s t è m e d e v i d e

Quel que soit le type d'appareil de vide utilisé, il est bien évident, comme pour la compression d'air, que la réduction des fuites permet de réaliser des économies d'énergie. L'infiltration d'air dans la chambre maintenue en dépression est généralement la source de fuites la plus importante. Dans certains cas, cependant, ce débit est requis pour réaliser la tâche.

Il ne faut toutefois pas négliger les sources provenant d'une tuyauterie en mauvais état : raccords vissés sur les conduites de petit diamètre, brides, joints d'étanchéité détériorés, etc. En réduisant les infiltrations, on rajuste la capacité de l'appareil, à un niveau de vide donné, en diminuant la vitesse de rotation. Le gain de puissance provient de la diminution du débit et de la réduction des pertes mécaniques.

9 . 7 O p t i m i s a t i o n d e s m é t h o d e s d e r é g u l a t i o n

Lorsqu'il est nécessaire de régler le niveau de vide dans un système dont les conditions sont variables, la régulation du débit s'impose. En général, on utilise deux méthodes

1. La régulation au moyen d'une vanne de régulation créant une chute de pression (laminage) ;

2. La modulation du débit par l'introduction d'une certaine quantité d'air extérieur dans le réseau.

Les figures 9.6a et 9.6b de l'exemple précédent illustrent ces deux méthodes.

145

La deuxième méthode requiert généralement moins d'énergie pour une pompe du type volumétrique, puisque le laminage a pour effet d'augmenter le rapport des pressions à l'aspiration, ce qui se traduit par une puissance requise supérieure. Cependant, comme l'indique la figure 9.7, on peut noter que ce n'est vrai qu'à l'intérieur d'une certaine plage de fonctionnement, lorsque le vide recherché au point de soutirage se situe à gauche du point d'intersection des deux courbes. Lorsque le système doit fonctionner continuellement à un niveau de vide situé à droite du point d'intersection, il y a avantage, dans ce cas-ci, à moduler au moyen du laminage. Si le fonctionnement doit varier dans une plage qui se situe tantôt à droite, tantôt à gauche du point d'intersection, le choix pourra dépendre de la répartition des heures de fonctionnement dans chacune des deux plages. Il faut noter que ces courbes ne sont valides que dans un cas particulier. Les caractéristiques de chaque situation doivent être considérées. En fait, l'allure de ces courbes ainsi que la position du point d'intersection dépendent des facteurs suivants • La résistance du système en fonction du débit ; • La capacité volumétrique et la courbe de puissance de la pompe ; • Les caractéristiques des vannes de régulation.

Inconvénients et limites de la régulation par aspiration d'air atmosphérique : • Dans certains cas, le niveau de vide pouvant être maintenu aura une limite

minimale correspondant à l'ouverture complète de la vanne, indiquée par le point A de la courbe 2 de la figure 9.7 ;

• Si plusieurs points de captation sont reliés à un collecteur, tous ces points fonctionneront à la même pression absolue : par conséquent, si plusieurs points de captation raccordés à un même collecteur doivent fonctionner à différents niveaux de vide, le laminage dans chacune des branches sera la seule méthode possible.

146

Inconvénient de la régulation par laminage

• En général, le laminage requiert une dépense d'énergie supérieure, ce qui dépend toutefois des conditions de fonctionnement (voir ci-dessus).

La régulation des pompes à vide du type centrifuge peut être réalisée par l'une de ces deux méthodes, mais le plus souvent par une combinaison de ces deux méthodes. Dans ce cas-ci, le laminage permet une économie d'énergie plus marquée que dans le cas des pompes volumétriques. L'apport d'air est toutefois nécessaire afin d'éviter le pompage de l'appareil. Une installation type est illustrée à la figure 9.8.

Enfin, il est possible de Moduler la capacité d'une pompe à vide volumétrique ou centrifuge en faisant varier la vitesse de rotation de l'appareil. Les méthodes d'analyse et les limites sont précisées à la section 6 de ce Guide. Dans le cas des pompes à vide centrifuge, la vitesse maximale se situe normalement en-dessous de la première vitesse critique. Cela facilite l'application de la variation de la vitesse.

9 . 8 A u t r e s m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e a p p l i c a b l e s a u x s y s t è m e s d e v i d e

Plusieurs autres mesurés d'économie d'énergie peuvent être considérées. Pour en tirer profit, il faudra réduire la capacité de la pompe en diminuant sa vitesse de rotation.

On peut, par exemple:',

• modifier une pompe à vide surdimensionnée ;

• réduire un niveau dal vide inutilement élevé ;

• approcher la pompé de son point de captation ou remplacer les conduites sur dimensionnées lorsque le système doit produire rapidement et régulièrement le vide ;

147

• allonger les temps de mise sous vide lorsque ce facteur n'est pas déterminant ; • réduire les chutes de pression importantes liées à la tuyauterie et à la robinetterie.

Lorsque les conditions sont variables à l'intérieur d'une certaine plage, on peut considérer l'utilisation de pompes à vide du type centrifuge. Elles ont l'avantage de répondre aux variations de la résistance par une variation de la capacité volumétrique qui s'approche ainsi davantage des conditions requises. Si le niveau de vide doit être maintenu avec précision, on pourra régler la pression absolue en utilisant les méthodes expliquées à la section 9.7. La consommation demeure généralement inférieure à celle d'une pompe volumétrique de même capacité nominale. On peut aussi raccorder les points de niveau de vide différents aux étages intermédiaires appropriés (appareil multiétagé). Comme dans le cas des pompes à lobes droits et des pompes à vis, il faudra prévoir un séparateur afin d'éliminer le liquide entraîné du gaz aspiré.

EXEMPLE 9.4 Remplacement d'une pompe à vide à anneau liquide par un appareil centrifuge

Reprenons l'exemple 9.3 concernant le conditionnement d'un feutre d'une machine à papier, dont la perméabilité varie entre 55 et 15 pi3/min/pi2. La courbe 1 de la figure 9.9 correspond à la capacité de la pompe à anneau liquide, tandis que la courbe 2 est la caractéristique de la pompe à vide centrifuge considérée. Cette dernière correspond plus aux conditions de fonctionnement recherchées à un taux d'extraction de 0,10 lbm H20/lbm de feutre que la courbe de la pompe volumétrique. Les puissances, pour chaque cas, ont été déterminées à partir de la courbe de puissance de la pompe à anneau liquide et en supposant un rendement polytropique de 75 %, dans le cas de l'appareil centrifuge.

148


1 186 280 - 714 890 = 471390 kWh/an

1 0 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l a r é d u c t i o n d e l a c h a r g e d e r é f r i g é r a t i o n

1 0 . 1 G é n é r a l i t é s

La charge thermique de tout système de réfrigération est constituée des trois éléments de base suivants

1. La charge du procédé nécessaire au refroidissement ;

2. Les infiltrations de chaleur par les parois, l'isolant, les ouvertures, etc. ;

3. Les autres gains thermiques dus à la charge motrice, à l'éclairage, à la présence de personnes, etc.

Toute entreprise utilisant des systèmes de réfrigération et de refroidissement peut réduire à la source une ou plusieurs de ces charges. Les applications varient d'une entreprise à l'autre selon le type de procédé. Ce genre d'analyse requiert une approche globale et une connaissance appropriée du procédé.

De plus, la modification d'installations existantes est souvent fort limitée ; plusieurs MEEE, qui sont rentables lorsqu'elles s'appliquent à des installations en cours de conception, peuvent s'avérer moins intéressantes lorsqu'il s'agit de les appliquer à des systèmes en exploitation. Chaque cas doit donc être étudié attentivement. Pour les systèmes existants, on cherchera d'abord à implanter des mesures simples et peu coûteuses qui viseront surtout les dispositifs et les accessoires de régulation, la récupération et le transfert thermique, l'entretien et la réduction de la charge.

Pour ce qui est de la modification des systèmes existants, une part importante des coûts est attribuable à la récupération du fluide réfrigérant, au « rinçage » du système et à la remise en fonction des appareils à la fin des travaux. Afin de minimiser ces coûts, on les redistribue sur le plus grand nombre de mesures possibles. Il convient alors d'analyser la combinaison des différentes mesures et d'évaluer le gain d'efficacité résultant de l'application des mesures les plus prometteuses.

Dans le cas de nouvelles installations ou du remplacement d'équipements désuets, on a tout intérêt à maximiser les mesures d'économie d'énergie électrique puisque les coûts d'implantation (frais marginaux) sont souvent faibles.

Finalement, soulignons que la modification ou la conception d'un système de réfrigération doit tenir compte des normes et des recommandations d'organismes comme l'American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers (ASHRAE). Dans le cadre de ce Guide, nous ne pourrons évidemment pas traiter en détail de tous les aspects liés à l'application des mesures d'économie d'énergie électrique : l'objectif est plutôt d'en démontrer les principes et de présenter des méthodes simples d'analyse qui permettent d'en évaluer les bénéfices. Nous invitons donc le lecteur à consulter la documentation spécialisée sur le sujet.

150

1 0 . 2 M e s u r e s d ' é c o n o m i e

d ' é n e r g i e l i é e s a u c h o i x d e s p r o c é d é s

1 0 . 2 . 1 R é p a r t i t i o n d e l a c h a r g e d e r é f r i g é r a t i o n

Différentes mesures d'économie d'énergie électrique concernent le choix des procédés. Ces mesures visent à obtenir une efficacité maximale du procédé utilisé ou à répartir la charge thermique dans le temps. On distingue deux principales mesures d'économie d'énergie électrique • La récupération de la chaleur ou l'échange thermique entre les différentes

sections du procédé ; • Le stockage thermique. L'échange thermique v se à tirer parti des différents niveaux énergétiques d'un fluide thermique ou du prodi1it à différentes étapes du traitement ou de la fabrication. Dans le cours de l'évolution d'un procédé, certains équipements ou processus se greffent au procédé de base. Ces modifications ne sont pas toujours réalisées de façon à optimiser le rendement énergétique. Une analyse des procédés de réfrigération permettra, dans bien des cas, de découvrir des aménagements parfois fort simples qui utiliseront au mieux les différents niveaux d'énergie des fluides en présence. Le stockage thermique est une autre forme de récupération qui peut augmenter le rendement énergétique d'un procédé.1 mise sur la récupération du potentiel de réfrigération d'un fluide. II peut s'agir de conserver dans un réservoir une quantité d'eau froide ou de prévoir la mise en place d'une banque de glace, par exemple.

EXEMPLE 10.1 Augmentation du taux de régénération d'un échangeur utilisé dans une unité de pasteurisation du lait

Prenons le cas d'une unité de pasteurisation du lait dont un schéma simplifié est présenté à la figure 10.1. La pasteurisation se fait en portant la température à 162 °F. Un échangeur à plaques récupère la chaleur du lait sortant du réchauffeur et permet ainsi de préchauffer le lait entrant à l'échangeur et de refroidir le produit entrant au refroidisseur.

En augmentant ce taux, il est possible de diminuer à la fois la charge nécessaire au chauffage au cours de la pasteurisation (eau chaude ou vapeur) et la charge de refroidissement à l'échangeur 7. Pour ce faire, on ajoute à l'échangeur de régénération, des plaques supplémentaires qui augmentent ainsi la surface d'échange.

151

152

L'eau refroidie utilisée provient d'une unité centrale dont la capacité est de 220 TR et dont le coefficient dé performance (COP) est de 3,5. Le rapport de charge moyen est estimé à 90 % environ de la capacité maximale. L'unité de réfrigération est munie de six compresseurs alternatifs ; la régulation est réalisée par le délestage d'un ou de plusieurs compresseurs qui sont entraînés par des moteurs électriques de 60 HP ayant un rendement nominal d'environ 95 %. Les puissances à l'arbre de chacun des compresseurs sont de 49,4 HP à pleine charge et de 10 HP à vide. La charge actuelle de l'unité de réfrigération est donc : 220 TR*90% =198 TR La charge après l'implantation de la mesure d'économie d'énergie sera 198 - 44 = 154 TR, soit 70 % de la capacité de l'unité Pour une année normale de 7 000 h/an, le fonctionnement des compresseurs est évalué de la façon suivante (voir la figure 10.2). A) Conditions existantes

• Cinq compresseurs' en charge continue et un compresseur en charge pendant 2 900 h/an.

• Consommation totale d'énergie électrique : 15 14 600 kWh/an B) Conditions proposées

• Quatre compresseurs en charge continue, un compresseur fonctionnant sans charge et un compresseur en charge pendant 1400 h/an (nous supposons ici qu'il n'est pas possible d'arrêter le compresseur inutilisé).

• Consommation totale d'énergie électrique : 1276 900 kWh/an

Économies d'énergie électrique 1 514 600 -1 276 90,0 = 237 700 kWh/an Note : Dans cet exemple, nous avons négligé l'effet de l'augmentation de la

surface d'échange (réduction de la perte de charge) sur le pompage du liquide. De plus, le calcul des économies ne tient compte que de la réduction de la charge de réfrigération. Dans certains cas, on pourrait aussi ajouter la réduction du chauffage du lait aux économies d'énergie électrique.

153

Répartition du fonctionnement des compresseurs (Exemple 10.1)

1 0 . 2 . 2 R é f r i g é r a t i o n à c h a r g e p a r t a g é e

Une mesure d'économie d'énergie électrique, qui s'apparente aux deux premières, consiste à utiliser une autre source de refroidissement dont le coût d'énergie est inférieur à celui de la réfrigération. Cette mesure s'appelle la réfrigération à charge partagée.

En somme, il s'agit de satisfaire une partie des besoins de refroidissement en utilisant des sources comme l'air ambiant, de l'eau froide récupérée d'un condenseur évaporatif ou d'une tour d'eau, de l'eau d'aqueduc ou puisée d'une rivière, de l'air froid extérieur ou provenant d'une autre section de l'usine, etc. Dans un climat nordique, cette technique compte plusieurs applications.

À la base, elle permet de réduire la charge de réfrigération en fonction du niveau d'énergie disponible. Ce niveau varie selon la saison ou la période du jour ; c'est pourquoi il faut tout de même prévoir une capacité suffisante du système de base. Ce système doit être conçu pour permettre un délestage sur une plage plus ou moins étendue et l'arrêt de sections entières à des fins d'efficacité maximale.

EXEMPLE 10.2 Installation d'une tour de refroidissement afin de réduire la charge de l'unité de réfrigération pendant l'hiver

Prenons le cas d'une boucle d'eau refroidie utilisée dans le procédé illustré à la figure 10.3. Compte tenu de la température relativement élevée de l'eau à l'entrée de l'unité de réfrigération, il est possible de réduire la consommation d'énergie en utilisant une source de refroidissement peu coûteuse.

154

Données:

Débit d'eau refroidie : 500 gpm (US)

Température à l'entrée de l'unité de réfrigération : 82 °F

Température à la sortie : 60 °F

L'unité de réfrigération est constituée de quatre compresseurs à vis, réglés à l'aide d'une vanne coulissant (voir la figure 2.10), qui fait varier le rapport volumétrique.

Capacité totale de réfrigération : 480 tonnes de réfrigération (TR)

Nombre de circuits : 4

Réfrigérant : R-22

Moteur de chaque compresseur : 150 HP

Rendement nominal des moteurs : 94

Coefficient de performance (COP) : 4,0

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L'unité fonctionne donc normalement à un rapport de charge de 95 % environ (soit 457 TR/480 TR).

Dans ce cas-ci, trois compresseurs fonctionnent à pleine capacité, alors que le dernier fonctionne à un rapport de charge de 80 %.

Les puissances et les consommations d'énergie électrique des compresseurs sont estimées pour une année de fonctionnement (8 000 heures par année).

La mesure d'économie considérée dans ce cas-ci consiste à ajouter une tour de refroidissement de sorte qu'un seul circuit, qui pourra ajuster au besoin la température finale de l'eau dans la boucle, fonctionne pendant l'hiver. Afin d'éviter la contamination, on doit aussi installer un échangeur de chaleur, ce qui limite, cependant, la période d'utilisation de la tour. Les modifications proposées sont illustrées à la figure 10.4.

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157

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kiyuio

1 0 . 2 . 3 A u g m e n t a t i o n d e s t e m p é r a t u r e s d e c o n s i g n e e t é l i m i n a t i o n d e r é f r i g é r a n t s s e c o n d a i r e s

Une façon de réduire la consommation d'énergie électrique d'un système de réfrigération consiste à augmenter le coefficient de performance. En se référant à la figure 2.18 et à l'équation 2-30, on note que le fait d'augmenter la température à l'évaporateur, tout en gardant fixe la pression au condenseur, permet de réduire la charge de compression.

• On peut relever, si possible, la température de l'espace ou du fluide réfrigéré.

• On peut aussi parfois éliminer le ou les réfrigérants secondaires. Ainsi, à une même charge de réfrigération il est possible de réduire la consommation d'énergie électrique. il faut, par contre, vérifier la faisabilité technique de l'élimination du réfrigérant secondaire et s'assurer que le fluide frigorigène du système n'entraîne pas de problèmes de sécurité ou de contamination en cas de contact avec le produit refroidi.

• On peut enfin améliorer le coefficient de performance ; il s'agit d'étager le cycle de réfrigération de sorte qu'une partie soit réalisée à une pression d'évaporation supérieure par l'entremise d'un désurchauffeur et d'un compresseur haute pression (H.P.), par exemple.

D'autre part, il faudra s'assurer que l'augmentation de la densité du gaz aspiré résultant de l'augmentation de la pression d'évaporation ne créera pas une surcharge du moteur lorsque le compresseur fonctionne à sa capacité maximale.

EXEMPLE 10.3 Élimination de réfrigérants secondaires

À la sortie d'une unité de pasteurisation, le lait doit être refroidi à une température d'environ 38 °F avant l'empaquetage. La figure 10.6 illustre ce type d'installation qui comprend un premier échangeur utilisant de l'eau glacée à 34 °F, suivi d'un dernier échangeur utilisant une solution de glycol de propylène. Cette solution est elle-même refroidie par l'entremise d'une boucle de saumure de sels de calcium passant par l'étage à basse pression (B.P.) de la centrale frigorifique. Chaque étape du transfert de chaleur entraîne une perte de rendement thermodynamique, un écart de température devant être maintenu entre le fluide chaud et le liquide réfrigérant.

Une mesure d'économie d'énergie proposée consiste à éliminer les réfrigérants secondaires utilisés pour le dernier échangeur en ayant recours uniquement à de l'eau glacée produite par un refroidisseur et dont une partie est inutilisée. Ce refroidisseur est réfrigéré par l'étage à pression intermédiaire (P.I.) de la centrale frigorifique. La figure 10.7 montre un schéma simplifié de l'installation après les modifications.

La centrale frigorifique utilisant de l'ammoniaque comprend deux étages du type compound dont le schéma est présenté à la figure 10.8. Un refroidisseur intermédiaire (RI.) permet la désurchauffe du gaz à la sortie du premier compresseur et le sous-refroidissement du liquide à haute pression transféré à l'étage inférieur. L'effet réfrigérant au refroidisseur intermédiaire est obtenu par vaporisation d'une partie du liquide à haute pression introduit dans la calandre de l'échangeur. Cette vapeur, s'ajoutant aux gaz refoulés par le compresseur à basse pression et au retour de l'évaporateur à pression intermédiaire, sera aspirée par le compresseur à haute pression (H.P.). Le cycle de réfrigération de la centrale est représenté à la figure 10.9.

Dans ce cas, l'élimination des réfrigérants secondaires aura pour résultat

• de transférer une charge de réfrigération de l'étage à basse pression à l'étage à pression intermédiaire ;

159

• d'améliorer le rendement thermodynamique global de la centrale frigorigène ;

• de réduire la quantité de liquide à haute pression nécessaire au refroidisseur intermédiaire ;

• de réduire les puissances absorbées par les compresseurs ;

• de réduire la consommation d'énergie électrique requise pour le pompage des réfrigérants (on ne tiendra pas compte de cet effet dans cet exemple).

Voici les sept étapes à suivre dans l'étude de cette mesure

1. Déterminer les charges de réfrigération de chaque étage de la centrale aux conditions existantes.

Pour ce qui est de l'étage B.P., la charge totale est estimée à 103 TR (20 600 BTU/min) ; dans le cas de l'étage à pression intermédiaire qui est utilisé pour la production d'eau glacée, la charge est de 30 TR (6 000 BTU/min).

2. Procéder à un essai de rendement de la centrale en mesurant les pressions et les températures à l'aspiration et au refoulement de chaque compresseur, et la puissance électrique absorbée par chaque moteur.

Les puissances électriques mesurées permettent d'obtenir les puissances à l'arbre de chaque compresseur (voir la section 3.1) :

- Étage B.P.: BHPBP = 89,4 HP

- Étage H.P.: BHPHP = 244 HP

3. Déterminer le cycle de réfrigération ainsi que les enthalpies du fluide frigorigène à chaque point du cycle.

160

161

Cycle de réfrigération de la centrale frigorifique (Exemple 10.3)

La figure 10.9 indique les points requis pour l'analyse du cycle et le tableau 10.1 donne les principales propriétés thermodynamiques de ces points. Afin de simplifier les calculs, nous ne tiendrons pas compte, dans cet exemple, des inefficacités, à l'exclusion de celles des compresseurs. Les pertes de pression, les pertes calorifiques et les pertes aux soupapes de détente seront négligées.

Notes (1) La qualité (rapport entre la quantité de vapeur et la quantité de liquide) est de 0,18.

(2) La qualité est de 0,09.

Ces valeurs sont extraites d'un diagramme de Mollier pour l'ammoniaque, tiré de la publication de l'ASHRAE, 1993 Fundamentals Handbook.

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6. Calculer les charges de réfrigération de chaque étage de la centrale après le transfert de la charge de réfrigération aux évaporateurs de l'étage fonctionnant à la pression intermédiaire.

Selon la figure 10.6, quinze tonnes de réfrigération doivent être transférées à l'unité de production d'eau glacée. L'étage B.P. aura donc une charge de 88 TR alors que l'évaporateur P.I prendra la charge de 45 TR.

7. On reprend le calcul pour les nouvelles conditions en utilisant cette fois les rendements isentropiques calculés précédemment afin de déterminer les puissances à l'arbre.

On calcule les économies d'énergie pour un temps de fonctionnement de 5 000 h/an correspondant, dans ce cas-ci, au temps annuel de fonctionnement estimé de la centrale de réfrigération dans ces conditions.

Le tableau 10.2 dresse la liste des principaux paramètres de fonctionnement de la centrale frigorifique aux conditions existantes et aux conditions proposées.

164


1 382 000 -1304 500 = 77 500 kWh/an

1 0 . 2 . 4 S y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n p a r a l l è l e s f o n c t i o n n a n t à d e s t e m p é r a t u r e s d e r é f r i g é r a t i o n d i f f é r e n t e s

Si on utilise un système de réfrigération monoétagé pour le refroidissement à différentes températures, le coefficient de performance est nécessairement inférieur à ce qu'il devrait être. Puisque la température d'évaporation, dans ce cas, est fixée selon la température de consigne la plus basse, le système fonctionne donc à cette température alors qu'il pourrait fonctionner à une température plus élevée, du moins pour une partie du procédé. On pourrait donc améliorer le coefficient de performance correspondant à cette partie.

Dans une telle situation, il peut donc être avantageux de répondre aux deux niveaux de température, soit par l'ajout d'un système parallèle, soit par le choix d'un système de réfrigération biétagé à deux pressions d'évaporation et à deux niveaux de compression.

165

1 0 . 3 A u t r e s m e s u r e s d e r é d u c t i o n d e l a c h a r g e d e r é f r i g é r a t i o n

1 0 . 3 . 1 O p t i m i s a t i o n d e l ' é c l a i r a g e

Dans le cas de chambres réfrigérées ou de congélateurs, l'éclairage représente une part non négligeable de la charge de réfrigération à laquelle s'ajoute la consommation respective de chacun des luminaires. Puisque la puissance d'éclairage est convertie en chaleur à l'intérieur de la chambre, la puissance requise au système de réfrigération pour la partie de l'éclairage est calculée ainsi

Puissance de l'éclairage (10-1) COP

Consommation d'énergie électrique totale attribuable à l'éclairage :

Puissance de l'éclairage * (1 + 1/COP) (10-2)

On peut réduire l'énergie requise pour l'éclairage de trois façons

• en réduisant le niveau d'éclairement ;

• en réduisant la charge par un meilleur contrôle des périodes d'éclairage ;

• en augmentant l'efficacité des luminaires (l'intensité en regard de la puissance électrique).

EXEMPLE 10.4 Optimisation de l'éclairage d'un entrepôt réfrigéré

Un entrepôt réfrigéré est maintenu à une température variant entre 30 et 50 °F. L'unité de réfrigération a une capacité de 60 TR, et on estime son coefficient de performance à 3,3.

Vingt-trois lampes à incandescence de 300 watts chacune procurent un niveau d'éclairement d'environ 20 pieds-bougies. Il n'y a aucun système de minuterie de sorte que les lampes demeurent continuellement allumées.

Dans le but de réduire la consommation d'énergie électrique, on propose d'implanter les trois mesures suivantes :

1. Le remplacement des lampes à incandescence par des lampes à vapeur de sodium à haute pression qui dégagent moins de chaleur à une intensité équivalente.

Cette première mesure permet de réduire la consommation d'énergie de chacune des lampes et la charge de réfrigération. De plus, la durée de vie de ce type de lampes est supérieure à celle des lampes à incandescence de sorte que les frais d'entretien sont moins élevés.

2. L'ajout d'une minuterie qui permettrait d'interrompre l'éclairage les fins de semaine, ramenant le temps de fonctionnement de 8 760 à 6 240 h/an.

3. La réduction du niveau d'éclairement à 15 pieds-bougies en respectant la plage prévue dans les normes en vigueur.

En plus de la consommation d'énergie électrique attribuable aux lampes et à la compression, on peut considérer aussi la consommation des équipements auxiliaires du système de réfrigération (condenseurs, pompes et ventilateurs des évaporateurs), soit de 25 à 50 % de la consommation des compresseurs.

166

Calcul de la puissance requise par les compresseurs de l'unité de réfrigération

pour la charge due à l'éclairage, à l'aide de l'équation 10-1

a) Aux conditions existantes

6 900 watts/3,3 = 2 090 watts

b) Aux nouvelles conditions

1 110 watts/3,3 = 336 watts

Calcul de la puissance requise par les équipements auxiliaires en supposant que leur consommation représente 40 % de la puissance aux compresseurs


2 090 watts * 0,4 = 836 watts


336 watts * 0,4 = 134 watts

Calcul de la consommation annuelle d'énergie électrique attribuable à l'éclairage


• Lampes : 6 900 watts

• Compression : 2090

• Équipements auxiliaires : 836

Total : 9 826 watts

Consommation annuelle d'énergie électrique

(9 826/1000) kW * 8 760 h/an : 86 075 kWh/an


• Lampes : 1 110 watts

• Compression : 336

• Équipements auxiliaires : 134

Total : 1 580 watts

Consommation annuelle d'énergie électrique

(1580/1000) kW * 6 240 h/an : 9 860 kWh/an

Économies d'énergie électrique :

86 075 - 9 860 = 76 215 kWh/an

167

1 0 . 3 . 2 R é d u c t i o n d e s p e r t e s t h e r m i q u e s

La charge de réfrigération des entrepôts réfrigérés est constituée de pertes thermiques qui s'ajoutent à la charge des produits et à celle de l'éclairage. Dans les procédés, plusieurs pertes thermiques dans les conduites d'eau refroidie ou de réfrigérants et autour des appareils d'échange s'ajoutent à la charge de base. Dans plusieurs cas, on peut réduire ces pertes thermiques à l'aide des mesures suivantes afin de diminuer la consommation d'énergie électrique

• La réduction des pertes par le contrôle des portes de véhicules : portes automatiques, réduction du temps d'ouverture et de fermeture des portes, meilleure étanchéité ou remplacement de joints d'étanchéité usés ;

• L'installation de rideaux réduisant la circulation d'air à travers les ouvertures ;

• L'amélioration de l'isolation des chambres réfrigérées ;

• L'amélioration de l'isolation des conduites d'eau refroidie utilisée pour le prérefroidissement des produits dans un procédé ;

• L'amélioration de l'isolation des conduites de réfrigérant sous-refroidi ;

• L'amélioration de l'isolation des échangeurs thermiques.

D'autres sources de pertes thermiques sont moins évidentes. Par exemple, dans les entrepôts réfrigérés, on peut opter pour une isolation appropriée ; cependant, si l'isolant perd ses propriétés, les pertes thermiques non prévues à l'étape de la conception augmenteront la charge du système. Cette détérioration peut être causée par une anomalie du pare-vapeur : en effet, il peut avoir été mal installé, endommagé ou, encore, les joints d'étanchéité ne conviennent pas.

1 0 . 3 . 3 O p t i m i s a t i o n d u c h o i x d e s é v a p o r a t e u r s e t d e s c o n d e n s e u r s

En ce qui concerne le rendement énergétique d'un système de réfrigération, trois facteurs sont à considérer dans le choix des évaporateurs et des condenseurs

1. Le type d'appareil en fonction du coefficient d'échange thermique et de la température (et de la pression) de condensation ou d'évaporation ;

168

2. Les dimensions en fonction de la différence de température et de la perte de pression ;

3. La nature des dispositifs de régulation.

Les températures et les pressions réelles d'évaporation et de condensation du système pour une charge donnée dépendent du choix de ces appareils. Dans plusieurs cas, un surdimensionnement peut s'avérer rentable.

En ce qui concerne les condenseurs, les points suivants doivent être pris en considération

• Les condenseurs évaporatifs sont généralement préférables aux autres types de condenseurs : dans ce cas, la température humide de l'air de refroidissement est le facteur déterminant dans le choix de la température de condensation. Comme elle est en général inférieure à la température sèche, le coefficient de performance du système peut donc être amélioré. il faudra cependant prévoir le traitement de l'eau en fonction du procédé et s'assurer de spécifier le condenseur en fonction des périodes hivernales.

• Le surdimensionnennent des condenseurs permet de réduire la différence de température entre la vapeur et le fluide de refroidissement : l'air, l'eau, la saumure, etc. Cette diminution' améliore le coefficient de performance du système. Par exemple, le choix des condenseurs devrait s'appuyer sur une différence de température inférieure à 10 °F. On doit, par contre, tenir compte de l'augmentation de puissance des échangeurs dans le bilan ; toutefois, le gain net démontre l'avantage d'un surdimensionnement des condenseurs, d'autant plus que la perte de pression dans l'échangeur sera plus faible.

• Le sous-refroidissement du fluide frigorigène aux condenseurs augmente l'effet réfrigérant, particulièrement pour les systèmes fonctionnant avec des réfrigérants de la famille des halogènes.

• Pour ce qui est des condenseurs refroidis à l'air et des condenseurs évaporatifs, le rendement des ventilateurs peut avoir une réelle importance dans le bilan global. Les ventilateurs axiaux sont généralement plus efficaces que les ventilateurs du type centrifuge. De plus! la variation du pas des pales permet de régler le débit d'air. La variation de vitesse ou l'utilisation de moteurs multivitesses permettent aussi d'améliorer le rendement énergétique à toutes les conditions de charge. Compte tenu de la faible puissance de ces moteurs, les régulateurs de vitesse sont généralement peu coûteux.

Le choix du type d'évaporateurs dépend d'abord de l'application et du procédé. Cependant, en ce qui concerne le rendement thermique du système, le principe de base vise la recherche, de la pression d'évaporation la plus élevée possible en vue d'améliorer le coefficient de performance. Le choix des évaporateurs doit prendre en compte les points suivants

• Les évaporateurs du type par barbotage (flooded evaporators) ont un coefficient global de transfert supérieur à ceux du type par expansion directe. On peut donc, pour une même surface d'échange, obtenir des différences de température inférieures. Cependant, l'utilisation de ces évaporateurs peut être plus coûteuse (par exemple, pour la séparation de l'huile), et chaque cas doit être analysé avec attention.

• Dans le cas des refroidisseurs d'air utilisés dans les chambres réfrigérées, mentionnons que le coefficient d'échange thermique croît en fonction de la vitesse de l'air dans l'appareil. Une limite à la vitesse de sortie de l'appareil peut cependant être imposée. Par exemple, dans une salle de coupe des viandes, on limitera la vitesse de l'air pour assurer le confort du personnel, ce qui diminuera le mouvement de l'air et le bruit. On prendra aussi en compte, dans d'autres cas, la nécessité de ne pas déshydrater les produits. Le type de dégivrage est aussi un facteur important qui

169

sera abordé plus loin : soulignons toutefois que l'augmentation de la surface d'échange pour améliorer le COP doit être évaluée en relation avec l'augmentation de la masse du serpentin et des performances énergétiques du système de dégivrage (réchauffage et refroidissement du serpentin).

Mentionnons enfin que la décision de modifier un système existant (remplacement ou ajout d'appareils) est liée à la possibilité d'adapter les conditions de pression et de température en fonction de la configuration actuelle des compresseurs et des accessoires. Il peut être avantageux d'optimiser le coefficient de performance d'un système en misant sur les conditions de condensation et d'évaporation. Cependant, chaque cas doit faire l'objet d'une analyse distincte, car il est risqué de tracer des règles générales.

170

1 1 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l ' a m é l i o r a t i o n d e s d i s p o s i t i f s d e r é g u l a t i o n d e s s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n

1 1 . 1 G é n é r a l i t é s

Toutes les mesures d'économie d'énergie électrique touchant les rendements liés à la régulation des compresseurs s'appliquent aussi aux compresseurs des systèmes de réfrigération. Dans ces systèmes, les principes de régulation de la charge ou de délestage des compresseurs sont les mêmes.

De plus, certains aspects propres aux systèmes de réfrigération doivent être pris en compte. Mentionnons entre autres

• le réglage des pressions d'évaporation et de condensation ;

• le dégivrage des refroidisseurs d'air ;

• le choix des soupapes de détente.

1 1 . 2 A m é l i o r a t i o n d e l a s é q u e n c e d e f o n c t i o n n e m e n t d e s c o m p r e s s e u r s

Les compresseurs utilisés en réfrigération sont semblables aux appareils utilisés pour la compression de n'importe quel gaz. À peu de choses près, ils possèdent les mêmes caractéristiques en ce lui concerne leur rendement. Le rendement énergétique d'un compresseur est habituellement supérieur au point de fonctionnement nominal, qui peut d'ailleurs avoir été fixé plus spécifiquement pour un type de réfrigérant et selon des pressions d'évaporation et de condensation précises. Par conséquent, à l'exclusion du choix du ou des compresseurs, la régulation de la séquence de fonctionnement devrait permettre de faire fonctionner le plus grand nombre de compresseurs à leur point de charge maximale et de répondre à la variation de la demande en utilisant un nombre minimal d'appareils. Voici les points dont on doit tenir compte dans l'amélioration de la séquence de fonctionnement des compresseurs

• Déterminer les plages de performances de chacun des compresseurs en vue d'établir la séquence de fonctionnement pour les compresseurs les plus efficaces en fonction de la charge ;

• Lorsque la charge varie (en général, elle varie lentement), un seul compresseur doit être utilisé pour répondre à cette variation pendant que les autres fonctionnent à leur point de rendement maximal (on peut aussi prévoir l'arrêt de compresseurs inutiles) ;

• Lorsque le cycle de service affiche un point de charge très faible, il peut être avantageux de prévoir l'ajout d'un compresseur qui fonctionnera à son point de rendement maximal plutôt que de faire fonctionner un compresseur plus puissant à charge partielle et à un rendement inférieur ;

171

• Doter les compresseurs de dispositifs efficaces de régulation de la charge en fonction de leur type : délestage des compresseurs alternatifs, variation du rapport volumétrique interne (vanne ou soupape de régulation) pour les compresseurs à vis, aubes réglables pour les compresseurs centrifuges, etc.

EXEMPLE 11.1 Amélioration de la séquence de fonctionnement de compresseurs multiples dont les rendements sont différents

Prenons le cas d'une centrale frigorifique dont la charge de réfrigération est de 200 tonnes (TR) et que nous supposons constante. Cette centrale est munie de cinq compresseurs dont l'âge varie entre 5 et 20 ans et dont on a mesuré la puissance absorbée. En établissant le cycle de réfrigération et en calculant les puissances à l'arbre d'une compression isentropique pour chacun des compresseurs, il est possible de déterminer le rendement de chacun d'eux.

La consommation d'énergie électrique pour l'ensemble des compresseurs dans les conditions existantes est donc

Compresseur n°1 : 663 255 kWh/an 2 : 410 125 3 : 520 200 4 : 430 715 5 : 339 890 TOTAL : 2 364 185 kWh/an

Puisque le compresseur n° 5 a un rendement supérieur, il serait avantageux, dans ce cas-ci, de modifier la séquence de démarrage afin d'utiliser les compresseurs dont le rendement est plus élevé.

La séquence de démarrage proposée est la suivante :

172

Consommation totale d'énergie électrique : 2 282 945 kWh/an

Économies d'énergie électrique : 2 364 185 - 2 282 945 = 81240 kWh/an

1 1 . 3 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e v i s a n t l e c o n t r ô l e d u d é g i v r a g e

Dès que la température (d'évaporation est inférieure à 32 °F, la formation de givre autour des serpentins peut se produire dans les conditions normales. La vapeur d'eau contenue dans l'air d'appoint ou l'air s'infiltrant dans la chambre, ainsi que dans la charge de chaleur latente des produits, se condense au contact de la surface froide et gèle en se déposant sur les tubes et les ailettes du serpentin. II en résulte la diminution du coefficient de transfert thermique et, conséquemment, la baisse de la capacité du système. il faut donc assurer le dégivrage des serpentins. Les méthodes de dégivrage sont diverses, et le choix dépend de la température ambiante dans la chambre, de la configuration des appareils et du type de produit conservé. Les principales méthodes sont les suivantes

• Le dégivrage par des éléments chauffants électriques contenus à l'intérieur du serpentin (généralement à l'intérieur de tubes prévus à cette fin) ;

• Le dégivrage par gazl chaud ou liquide chaud à l'intérieur du serpentin, selon le type d'unités de refroidissement (le gaz chaud est soutiré au refoulement du compresseur) ;

• Le dégivrage par vaporisation d'un liquide sur le serpentin ;

• Le dégivrage par circulation d'air « chaud » autour du serpentin.

Les frais d'énergie liés au dégivrage comprennent deux facteurs

• L'énergie que consomme le système de dégivrage lui-même pour, d'une part, réchauffer le serpentin et faire fondre la glace accumulée et d'autre part, pour refroidir le serpentin de nouveau avant la remise en circuit de l'unité (le coût associé à chacune de ces opérations varie d'un cas à l'autre);

• La charge thermique que le dégivrage peut introduire dans la chambre réfrigérée.

Les mesures d'économie d'énergie électrique que l'on peut appliquer au dégivrage peuvent prendre différées formes.

a) Éliminer le besoin de dégivrage

Dans une chambre de réfrigération devant être maintenue au-dessus de 42 °F, par exemple, le choix d'unités dont la température à l'intérieur du serpentin est de 35 °F (au lieu de 30 F) permet d'éliminer le dégivrage régulier. Une méthode de dégivrage simple par la circulation d'air « chaud » (température d'environ 45 °F), peut être réservée aux cas d'urgence. L'investissement requis pour ce système est supérieur à celui d'un système dont la différence de température serait plus élevée ; cependant, on élimine ainsi les coûts associés au dégivrage.

173

De plus, il faudra considérer le taux d'humidité acceptable dans la chambre.

Une réduction de l'écart de température entre l'air ambiant et le fluide frigorigène conduira à un degré d'assèchement inférieur.

b) Réduire la charge latente

Si un produit chaud, contenant une grande quantité d'eau, est placé sans être prérefroidi à l'intérieur d'une chambre réfrigérée à basse température, une part importante de la charge de réfrigération sera constituée de chaleur latente. La vapeur d'eau retirée du produit sera donc introduite dans l'air ; au cours du refroidissement, cette vapeur d'eau formera du givre autour du serpentin. Dans ce cas, on peut prérefroidir le produit avant qu'il ne soit déposé dans le congélateur. On peut aussi réduire la charge d'eau introduite par un meilleur contrôle des infiltrations d'air chaud (par les portes de véhicule, notamment).

c) Régler le cycle de dégivrage

Autant pour le début du cycle que pour la durée, le dégivrage est souvent réglé uniquement à l'aide d'une minuterie. Cette minuterie est alors ajustée pour tenir compte des conditions extrêmes d'humidité, ce qui entraîne une perte d'énergie si la charge humide diminue. La séquence de dégivrage ainsi que la durée du cycle devraient s'ajuster en fonction des conditions réelles. Pour ce faire, l'utilisation de détecteurs de givre est souvent recommandée.

d) Isoler l'unité lors du dégivrage

Certaines unités de refroidissement peuvent être « isolées » de la chambre froide pendant le cycle de dégivrage afin que la chaleur dégagée ne soit pas réintroduite dans l'enceinte réfrigérée.

e) Améliorer le dégivrage au gaz chaud

Pour ce qui est des basses températures, seuls le dégivrage électrique ou le dégivrage au gaz chaud peuvent être envisagés. Dans ce dernier cas, le rendement énergétique peut être amélioré de deux façons. Premièrement, il importe que la pression de condensation ne soit pas exagérément élevée afin qu'elle puisse varier suivant les conditions climatiques. De plus, on a intérêt à ce que le dégivrage ne s'effectue pas à des pressions trop élevées afin de maintenir la température du serpentin au minimum. Des détecteurs de la température du serpentin peuvent être utilisés pour arrêter le dégivrage au moment approprié. On peut aussi se servir de régulateurs de pression pour l'alimentation en gaz chaud qui permettront de garder la pression constante pendant le dégivrage et de faire varier la pression de condensation.

Deuxièmement, afin de retenir le maximum d'efficacité de ce type de dégivrage, la charge de dégivrage, lorsqu'elle est importante, peut se substituer à une partie de la charge aux condenseurs. Lorsque les condenseurs sont munis de dispositifs appropriés, la charge de dégivrage peut être soustraite de la charge de condensation. L'économie d'énergie diffère selon le type de condenseurs : variation du débit d'air, du liquide réfrigérant, etc.

f) Choisir le serpentin qui minimise le temps de dégivrage

Au moment du choix des unités de refroidissement, on peut prendre en compte la configuration du serpentin qui permettra de réduire les périodes de dégivrage et, par conséquent, la charge de réfrigération dans la chambre. Le givre s'accumulera plus rapidement lorsque l'espace entre les ailettes sera minimal (par exemple, 3 à 6 ailettes par pouce). De plus, pour un même espace donné entre les ailettes, l'accumulation de glace a tendance à se produire généralement à l'entrée du

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serpentin. La combinaison de serpentins à ailettes plus éloignées à l'entrée (pour les deux premiers serpentins, par exemple) et de serpentins dont les ailettes sont plus rapprochées pare la suite peut se révéler avantageuse ; en effet, l'accumulation de givre est plus uniforme, et l'efficacité du dégivrage, accrue.

1 1 . 4 A u t r e s m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e t o u c h a n t l e s a c c e s s o i r e s e t l e s d i s p o s i t i f s d e r é g u l a t i o n d e s s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n

Dans la plupart des systèmes de réfrigération industrielle, on peut implanter d'autres mesures d'économie d'énergie en adaptant ou en modifiant les systèmes et les accessoires de régulation.

a) Réduction de la pression de condensation

S'il n'est pas souhaitable de laisser varier la pression de condensation en fonction des conditions du fluide de refroidissement (air ambiant, eau, etc.), il est, dans certains cas, avantageux de réduire cette pression. Un ajustement de la soupape de détente ou de la soupape de régulation de la pression de condensation comme mesure d'économie peut être envisagé.

b) Remplacement d'une soupape de détente thermostatique

Une soupape de détente thermostatique du type classique fonctionne à une température de consigne fixe à la sortie de l'évaporateur correspondant à une surchauffe donnée du gaz réfrigérant. Si la pression de condensation diminuait et si la pression d'évaporation se maintenait à la valeur nominale, la perte de pression dans la soupape diminuerait également de sorte qu'il serait impossible de garder le débit de réfrigérant. Puisque les soupapes de détente du type classique ne peuvent pas répondre convenablement à cette variation, la solution traditionnelle consiste à conserver la pression de condensation à une valeur artificiellement élevée ; cette solution présente bien sûr l'inconvénient de ne pas tirer profit de la baisse de température au condenseur qui permettrait d'augmenter le COP en période d'hiver. Afin de corriger cette situation, il est maintenant possible de remplacer ces soupapes de détente par des soupapes électroniques.

Ce type de soupapes établit automatiquement le degré de surchauffe du gaz réfrigérant pour toutes le$ conditions de fonctionnement et permet une variation de la pression de condensation. L'ouverture de la soupape est corrigée pour maintenir le débit de réfrigérant et la capacité du système même si la pression de liquide en amont diminue.

c) Systèmes experts

À l'étape de la conception, on peut faire appel à des logiciels sophistiqués en vue de déterminer les solutions les plus avantageuses en ce qui concerne l'investissement et les frais de fonctionnement des systèmes de réfrigération.

De plus, des système informatisés permettent de contrôler plus efficacement les systèmes existants. La nature de ces systèmes et leur complexité dépendent largement du système de réfrigération ; chaque cas doit être analysé selon ses

l

175

1 2 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e p a r l ' e n t r e t i e n d e s s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n e t d e l e u r s c o m p o s a n t s

1 2 . 1 G é n é r a l i t é s

L'évaluation des performances et du rendement d'un système de réfrigération peut mettre en lumière des anomalies qui peuvent être résolues grâce à un entretien plus rigoureux. Ces anomalies sont souvent masquées par un surcroît de capacité de l'installation, et les frais d'énergie sont alors négligés.

Un bilan thermique plus ou moins détaillé permettra entre autres :

• de connaître l'état du système ;

• de repérer les composants qui sont à l'origine de ces anomalies ;

• de proposer des mesures qui permettront de rétablir les performances nominales.

1 2 . 2 E n t r e t i e n d e s é c h a n g e u r s d ' a i r e

Qu'il s'agisse des condenseurs, des évaporateurs ou d'autres types d'échangeurs, les conditions des surfaces d'échange sont primordiales à l'efficacité des appareils. Les problèmes les plus courants sont

• l'encrassage de la surface interne des tubes par les lubrifiants, le tartre, etc. ;

• l'encrassage des surfaces externes des tubes et des ailettes par la saleté, les graisses, les lubrifiants, le givre, etc. ;

• l'accumulation d'incondensables dans le fluide frigorigène (principalement de l'air) ;

• l'encrassage des buses des condenseurs évaporatifs, des gicleurs utilisés pour le dégivrage des évaporateurs, des tours d'eau, etc.

On peut remédier à ces problèmes de plusieurs façons selon leur nature : en améliorant la séparation d'huile de lubrification, en nettoyant régulièrement les surfaces internes et externes des échangeurs, en améliorant la filtration ou le conditionnement de l'eau ou des saumures et en éliminant les incondensables par l'ajout de purgeurs.

Dans les systèmes fonctionnant à des pressions d'évaporation inférieures à la pression atmosphérique, une quantité relativement importante d'air peut s'infiltrer dans les systèmes. L'air peut aussi s'introduire pendant l'entretien ou le transfert de fluide frigorigène. La pression partielle de l'air s'ajoute à la pression de condensation forçant ainsi le compresseur à refouler les vapeurs à une pression supérieure à la pression normalement requise par la température de condensation. Cela a pour résultat d'augmenter le travail de compression et de réduire le coefficient de performance. L'ajout d'un purgeur automatique peut donc améliorer les performances du système en assurant la purge aux endroits appropriés (voir la figure 12.1).

Certains problèmes, comme l'accumulation de givre, peuvent résulter de restrictions

à l'écoulement de réfrigérants, d'une perte de rendement volumétrique du compresseur, des surchauffes trop importantes à la sortie des évaporateurs qui réduisent le débit massique du compresseur, etc.

176

La lubrification des moteurs et des ventilateurs utilisés dans les condenseurs ou les évaporateurs peut aussi entraîner une dépense d'énergie plus importante que la consommation de ces appareils, si le débit d'air et, conséquemment, l'efficacité d'échange sont réduits. L'utilisation d'un mauvais lubrifiant affecte souvent le bon fonctionnement des évaporateurs soumis à de très basses températures.

Un mauvais balancement des systèmes de ventilation dans une chambre froide, par exemple, peut aussi augmenter la charge de réfrigération. Si celle-ci est soumise à une pression négative, l'infiltration d'air chaud et humide pendant l'ouverture des portes sera supérieure.

1 2 . 3 E n t r e t i e n d e s c o m p r e s s e u r s

L'évaluation du rendement thermodynamique d'un compresseur donne des indications sur son état ou sur celui du système de refroidissement. Si le compresseur ne fonctionne pas à son plein rendement, on peut envisager un entretien simple, une remise à neuf ou encore son remplacement.

1 2 . 4 E n t r e t i e n d e s a c c e s s o i r e s

On peut déceler des problèmes de fonctionnement dont les causes peuvent être liées aux conduites et aux autres accessoires du système, notamment

• la corrosion des conduites ;

• les restrictions augmentant les pertes de charge ou favorisant l'accumulation d'impuretés ou d'incondensables ;

177

• la pression à l'aspiration du compresseur attribuable à une perte de charge trop élevée qui réduit la capacité du compresseur ;

• la mauvaise circulation de l'huile de lubrification ;

• un défaut de la soupape de détente pouvant causer un débit insuffisant de réfrigérant liquide à l'évaporateur et une surchauffe trop importante ;

• un défaut de la soupape de détente pouvant causer un débit de réfrigérant liquide trop important et l'entraînement de réfrigérant non vaporisé à l'aspiration du compresseur ;

• un fonctionnement instable de la soupape de détente causé par une pression de condensation trop faible ou un défaut de la soupape elle-même ;

• un endommagement des calorifugeages qui augmente la charge de réfrigération ou diminue le rendement d'un système de réfrigération ;

• un mauvais ajustement des courroies d'entraînement qui réduit le rendement et la capacité du compresseur.

Toutes ces anomalies peuvent être évaluées sur le plan de la consommation d'énergie, soit par la consommation d'énergie supplémentaire aux pompes, dans le cas des systèmes de liquides refroidis, aux ventilateurs ou aux différents éléments des systèmes de réfrigération. Un entretien régulier et préventif permet de maintenir les performances d'un système à un coût minimal et d'assurer son rendement énergétique.

1 2 . 5 R é d u c t i o n d e l a c o n c e n t r a t i o n d e s r é f r i g é r a n t s s e c o n d a i r e s

On doit vérifier régulièrement la concentration des saumures et des solutions de glycol. On peut évaluer la concentration d'un réfrigérant secondaire en mesurant sa densité à l'aide d'un densimètre. Lorsque la concentration en sels ou en glycol est supérieure à la valeur requise, la consommation d'énergie augmente

• pour le pompage du réfrigérant secondaire en raison d'une densité et d'une viscosité supérieures ;

• pour le refroidissement en raison de la diminution de la chaleur spécifique et de la conductivité thermique du réfrigérant secondaire.

Diminuer la concentration d'un réfrigérant secondaire permettra de réaliser des économies d'énergie

• en réduisant les différences de température aux évaporateurs et aux condenseurs (augmentation du COP) ;

• en réduisant le débit du fluide frigorigène de l'unité de réfrigération (diminution de la puissance de compression) ;

• • en réduisant la puissance requise au pompage des réfrigérants secondaires.

178

1 3 . 0 M e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e p a r l a r é c u p é r a t i o n d e l a c h a l e u r

Plus de 80 % de l'énergie fournie à la compression de l'air est évacuée dans les refroidisseurs intermédiaires, finaux et les refroidisseurs d'huile. Selon le type de compresseur et la pression de refoulement, le rejet de la chaleur peut représenter entre 45 000 et 50 000 BTU/h (13,2 à 14,6 kW) pour 100 pi3/min d'air aux conditions d'aspiration.

Cette chaleur est normalement perdue durant le refroidissement de l'eau réfrigérante dans une tour et/ou rejetée dans l'atmosphère par la ventilation de la salle des compresseurs.

Si la récupération a un rendement de 80 %, par exemple, un compresseur refroidi à l'air et dont la capacité volumétrique est de 2 000 pi3/min, pourrait idéalement fournir à pleine charge me quantité d'énergie équivalant à 215 kW environ.

Certains fabricants offrent maintenant des ensembles permettant de récupérer facilement l'air ou l'eau qu'on) utilise dans les refroidisseurs intermédiaires et les refroidisseurs d'huile. Certains modèles comportent aussi un refroidisseur à la sortie du dernier étage de compression, intégré à l'appareil de récupération de chaleur.

La quantité réelle d'énergie thermique qu'on peut récupérer d'une installation dépend de sa configuration, du type de refroidissement (à l'air ou à l'eau) et des possibilités de réutiliser cette énergie.

Il faut toutefois noter que la quantité d'énergie récupérée est variable et, dans bien des cas, intermittente. On doit donc la considérer comme une source d'appoint.

179

1 4 . 0 É v a l u a t i o n f i n a n c i è r e d e s m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e ( M E E E )

La décision d'appliquer une mesure d'économie d'énergie électrique (MEEE) repose sur sa faisabilité technique et sur ses avantages financiers. La méthode simple de calcul pour la période de recouvrement de l'investissement (PRI) est largement utilisée au cours du processus de prise de décision.

1 4 . 1 I m m o b i l i s a t i o n s p o u r l ' i m p l a n t a t i o n d e m e s u r e s d ' é c o n o m i e d ' é n e r g i e é l e c t r i q u e

II est important de faire une estimation des immobilisations afin de déterminer la période de recouvrement de l'investissement requis pour mettre en oeuvre des mesures d'économie d'énergie.

Nouveau système ou système nécessitant des modifications

Dans le cas d'un nouveau système ou d'un système nécessitant des modifications, il faut évaluer les frais marginaux relatifs à l'implantation de la mesure d'économie d'énergie électrique. Pour évaluer ces frais, on doit d'abord procéder au calcul de base de l'investissement requis si l'on ne met pas en oeuvre la mesure d'économie d'énergie. On évalue ensuite l'investissement requis pour implanter la mesure. La différence entre les deux calculs correspond aux frais marginaux. Ce sont les frais marginaux qui, dans ce cas, représentent les immobilisations.

Système déjà en fonctionnement ne nécessitant pas de modifications autres que celles pouvant découler de l'implantation d'une mesure d'économie d'énergie

S'il s'agit d'un système déjà en fonctionnement, les frais d'implantation de la mesure d'économie d'énergie électrique représentent les immobilisations.

Les coûts à considérer

Les frais d'implantation d'une mesure d'économie d'énergie comprennent des frais directs (achat des équipements, des matériaux, du matériel, des accessoires, y compris les frais d'installation), et des frais indirects (frais d'ingénierie, de supervision et de coordination des travaux et frais accessoires).

Les fournisseurs peuvent fournir le prix de leurs équipements, le prix des matériaux (comme la tuyauterie, la robinetterie, les câbles électriques, etc.) en se reportant à la conception préliminaire. Par ailleurs, les entrepreneurs compétents peuvent fournir une estimation du coût de l'installation.

La précision des estimations aura une influence majeure sur l'exactitude de la rentabilité du projet proposé.

180

1 4 . 2 C a l c u l d e l a p é r i o d e d e r e c o u v r e m e n t d e l ' i n v e s t i s s e m e n t

Il existe plusieurs façons d'évaluer la rentabilité de l'investissement proposé. Le calcul simple de la période de recouvrement de l'investissement est une méthode fréquemment utilisée au cours de l'évaluation des projets. Cette méthode offre un calcul facile et rapide visant à déterminer la période de temps requise pour que les économies d'argent égalent l'investissement initial. Une courte période de recouvrement de l'investissement indique habituellement que le projet envisagé est rentable.

Voici une méthode de calcul de la période de recouvrement de l'investissement

PÉRIODE DE RECOUVREMENT = TOTAL DES IMMOBILISATIONS DE L'INVESTISSEMENT' ÉCONOMIES ANNUELLES

Dans le cas d'une nouvelle installation, on devra appliquer la somme des frais marginaux nécessaires pour l'implantation de la mesure d'économie d'énergie électrique proposée plutôt que les immobilisations totales. La période de recouvrement de l'investissement indiquera alors le temps qu'il faudra avant que les économies d'argent puissent équivaloir aux immobilisations supplémentaires du projet (voir la section 14.1).

Bien que le calcul de la période de recouvrement de l'investissement ne tienne pas compte de la valeur du rendement de l'argent, sa simplicité en fait une méthode intéressante. Il existe cependant d'autres méthodes d'évaluation financière plus rigoureuses.

1 5 . 0 M é t h o d e s d e m e s u r e

1 5 . 1 E s s a i s d e r e n d e m e n t d e s c o m p r e s s e u r s e t d é s p o m p e s à v i d e

Un essai de rendement à pour but de vérifier l'état de fonctionnement d'un compresseur, d'un surpresseur ou d'une pompe à vide. En gros, l'essai de rendement permettra de déterminer la puissance unitaire d'un appareil, c'est-à-dire la puissance requise pour la compression à un niveau de pression donné, d'un pied cube de gaz à des conditions normalisées données. En outre, il sera aussi possible d'établir les rendements thermodynamique et mécanique de l'appareil, ce qui permettra, au besoin, d'en estimer les performances dans de nouvelles conditions. Ces renseignements seront aussi utiles pour juger si un appareil fonctionne selon les performances nominales ou s'il s'en est éloigné.

NOTE : Les essais de rendement abordés dans le cadre de ce Guide ne sont pas suffisamment rigoureux pour vérifier si les performances d'un appareil sont conformes à colles garanties par le fabricant. Les résultats ne doivent donc être utilisés qu~à des fins d'analyse d'efficacité énergétique.

Lorsque les dispositifs 1e réglage le permettent, un essai à pleine charge et un essai à vide fourniront les données nécessaires à l'estimation des performances et des consommations dans toutes les conditions de fonctionnement.

Un essai de rendement peut être un exercice long et coûteux si l'installation ne comprend pas déjà un minimum d'instruments ou s'il est difficile d'y ajouter l'instrumentation nécessaire. Chaque cas doit donc être adapté aux besoins réels de l'analyse. Parfois suffisants, il suffit de se référer aux résultats d'essais antérieurs et d'évaluer leur validité à l'aide des méthodes indirectes.

Dans le cas de compresseurs multiétagés comportant des refroidisseurs intermédiaires, il est recommandé d'évaluer le rendement de chaque étage afin de déterminer les rendements thermodynamiques réels. S'il est impossible d'équiper chaque étage comme il se doit, il est préférable de procéder à l'analyse en supposant les pressions et les températures d'aspiration et de refoulement. Cette approche devrait, dans la majorité des cas, donner une estimation plus juste des performances comparativement à une analyse globale du compresseur qui ne tiendrait pas compte de l'effet des refroidisseurs intermédiaires.

Dans l'ensemble, un essai de rendement complet d'un compresseur consiste à mesurer les paramètres suivants :

• La pression totale et la température totale à l'aspiration de chaque étage ;

• La pression totale et la température totale au refoulement de chaque étage ;

• Le débit volumétrique actuel à l'aspiration ;

• La température sèche et la température humide de l'air aspiré, ou la composition du gaz ;

• La puissance électrique à l'entrée du moteur ;

• La vitesse de rotation du moteur.

Ensuite, on procède au calcul de l'humidité relative de l'air ou on la détermine à l'aide d'une charte psychrométrique normalisée.

183

Si le débit ne peut être mesuré qu'au refoulement, on doit mesurer la température, la pression et, si possible, le point de rosée de l'air au point de lecture ; puis le débit volumétrique sera ramené aux conditions d'aspiration. De plus, on doit tenir compte des pertes volumétriques entre la sortie du compresseur et le débitmètre ; il peut s'agir, par exemple, de purges ou d'air utilisé à la régénération du dessiccatif d'un sécheur. On doit évaluer ces pertes et les ajouter au débit mesuré. S'il s'agit d'un gaz autre que l'air, le même principe s'applique ; mais la mesure du point de rosée sera remplacée par une analyse de la composition du gaz. S'il y a eu condensation dans les refroidisseurs intermédiaires et dans le refroidisseur final, le débit à l'aspiration ainsi calculé pourra être corrigé au besoin pour qu'il se rapproche de la valeur du débit obtenue au refoulement. Afin d'avoir un aperçu de l'erreur qui pourrait résulter de l'effet de l'humidité de l'air, notons que l'écart entre la puissance requise pour un compresseur aspirant de l'air sec et la puissance requise pour un compresseur aspirant le même volume d'air saturé, est de l'ordre de 1 %.

Si l'on souhaite comparer les résultats de l'essai de rendement aux valeurs du fabricant, on devra corriger les valeurs obtenues en fonction des méthodes et des conditions stipulées par le fabricant. À ce titre, il existe plusieurs documents de normalisation pour divers types d'appareils décrivant les méthodes de correction applicables à chaque cas. Les principales normes américaines sont celles de l'ASME (Performance Test Codes PTC9 et PTC 10) et de l'API (Standards 617, 619 et 672).

S'il existe un écart important entre les valeurs obtenues au moment des essais et les valeurs du fabricant même après avoir apporté les corrections, on doit en vérifier la cause. Une perte de rendement peut être attribuable à une détérioration mécanique de l'appareil (pertes par frottement ou pertes volumétriques), à un refroidissement insuffisant du gaz entre les étages de compression (température supérieure du fluide de refroidissement ou débit insuffisant), à l'encrassage de l'appareil ou des refroidisseurs intermédiaires ou à des conditions de fonctionnement trop éloignées des conditions nominales. La détermination de la cause de cet écart peut indiquer que certaines mesures doivent être prises afin d'améliorer l'efficacité d'un système.

On peut appliquer les méthodes décrites ci-dessus pour tout système de compression. La précision dépendra des hypothèses posées lorsque certains paramètres ne peuvent être mesurés. Dans la plupart des cas, afin de simplifier la méthodologie, la mesure des pressions et des températures à l'aspiration et au refoulement des étages intermédiaires sera négligée pour des raisons pratiques. On considère alors que le rapport des pressions est le même pour tous les étages, et que le refroidissement intermédiaire ramène le gaz à la température d'aspiration.

Enfin, puisque la majorité des modes de régulation ont une fonction de délestage complet du compresseur, il est important de prendre une mesure de la puissance lorsque l'appareil fonctionne à pleine charge et d'en prendre une autre lorsqu'il fonctionne à vide. Cela permet de tracer des courbes semblables à celles illustrées aux figures 2.14a, 2.14b et 2.14c et adaptées à chaque appareil.

1 5 . 2 M e s u r e e t r e p é r a g e d e s f u i t e s d ' u n r é s e a u d e d i s t r i b u t i o n d ' a i r c o m p r i m é

Comme les fuites constituent généralement les pertes d'énergie les plus importantes d'un système d'air comprimé, il est important de les évaluer et de les repérer afin d'apporter les corrections nécessaires.

184

La mesure du débit de fuite peut être réalisée selon plusieurs méthodes

• La méthode la plus précise consiste à mesurer directement le débit à l'aide d'un débitmètre installé sur la tuyauterie principale de refoulement lorsque le réseau est ouvert, à la pression normale, mais qu'il n'est sujet à aucune demande (périodes improductives). Lorsque la pression normale du système fluctue fortement en raison du mode de régulation des compresseurs, le débit de fuite sera celui qu'on observe à la pression moyenne.

• S'il est impossible d'installer un débitmètre sur la conduite principale de refoulement, on peut procéder à une mesure indirecte. Il s'agit d'installer un débitmètre dans un embranchement de la tuyauterie principale ou au réservoir d'air comprimé. On mesure d'abord le débit du compresseur à pleine charge (V,), alors que le réseau de distribution est isolé. On répète la mesure, mais en ouvrant cette fois le robinet d'isolement du réseau alors que la demande est nulle (V2). S'il y a des fuites, le débit V2 sera inférieur au débit total VI, et la différence entre les deux valeurs représente lé débit d'air créé par les fuites du réseau.

Deux autres méthodes de mesure peuvent être utilisées lorsqu'il est impossible d'installer un débitmètre ni sur la conduite principale ni en dérivation du réseau. Elles sont, par contre, moins précises que les deux premières

• Mesure par compensation : il s'agit de déterminer le débit moyen que le compresseur aura à fournir au réseau pendant un temps donné afin de compenser les pertes dues aux fuites et de maintenir la pression du système à l'intérieur de la plage normale de régulation alors que la demande est nulle. Le débit instantané sera le débit indiqué sur la laque signalétique. Le débit moyen sera donc le débit instantané, pondéré par le rapport de la somme des temps de fonctionnement du compresseur et le temps total de la mesure. Le mode de régulation doit être du type « tout ou rien » si le débit est modulé, il sera impossible de déterminer le débit moyen de l'appareil.

• Mesure de la chute de pression : il s'agit de déterminer le temps pour que la pression du réseau de distribution passe d'une valeur initiale P1 à une valeur finale P2 alors que le compresseur est à l'arrêt et qu'il n'y a aucune demande. En connaissant le volume total du réseau, y compris celui du réservoir, il est possible d'estimer le débit occasionné par les fuites. Cette méthode est limitée à un réseau simple pour lequel il est possible d'évaluer assez facilement le volume.

Les fuites les plus évidentes se produiront aux endroits où il y a un raccordement non soudé. Les raccords vissés, les raccords rapides, les fixations des boyaux sont généralement les sources les plus importantes de fuites, même pour une installation neuve. Il peut y avoir d'autres sources de fuites : les robinets d'isolement, le joint des bols des filtres et des lubrificateurs, les régulateurs de pression, les distributeurs, les joints des vérins, les moteurs et outils pneumatiques, ainsi que les robinets de purge laissés ouverts.

Pour repérer les fuites les plus importantes, il suffit, bien souvent, d'écouter le sifflement qu'elles produisent lorsque le bruit ambiant est faible (périodes improductives si possible). Dans les endroits difficilement accessibles, on devrait normalement utiliser un détecteur d'ultrasons conçu pour la détection des fuites afin de faciliter et d'accélérer le repérage. On peut utiliser, dans les cas moins évidents, une solution d'eau savonneuse.

Pour obtenir de plus amples renseignements, on devrait consulter le guide technique portant sur les fuites dans les réseaux d'air comprimé.

185

1 5 . 3 E s s a i s d e r e n d e m e n t s u r u n s y s t è m e d e r é f r i g é r a t i o n

Une évaluation de la charge calorifique et de la puissance électrique requise par un système de réfrigération permet d'en établir le rendement énergétique. Par un essai de rendement, il sera possible d'évaluer le rendement thermodynamique global d'un système, ce qui permettra d'en estimer les performances à de nouvelles conditions de fonctionnement.

Un essai de rendement d'un système de réfrigération consiste à mesurer les paramètres suivants lorsque le système fonctionne à pleine charge et que les conditions sont stables :

• La pression de condensation, à l'aide du manomètre installé au refoulement du compresseur ;

• La pression d'évaporation, à l'aide du manomètre installé à l'aspiration du compresseur ;

• La température de l'air ambiant à proximité des condenseurs ou des tours de refroidissement

- La température sèche pour les condenseurs refroidis à l'air ;

- La température humide pour les condenseurs évaporatifs ou les tours de refroidissement ;

• Le débit du fluide à refroidir, sa température à l'entrée et sa température à la sortie de l'évaporateur ;

• Le débit du fluide de refroidissement, sa température à l'entrée et sa température à la sortie du condenseur (un condenseur refroidi à l'eau, par exemple) ;

• La puissance électrique à l'entrée du moteur de chaque compresseur.

Par la suite, à l'aide du diagramme Pression - Enthalpie du fluide frigorigène utilisé, on détermine le cycle de réfrigération, la température et l'enthalpie du fluide à chaque point du cycle.

Les charges calorifiques de l'évaporateur et du condenseur seront déterminées à l'aide des données recueillies. S'il est impossible de mesurer les paramètres mentionnés pour le condenseur, par exemple, la charge calorifique de celui-ci sera déterminée par la somme de l'énergie transférée à l'évaporateur et de la puissance de compression. À l'inverse, si la charge à l'évaporateur ne peut être déterminée par des mesures directes, elle sera calculée par la différence entre la charge au condenseur et la puissance de compression.

Si le système comprend plusieurs étages, il est toujours recommandé de procéder à la mesure de chaque étage.

Selon cette approche, le fluide frigorigène sera considéré à l'état de vapeur saturée à l'aspiration du compresseur et à l'état de liquide saturé à la sortie du condenseur. Si l'instrumentation en place permet de déterminer avec plus d'exactitude les conditions réelles, la précision des résultats n'en sera que meilleure.

Les résultats de l'essai de rendement peuvent aussi être comparés avec les données nominales du fabricant. Le calcul du coefficient de performance et la comparaison des pressions et des températures au condenseur et à l'évaporateur peuvent révéler des inefficacités au détendeur, à l'évaporateur ou au condenseur. La nature du problème devrait être déterminée, et les mesures correctives nécessaires pourront être adoptées. Par exemple, les conduites d'aspiration sont souvent d'un diamètre insuffisant. En

186

mesurant la pression d'évaporation et la pression d'aspiration, il sera possible de vérifier si la perte de pression est excessive.

1 5 . 4 I n s t r u m e n t s e t m é t h o d e s d e m e s u r e

La précision des mesurés et des résultats obtenus dépendent

• de la précision, des }imitations, de l'étalonnage, de l'installation et de l'interprétation des instruments ;

• de la formation de la personne qui les utilise ;

• de la stabilité du procédé ou du fonctionnement pendant la durée des lectures.

1 5 . 4 . 1 C h o i x d e l ' e m p l a c e m e n t d e s p l a n s d e m e s u r e p o u r u n e s s a i d e r e n d e m e n t d ' u n c o m p r e s s e u r

Les plans de mesure devraient idéalement se rapprocher de ceux que le fabricant utilise durant les essais normalisés afin que les résultats soient comparables. Cependant, il est rarement possible 1 de s'y conformer. On cherchera donc le meilleur compromis possible en fonction de l'installation existante, du type d'appareil et du type d'instrumentation utilisée. Les plans de mesure proposés ci-dessous constituent des recommandations en vue d'obtenir des résultats complets et précis. Cependant, il peut être justifié d'adapter les plans de mesure en fonction des objectifs de l'essai et du niveau de précision recherché.

Un essai de rendement, doit finalement permettre d'évaluer le rendement énergétique d'un appareil et sa consommation. Il importe donc de bien établir les rapports des pressions et les rendements thermodynamiques en regard des objectifs de l'étude. Par exemple, lorsque l'évaluation d'une mesure d'économie d'énergie électrique requiert le calcul des performances d'un appareil dans des conditions de fonctionnement différentes, l'essai de rendement peut fournir les renseignements nécessaires.

• Pression et température statiques à l'aspiration :

- Près de la bride du compresseur (en aval du filtre d'aspiration) ;

- En amont du filtre, d'aspiration (on pourra mesurer ou estimer une perte de charge au filtre s'il est impossible de relever la pression à la bride du compresseur) ;

• Pression et température statiques au refoulement

- Au refoulement dé chaque étage de compression, près de l'entrée du refroidisseur intermédiaire ;

• Pression et température statiques à l'aspiration des étages subséquents

- A l'aspiration de chaque étage, près de la sortie du refroidisseur intermédiaire ;

• Pression et tempéra,ture statiques au refoulement du compresseur

- Au refoulement du dernier étage de compression en amont du refroidisseur final ;

187

• Débit volumétrique du compresseur

- Au refoulement du compresseur, dans la conduite principale ;

- En dérivation de la conduite principale ou du réservoir ;

- Les relevés devront être corrigés pour ramener les valeurs aux conditions de température, de pression et d'humidité prévalant à l'aspiration, et les corrections devront tenir compte de la condensation dans les échangeurs, et des pertes volumétriques entre la sortie du compresseur et le débitmètre,

- Le plan de mesure du débit doit être choisi de sorte que les pulsations soient réduites au minimum (en aval du réservoir).

1 5 . 4 . 2 M e s u r e d u d é b i t v o l u m é t r i q u e

Certaines installations peuvent comprendre un débitmètre installé en permanence. On doit s'assurer de la précision nominale, de la répétabilité et de l'étalonnage de l'appareil, si l'on envisage d'en utiliser les relevés. On doit aussi s'informer des unités ou des corrections faites à la mesure par l'appareil pour que l'on puisse déterminer les calculs qui permettront de ramener les résultats aux conditions d'aspiration.

Lorsqu'on ne dispose pas d'un débitmètre en permanence, on peut utiliser un appareil portatif. Celui-ci doit être choisi en fonction du débit, du niveau de pression et du type de gaz. On devrait aussi s'assurer que les matériaux d'étanchéité sont compatibles avec le lubrifiant utilisé au compresseur.

Les principaux types de débitmètres sont les suivants

• Débitmètre à turbine (turbine flowmeter) ;

• Sonde de Pitot (annubar flowmeter) ;

• Plaque à orifices (orifice plate) ;

• Débitmètre à vortex (vortex flowmeter).

Si l'installation ne permet pas d'effectuer une mesure directe du débit, on pourra l'estimer avec plus ou moins de précision à partir des renseignements suivants

• La plaque signalétique du compresseur ;

• Le bilan massique d'un procédé ;

• La fiche technique, le rapport d'essai et la courbe de performance de l'appareil.

Erreurs fréquentes

• Débitmètre défectueux ou mal calibré ;

• Utilisation d'un débitmètre dans des conditions excédant les limites ;

• Mode d'installation non conforme aux normes ;

• Oubli de considérer les pertes volumétriques situées en amont du débitmètre (purges, régénération d'un sécheur, etc.).

188

1 5 . 4 . 3 M e s u r e d e l a p r e s s i o n s t a t i q u e

L'instrument utilisé pour la mesure de la pression statique doit être adapté au niveau de pression donné

• Une pression négative importante (mesure de vide) ;

• Une pression négative faible (à l'aspiration d'un compresseur) ;

• Une pression positive faible (au refoulement d'un surpresseur) ;

• Une pression positive importante (refoulement d'un compresseur).

Les pressions statiques positives ou négatives qui avoisinent la pression atmosphérique sont généralement mesurées avec précision à l'aide d'un manomètre à colonne de mercure.

Les pressions statiques importantes sont mesurées à l'aide de manomètres du type de Bourdon, correctement calibrés et disposés selon les méthodes requises.

Erreurs fréquentes

• Manomètre défectueux ou mal calibré ;

• Oubli de considérer !la perte de pression dans le filtre à l'aspiration ;

• Oubli de considérer la perte de pression dans les appareils situés entre la sortie du compresseur et le point de lecture ;

• Oubli de conversion (de la pression effective à la pression absolue et vice-versa).

1 5 . 4 . 4 M e s u r e d e l a t e m p é r a t u r e

La température peut être mesurée à l'aide des instruments suivants

• Le thermomètre à colonne de mercure ;

• La thermistance ;

• Le thermocouple.

Les sondes doivent être placées dans des gaines thermométriques plongeant dans la tuyauterie à une profondeur suffisante, mais sans créer de perturbation importante à l'écoulement. Lorsque la vitesse d'écoulement est inférieure à 125 pi/s, il n'est pas nécessaire que la lecture soit corrigée pour obtenir la température totale tenant compte de la vélocité d gaz. Cela vaut pour la grande majorité des applications.

189

Erreur fréquente

• Mauvais étalonnage de l'instrument.

1 5 . 4 . 5 M e s u r e d e l ' h u m i d i t é d e l ' a i r à l ' a s p i r a t i o n

Pour déterminer l'humidité relative de l'air autour du filtre d'aspiration :

• On mesure la température sèche et la température humide de l'air à l'aide d'un psychromètre ;

• On détermine l'humidité relative à l'aide d'une charte psychrométrique ou par un calcul approprié.

1 5 . 4 . 6 M e s u r e d u p o i n t d e r o s é e

Lorsqu'il est nécessaire de déterminer le point de rosée d'un gaz sous pression, on utilise un instrument de mesure du point de rosée calibré pour le gaz en question.

1 5 . 4 . 7 A n a l y s e d e l a c o m p o s i t i o n d u g a z

Lorsque le gaz est différent de l'air, il peut être nécessaire d'en établir la composition exacte en laboratoire à l'aide d'un spectrographe ou d'un chromatographe. Ces appareils détermineront la nature de chaque composant, et leur fraction molaire et/ou massique.

Les propriétés thermodynamiques du gaz pourront être calculées à l'aide de la fraction molaire et des propriétés individuelles de chaque composant, ainsi qu'à partir d'une équation d'état appropriée.

1 5 . 4 . 8 M e s u r e d e l a v i t e s s e d e r o t a t i o n

Les données de rendement fournies par le fabricant sont toujours en relation avec une ou plusieurs vitesses de rotation d'un compresseur ou d'une pompe à vide. Afin de pouvoir comparer les résultats, il est donc nécessaire de mesurer la vitesse de rotation de l'appareil durant un essai de rendement.

Les instruments suivants sont couramment utilisés pour déterminer la vitesse de rotation :

• Le stroboscope ;

• Le tachymètre.

Lorsque la vitesse de rotation mesurée ne correspond pas à celle des données du fabricant, il faut être prudent dans la comparaison des résultats. Pour les appareils volumétriques, le débit théorique et le rendement volumétrique peuvent varier fortement avec la vitesse. Pour les compresseurs centrifuges, le rapport des pressions et le débit seront touchés.

190

1 5 . 4 . 9 M e s u r e d e l a p u i s s a n c e

On devrait idéalement Mesurer directement la puissance consommée à l'entrée d'un moteur électrique en utilisant un wattmètre.

Si l'on ne possède pas dé wattmètre, on peut utiliser un voltmètre et un ampèremètre. La puissance peut alors être estimée à l'aide de la formule suivante

Erreurs fréquentes

• Mesure du courant d'une seule phase (pour les moteurs triphasés) ;

• Utilisation de la tension nominale plutôt que réelle dans le calcul de la puissance ;

• Mauvais étalonnage des instruments de mesure ;

• Erreur de branchement au démarreur.

191

1 6 . 0 L o g i c i e l s

1 6 . 1 G é n é r a l i t é s

Il existe très peu de logiciels d'analyse de compresseurs ou de systèmes de compression. Certains logiciels d'analyse de procédés chimiques comprennent des fonctions ou des modules permettant d'estimer les propriétés et les puissances d'un compresseur dans certaines applications. Cependant, il faut habituellement spécifier les caractéristiques comme les rendements polytropiques, car ils ne permettent pas d'établir les caractéristiques d'un compresseur donné à partir des résultats d'un essai. Leur utilité est donc limitée.

Certains fabricants ont commencé à distribuer des logiciels portant sur le choix d'un compresseur, mais dans certaines gammes limitées de produits. Ils ne permettent pas l'évaluation d'un appareil à partir des résultats des essais. Les logiciels d'analyse et de caractérisation de compresseurs sont conçus à des fins d'utilisation interne et ne sont malheureusement pas offerts sur le marché.

1 6 . 2 L o g i c i e l s d ' a n a l y s e d e c o m p r e s s e u r

Il existe de logiciels d'analyse visant à faciliter l'estimation des performances des compresseurs d'air comprimé et des surpresseurs d'air.

1 6 . 3 U t i l i s a t i o n d ' u n c h i f f r i e r é l e c t r o n i q u e p o u r l ' a n a l y s e d ' u n r é s e a u d e d i s t r i b u t i o n

Il est possible d'utiliser des logiciels du type chiffrier électronique (ou tableur) pour créer un programme d'analyse. Une fois que les formules de calcul sont établies dans les programmes, il est facile d'évaluer différentes mesures d'économie d'énergie électrique.

On pourra utiliser les formules présentées à la section 2.7 du Guide ou d'autres équations qu'on retrouve dans les manuels spécialisés comme le Piping Handbook 1.

1 6 . 4 L o g i c i e l s d ' a n a l y s e d e s y s t è m e s d e r é f r i g é r a t i o n

Il existe certains logiciels d'analyse de systèmes de réfrigération, y compris les logiciels de fabricants qui permettent d'orienter le choix des appareils et des compresseurs de réfrigération.

'King R.C., Crocker S., Piping Handbook, McGraw Hill, 5th Edition, 1973.

192

1 7 . 0 C o n c l u s i o n

On peut tendre vers une gestion optimale de l'énergie dans l'utilisation des systèmes de compression et de réfrigération, lorsque les besoins ont été établis et que les performances des systèmes en place ont été correctement évaluées. Les mesures d'économie d'énergie électrique présentées dons ce Guide sont parmi les plus connues.

Il existe cependant d'autres mesures particulières à une exploitation ou à un secteur industriel donnés.

193

A n n e x e A - G l o s s a i r e

absorption Processus physicochimique par lequel un gaz se dissout dans une substance avec laquelle il est en contact. 1 peut y avoir réaction chimique.

adsorption Phénomène physique par lequel une matière se fixe et se concentre à la surface d'une substance en contact avec elle.

aubes réglables Dispositif de régulation d'un appareil centrifuge composé d'une série d'ailettes orientables (de 5 à 10) disposées radialement dans l'oeil d'un étage de compression.

Bien qu'il soit possible de placer des aubes réglables à l'aspiration de chaque étage, leur utilisation est généralement limitée au premier étage.

BHP Puissance requise à l'arbre d'un appareil (compresseur, ventilateur, pompe, etc.).

blocage sonique Phénomène caractéristique d'un compresseur dynamique qui limite la capacité d'aspiration en fonction de la géométrie.

compresseur multiétagé Compresseur comprenant plusieurs éléments de compression en série.

courbe de compresseur Représentation graphique des caractéristiques d'un compresseur.

En général, on illustre graphiquement la pression de refoulement et la puissance à l'arbre en fonction du débit volumétrique à l'entrée de l'appareil.

courbe de système Représentation graphique illustrant la variation de la pression d'un système qui pourrait être mesurée au refoulement d'un compresseur en fonction du débit volumétrique et à des conditions connues.

cycle de service Temps de fonctionnement à différentes conditions de charge d'un système ou d'un appareil.

diagramme de tuyauterie Diagramme d'un procédé représentant et d'instrumentation (P&ID) la relation entre l'ensemble des appareils et

la tuyauterie ainsi que les capteurs, régulateurs et dispositifs de contrôle qui y sont associés.

Il est généralement accompagné d'une description fonctionnelle décrivant la séquence de fonctionnement.

194

cylindrée Volume engendré par l'élément ou les éléments du premier étage d'un compresseur alternatif au cours d'une révolution.

entraînement à vitesse Dispositif électrique, mécanique ou variable (EVV) hydraulique utilisé pour faire varier la

vitesse du moteur ou d'un appareil en fonction de la charge.

espace mort Volume intérieur de la chambre de compression retenant du gaz enfermé à la fin de la phase de compression.

Il est exprimé par le rapport de l'espace mort d'un étage donné et de la cylindrée.

évacuation dans l'atmosphère Technique qui permet de contrôler le débit entrant dans un réseau en rejetant dans l'atmosphère la quantité excédentaire de gaz provenant du compresseur.

filtre Appareil utilisé pour retirer une quantité plus ou moins importante de particules solides présentes dans le gaz.

filtre coalesceur Appareil utilisé pour retirer une partie plus ou moins importante des liquides emportés dans un gaz. En général, cette fonction de filtration s'applique également aux particules solides.

fuite Quantité de gaz s'échappant d'un réseau de gaz comprimé ou d'air s'infiltrant à l'intérieur d'un appareil maintenu sous une pression manométrique négative.

humidité relative Propriété représentant le degré de saturation d'un gaz par la vapeur d'eau.

laminage Procédure de fermeture plus ou moins complète d'un clapet ou d'un robinet situé à l'aspiration ou au refoulement d'un appareil pour en régler le débit.

MEEE Mesure d'économie d'énergie électrique. régulation de la vites se Procédé de réglage par lequel la vitesse

d'une machine tournante varie à l'infini entre les vitesses préréglées afin de conserver une valeur de consigne.

moteur à induction Moteur à courant alternatif dans lequel l'enroulement du circuit primaire (stator) est relié à la source d'alimentation.

L'enroulement secondaire (rotor) porte le courant induit.

195

niveau de vide Valeur de la pression sous la pression

atmosphérique. plage de fonctionnement Ensemble des points de

fonctionnement d'un compresseur. Cette plage est limitée par la pression de l'appareil, les limites de vitesse de rotation, la construction de l'appareil, les marges de sécurité et, dans le cas de compresseurs dynamiques, par les phénomènes de pompage et de blocage sonique.

point de fonctionnement Conditions de pression et de débit pendant le fonctionnement d'un appareil.

Le point de fonctionnement correspond au point d'intersection de la courbe de performances/pression d'un appareil et de la courbe caractéristique de système.

pompage Phénomène se produisant pendant la marche d'un compresseur dynamique à l'approche du point de fonctionnement à la pression de refoulement maximale. Il se caractérise par une instabilité marquée comportant des inversions de débit très rapides qui peuvent endommager l'appareil.

pression absolue Valeur comprenant la pression manométrique et la pression atmosphérique ou barométrique.

purge Opération automatique ou manuelle visant à retirer une partie ou la totalité du liquide accumulé dans un appareil.

rapport volumétrique interne Rapport volumétrique d'un compresseur à vis qui est fonction de sa géométrie, et qui fixe le rapport des pressions idéal pour l'appareil.

Lorsque la pression du système est supérieure ou inférieure à la pression correspondant à ce rapport, le rendement énergétique de l'appareil est plus ou moins affecté. Ce rapport est habituellement établi à une pression de refoulement de 100 lb/po2 eff. et peut varier lorsque le compresseur est muni d'un dispositif de régulation approprié.

recirculation Technique par laquelle une partie ou la totalité du débit d'un appareil retourne à l'aspiration afin d'en contrôler la capacité ou d'éviter le pompage, dans le cas d'un compresseur dynamique.

196

refroidisseur intermédiaire Échangeur de chaleur utilisé pour refroidir un gaz au refoulement d'un étage de compression avant de l'introduire dans l'étage suivant.

Il comporte habituellement un séparateur de liquide et un robinet de purge (notamment pour l'air comprimé).

refroidisseur final ; Échangeur de chaleur utilisé pour postrefroidisseur refroidir un gaz au refoulement du dernier

étage d'un appareil de compression. Il comporte un séparateur de liquide et un

robinet de purge (notamment pour l'air comprimé).

sécheur Appareil utilisé pour retirer une partie plus ou moins importante de la vapeur d'eau contenue dans un gaz.

Idéalement, l'eau doit être sous forme de vapeur, mais une certaine quantité peut se présenter en gouttelettes selon l'efficacité des appareils de séparation situés en amont du sécheur.

séparateur Appareil qui, par un effet inertiel, permet de retirer d'un gaz la quasi totalité des liquides contenus sous forme de gouttelettes.

température absolue' Échelle de température où le zéro correspond théoriquement à un état dans lequel la matière ne contient aucune énergie interne.

viscosité Propriété d'un fluide par laquelle on mesure sa capacité de s'écouler en tenant compte du freinage créé par le frottement entre les molécules qui le composent.

vitesse synchrone Vitesse du champ magnétique tournant d'un moteur à induction, déterminée par le nombre de pôles magnétiques à chaque phase des enroulements du stator et par la fréquence appliquée.

197

A n n e x e B - L e x i q u e f r a n ç a i s - a n g l a i s

aube réglable inlet guide vane

blocage sonique stonewalling

boucle d'asservissement closed-loop control

chambre de délestage clearance pocket

courbe de similitude affinity curve

courbe de système system curve

débit flow

débit intermédiaire side stream

débitmètre flowmeter

délestage unloading

diagramme de tuyauterie et piping and instrumentation diagram d'instrumentatiton (P&ID) (P&ID)

encrassage fouling

entraînement à fréquence variable (EFV) variable frequency drive (VFD)

entraînement à vitesse variable (EVV) variable speed drive (VSD)

évacuation dans l'atmosphère blowoff

espace mort clearance

filtre coalesceur coalescing filter

fuite leakage

gallon US par minute (gpm US) U.S. gallon per minute (US gpm)

laminage throttling

lubrifiant synthétique synthetic lubricant

mesure d'économie d'énergie electrical energy-saving measure

électrique (MEEE)

régulation de la vitesse speed modulation

moteur multivitesse multispeed motor

niveau de vide vacuum level

point de rosée dew point

pompage surge

rapport volumétrique interne built-in ratio ; built-in volume ratio

réfrigération à charge partagée free cooling

refroidisseur intermédiaire intercooler

refroidisseur final ; aftercooler postrefroidisseur

sécheur dryer

198

A n n e x e C - R e n s e i g n e m e n t s t e c h n i q u e s

T A B L E A U C l FACTEUR DE CORRECTION APPLICABLE AUX MOTEURS ÉLECTRIQUES

À INDUCTION FONCTIONNANT À BAS RÉGIME À moins d'obtenir des valeurs plus précises du fabricant, on peut utiliser un facteur de correction cour calculer le rendement des moteurs fonctionnant à bas régime. Ce facteur doit être multiplié par le rendement nominal du moteur.

A n n e x e C - R e n s e i g n e m e n t s t e c h n i q u e s

T A B L E A U C l FACTEUR DE CORRECTION APPLICABLE AUX MOTEURS ÉLECTRIQUES

À INDUCTION FONCTIONNANT À BAS RÉGIME À moins d'obtenir des valeurs plus précises du fabricant, on peut utiliser un facteur de correction cour calculer le rendement des moteurs fonctionnant à bas régime. Ce facteur doit être multiplié par le rendement nominal du moteur.

La régression suivante a été utilisée pour calculer le facteur de correction: Facteur de correction = 1,7698 - (0,6739 X RC) + In (RC)) + (0,071365 X (In (RC))2)

T A B L E A U C l RENDEMENT TYPE D'UN ENTRAÎNEMENT À FRÉQUENCE VARIABLE (EFV)

À INDUCTION FONCTIONNANT À BAS RÉGIME

199

T a b l e a u C 3

PRESSIONS DE SATURATION DE L'EAU EN FONCTION DE LA TEMPÉRATURE

200

Notes

(1) Conditions à l'entrée des sécheurs (selon la norme ANSI B93.45)

Température : 100 °F Pression absolue : 114,7 lb/po2 abs. Humidité relative : 100

(2) Point de rosée type (à 114,7 lb/po2 abs.) selon le type de sécheurs

Réfrigérant : 400F Adsorption (sauf tambour rotatif) : - 40 °F Tambour rotatif : - 5 à -15 °F

(3) Cas des sécheurs du type réfrigérant

La puissance indiquée comprend la puissance absorbée par le ou les ventilateurs de refroidissement (condenseur) dans le cas des unités refroidies à l'air ambiant. Dans le cas des unités refroidies à l'eau, soustraire environ 0,05 HP de la valeur indiquée au tableau avant d'apporter les corrections expliquées à la note (5) ci-dessous.

(4) Cas des sécheurs par adsorption avec chauffage externe

La consommation d'air comprimé est de 0 %, lorsque le refroidissement est effectué par de l'air atmosphérique, ou de 4 % environ pendant la phase de refroidissement, lorsque l'air comprit asséché sert au refroidissement de la chambre en cours de régénération.

(5) Facteurs de correction à des conditions à l'entrée différentes de celles mentionnées à la note(1). Les puissances indiquées dans le tableau doivent être multipliées par les facteurs de correction suivants qui tiennent compte de la température et de la pression de l'air entrant au sécheur.

T a b l e a u C 4

VALEURS APPROXIMATIVES DE A CONSOMMATION D'ÉNERGIE DE DIFFÉRENTS TYPES DE SÉCHEURS D'AIR COMPRIMÉ POUR

CHAQUE 100 pi3N/min À L'ENTRÉE(1)

201

A n n e x e D - T a b l e d e c o n v e r s i o n d e s u n i t é s

202

Valeurs utiles

Accélération de la gravité 32,17 pi/s2 9,81 m/s2

Densité de l'eau (60 °F, 15 °C) 62,4 lbm/pi3 1000 kg/m3 8,3 lbm/gal (US)

Pression atmosphérique au niveau de la mer 14,7 lb/po2 abs. 101,325 kPa 29,92 po Hg 760 mm Hg

Densité de l'air sec 0,075 lbm/pi3 (70 °F, 14,7 lb/po2)

Constante universelle ces gaz 1545,4 pi.lbf/(lbmole R)

Chaleur latente de vaporisation 970 BTU/ibm de l'eau (212 °F, 14,7 1b/po2)

203

A n n e x e F - B i b l i o g r a p h i e

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Documents

systemes refrigeration et froid