FR 2783309 A1 20000317 FR 9811566 A 19980916 L'invention concerne un procédé de réduction du taux de compression d'un fluide frigorigène par augmentation de la pression d'évaporation dans une installation frigorifique. Sont désignés ici par installation frigorifique, des agencements tels que chambre froide, chambre de réfrigération, vitrine réfrigérée, refroidisseur d'un médium et par exemple d'eau, ou analogues. De pareilles installations sont notamment employées dans les grandes surfaces commerciales, telles que supermarchés ou hypermarchés. En général, une telle installation comprend des canalisations en boucle fermée permettant la circulation de fluide frigorigène. Un ou plusieurs compresseurs de mise en circulation du fluide frigorigène sont reliés à un condenseur de passage du fluide d'une phase gazeuse à une phase liquide. Des moyens d'apport d'un flux externe de refroidissement, par exemple un ou plusieurs ventilateurs, coopèrent avec le condenseur. La pression du fluide en phase liquide à la sortie du condenseur est régulée en agissant sur le fonctionnement de ces moyens d'apport. Le fluide en phase liquide est ensuite conduit à un évaporateur o est obtenu un échange utile par passage du fluide en phase gazeuse. L'évaporateur est alimenté en fluide par l'intermédiaire d'un organe de détente. Un conduit renvoie après évaporation, le fluide au compresseur. Ces installations ont pour avantage d'être fiables. Généralement, elles sont conçues pour maintenir en permanence une pression de condensation élevée dite haute pression. Dans l'absolu, il y aurait toutefois intérêt à abaisser les température et pression de condensation, lorsque la température de l'air extérieur le permet. Cela permettrait notamment de limiter la consommation nécessaire au compresseur, qui représente une proportion considérable de la consommation totale en énergie de l'installation. Ainsi le document FR-A-2 748 799 décrit un procédé de régulation de pression et/ou température de condensation d'un fluide frigorigène en fonction de la température du médium de refroidissement. Suivant ce document, la température et/ou pression de condensation est régulée de manière directement proportionnelle à l'évolution de la température du médium de refroidissement. Tandis que l'écart entre la température du fluide frigorigène en cours de condensation au primaire de l'échangeur et la température d'entrée du médium au secondaire de l'échangeur, est régulé de manière inversement proportionnelle ou inverse à l'évolution de la température du médium. Dans le but d'améliorer l'efficience énergétique des installations, ce document expose l'intérêt qu'il y a pour la consommation d'énergie, à réduire le taux de compression dans un cycle frigorifique par réduction de la pression de condensation. Actuellement les pressions d'évaporation sont régulées à des valeurs de consignes fixes, tenant compte des températures à obtenir dans les installations. Ainsi, les températures correspondant aux pressions de consignes d'évaporation sont par exemple -10 C pour refroidir un meuble réfrigéré à 0 C, -32 C pour une chambre de produits surgelés. Ces pressions ou températures d'évaporation sont maintenues sensiblement constantes par une régulation mettant en oeuvre plus ou moins de débit de fluide en phase de vapeur dans les compresseurs, qui sont commandés par leur pression de frigorigène en amont. Ainsi, les installations sont entre autre constituées de centrales de compression dites positives, maintenant des températures d'évaporation, par exemple à -10 C pour les meubles et chambres froides pour une température utile entre 0 C et +10 C. Des centrales de compression dites négatives maintiennent des températures d'évaporation par exemple à -32 C pour des meubles et chambres froides à température utile de -20 C. Ces températures ou pressions d'évaporation étant constantes, elles sont évidemment déterminées pour permettre des températures utiles satisfaisantes durant les périodes o les charges thermiques à absorber par les évaporateurs sont les plus importantes, telles qu'en été et/ou en période de forte activité. Par ailleurs, de fortes variations des charges thermiques sur les évaporateurs sont observées selon les saisons (été ou hiver) et selon le niveau d'activité (jour, nuit, samedi ou dimanche) de l'installation. A cet effet, un premier objet de l'invention vise un procédé de régulation de la pression d'évaporation d'un fluide frigorigène, dans une installation comportant plusieurs évaporateurs, chacun alimenté par une vanne. Afin d'augmenter la pression d'évaporation et ainsi d'améliorer l'efficience énergétique de l'installation, ce procédé prévoit: - de contrôler la capacité d'absorption de chaleur des évaporateurs; - de déterminer l'évaporateur le plus sollicité; et - d'ajuster la pression d'évaporation de l'installation à une valeur plus élevée. La valeur plus élevée est déterminée pour permettre l'absorption de la charge thermique de l'évaporateur le plus sollicité. Dans une réalisation, le contrôle de la capacité d'absorption est tel que l'élément représentatif de la charge thermique d'un évaporateur pendant une période prédéterminée est obtenu par comptage et cumul des durées d'ouverture de la vanne d'alimentation en frigorigène de l'évaporateur. Chacune des vannes de l'installation fait l'objet d'un cumul, et le cumul le plus élevé est utilisé pour le calcul de la variation de la valeur de consigne de la pression d'évaporation de l'installation. Selon une caractéristique, le point de non élévation de la valeur de consigne de la pression d'évaporation par le cumul le plus élevé est fixé pour un cumul inférieur à % de la durée de la période, par exemple à 90%. Selon une autre caractéristique, la valeur de l'écart entre le point de non élévation et le cumul le plus élevé, détermine la valeur de variation de consigne maximale de la pression d'évaporation. Selon encore une caractéristique, le cumul le plus élevé est utilisé pour le calcul direct de la valeur de consigne maximale. Une réalisation de procédé de régulation de pression et/ou température de condensation d'un fluide frigorigène en fonction de la température du médium de refroidissement tel que l'air extérieur ou analogues, destiné à une installation frigorifique pourvue d'au moins un condenseur ou échangeur à air analogues, prévoit que la température et/ou pression de condensation est régulée de manière directement proportionnelle à l'évolution de la température du médium de refroidissement. Tandis que l'écart entre la température du fluide frigorigène en cours de condensation au primaire de l'échangeur et la température d'entrée du médium au secondaire de l'échangeur, est régulé de manière inversement proportionnelle ou inverse à l'évolution de la température du médium. Une étape de sous refroidissement du fluide dans l'échangeur étant prévue avec: - la mesure de l'écart de température entre le primaire et le secondaire de l'échangeur; - la mesure de la température et/ou de la pression de condensation du fluide; - la mesure de la température du fluide en aval de l'échangeur; et - le relèvement ou l'abaissement du sous refroidissement du fluide, de manière directement proportionnelle à l'écart de température entre le primaire et le secondaire de l'échangeur. La température de sous refroidissement du fluide est déterminée en subordonnant la mesure d'une limite basse de condensation à une mesure de température du fluide en aval de l'échangeur. Un autre objet de l'invention vise une installation frigorifique apte à mettre en oeuvre le procédé tel qu'exposé plus haut, comprenant: - au moins deux évaporateurs, destinés à faire partie de l'installation; - des canalisations en boucle fermée permettant la circulation d'un fluide frigorigène; - au moins un compresseur apte à engendrer un déplacement du fluide en phase gazeuse suivant un sens de circulation choisi; - un condenseur monté en aval du compresseur et prévu pour provoquer le passage du fluide frigorigène d'une phase gazeuse à un liquide, éventuellement avec des moyens de sous-refroidissement du fluide en phase liquide condensé; - une vanne d'alimentation en frigorigène de chaque évaporateur; - un organe de détente en entrée de chaque évaporateur; et - un retour au compresseur du fluide frigorigène en phase gazeuse. Un exemple d'installation selon l'invention comporte au moins deux évaporateurs montés en parallèle, et dans un mode de réalisation trois compresseurs montés en parallèle. Cette installation comporte dans une réalisation, un automate qui assure le calcul d'un coefficient correcteur permettant la variation souhaitée d'un point de consigne existant, notamment. La figure 1 représente les principaux composants d'une installation frigorifique sans l'invention. La figure 2 représente deux courbes de pression d'évaporation, sans l'invention, et avec l'invention, respectivement. La figure 3 représente une forme de réalisation de l'invention. La figure 4 représente une période de mesure d'ouverture d'une vanne, avec respectivement en abscisse les états d'ouverture ouvert en H et fermé en F des vannes d'évaporateurs, et en ordonnées le temps en minutes et le pourcentage relatif d'ouverture. La figure 5 est un graphique de calcul avec en ordonnée, des barres graphe représentant des taux d'ouverture de vannes d'évaporateurs telles que celles de la figure 3, lisible sur la première échelle de l'abscisse, la seconde échelle de l'abscisse représentant un coefficient de correction de la valeur de consigne. La figure 6 représente deux graphiques de calcul direct de la pression d'évaporation sans variation d'une valeur de consigne, avec respectivement en ordonnées la pression P et en abscisses le pourcentage du cumul d'ouverture. Sur la figure 1, une installation frigorifique F comprend des compresseurs 1, un condenseur 2, un réseau de tuyauteries de distribution de frigorigène en phase liquide 4, des vannes 3 alimentant ou non en frigorigène des organes de détente de frigorigène 5, et des évaporateurs 6. Un réseau de tuyauteries 7 renvoit le frigorigène sortant de l'évaporateur 6 en phase de vapeur, vers les compresseurs 1. Les vannes 3 d'alimentation des évaporateurs 6 sont commandées par une régulation 8 qui, en fonction d'une température à maintenir dans un médium 9, sont donc ouvertes ou fermées. La pression d'évaporation est maintenue sensiblement constante dans les évaporateurs 6, quelqu'en soit le nombre en service, par une régulation 10 mesurant la pression réelle d'évaporation, et mettant en service un nombre d'étages de puissance ou de compresseurs 1, ou une capacité volumétrique d'un compresseur unique 1, qui correspond au maintien constant de la pression de consigne maximale. Sur la figure 2, sont illustrées deux courbes de pression d'évaporation. La courbe 11 représente cette pression sans l'invention, et la courbe 12 avec l'invention. On remarque que la courbe 11 à pression sensiblement constante, résulte d'une valeur de consigne de pression d'évaporation définie, pour les conditions extrêmes de fonctionnement, c'est-à-dire avec des charges thermiques maximales. On vise donc à réaliser des conditions de fonctionnement du type de courbe 12 dont un point bas B rejoignant la courbe 11 correspond aux charges thermiques maximales, comme par exemple en été et en pleine activité du site. Pour sa part un point haut A correspond aux charges thermiques minimales, comme par exemple en hiver et en faible activité du site. Cela consiste donc à faire évoluer la pression de consigne d'évaporation en fonction des charges thermiques absorbées par les évaporateurs 6. L'objectif est donc de remonter autant que possible la pression d'évaporation, tout en la maintenant suffisamment basse pour satisfaire le bon fonctionnement de l'évaporateur 6 le plus sollicité, c'est à dire recevant la plus haute charge thermique. La figure 3 représente une forme de réalisation d'installation F selon l'invention, dans laquelle les vannes 3 d'alimentation en frigorigène sont utilisées comme éléments représentatifs des différentes charges thermiques absorbées par les évaporateurs 6. En effet, tant que la pression ou température est suffisamment basse dans un évaporateur 6, la température souhaitée dans le médium 9 à refroidir sera atteinte et maintenue pour la régulation 8, qui provoquera selon les besoins l'ouverture ou la fermeture de la vanne 3. Les durées d'ouverture des vannes 3 sont donc représentatives des différentes charges thermiques à absorber par les différents évaporateurs 6. On prévoit donc d'effectuer le comptage des durées d'ouverture pendant une certaine période. Ainsi, pendant une période de dix minutes par exemple, les durées d'ouverture de chacune des vannes 3 sont totalisées. La figure 4 représente sur l'échelle supérieure une période de mesure d'ouverture (correspondant à l'état haut H) d'une vanne 3 et sur l'échelle inférieure la somme des durées d'ouverture de cette même vanne durant la période, soit 40% dans cet exemple. L'état de fermeture est indiqué en F sur cette figure 4. Dans ce cas, la charge thermique peut à l'évidence être absorbée avec une pression ou température d'évaporation plus élevée, avec en contre-partie une somme des durées d'ouverture plus importante. Cette possibilité est donc exploitée pour que, dans une même installation F, la vanne 3 alimentant l'évaporateur 6 recevant la plus forte charge thermique (au regard de sa puissance nominale) ait un taux d'ouverture le plus élevé possible. Cela est obtenu en augmentant ou élevant la pression d'évaporation. Ce taux d'ouverture doit être inférieur à 100 % car cette valeur pourrait être obtenue avec une pression ou température d'évaporation trop élevée pour la charge thermique à absorber, sans être représentative d'un mauvais fonctionnement. Sur la figure 5, on prévoit premièrement de mesurer le taux d'ouverture de chacune des vannes 3 d'une même installation F, et deuxièmement d'exploiter la valeur la plus élevée pour le calcul de la consigne maximale de pression d'évaporation de l'installation F. En ordonnées, les barres graphe représentent les taux d'ouverture des différentes vannes 3, des évaporateurs 6, lisibles sur la première échelle de l'abscisse. Ces vannes 3 correspondent aux barres V1, V2, V3 et V4 sur la figure 5. La seconde échelle de l'abscisse représente un coefficient de correction de la valeur de consigne. Le principe de calcul peut par exemple être le suivant: - si une seule vanne totalise plus de 90% de durée d'ouverture, la pression d'évaporation est considérée trop haute et la valeur de consigne sera abaissée; - si de toutes les vannes, une ou plusieurs sont à 90 %, la valeur de consigne sera maintenue; - si de toutes les vannes, celle la plus ouverte est inférieure à 90 %, la valeur de consigne de pression d'évaporation sera élevée en fonction de l'écart entre le taux d'ouverture réel de ladite vanne et 90 %. Le principe d'un calcul selon la figure 5 est réalisable par exemple par un automate programmable. Dans cet exemple, on observe que, en retenant toujours le taux le plus élevé, ici la vanne 3 de la barre V4, le coefficient est de 1 pour 90 %, inférieur à 1 au-dessus de % pour abaisser la pression d'évaporation, et supérieur à 1 en dessous de 90 % de pour remonter cette pression. Les valeurs des coefficients sont bien sûr définies en fonction du fluide frigorigène utilisé et de sa relation pression/température. Les moyens 13 visibles sur la figure 3 mesurent les taux d'ouverture de chacune des vannes 3 sélectionnant le taux le plus élevé et en fonction de cette mesure l'automate 16 calcule le coefficient de correction du point de consigne de la pression d'évaporation appliqué en 10. Sur la figure 5, ce point de consigne est illustré par la référence 15. Un calcul direct de la pression d'évaporation sans variation d'une valeur de consigne, est appliqué dans des mises en oeuvre de l'invention. En effet, l'invention est applicable à des installations existantes, par exemple en intervenant dans le calcul d'un automate 16, avec un coefficient correcteur permettant la variation souhaitée d'un point de consigne existant. L'invention permet également d'utiliser le cumul le plus élevé pour le calcul direct de la pression d'évaporation. la figure 6 représente en abscisse le cumul d'ouverture le plus élevé retenu comme précédemment pour le calcul et en ordonnées la pression d'évaporation calculée selon la relation de la courbe 17 correspondant au frigorigène utilisé et aux conditions de fonctionnement souhaitées. L'invention permet ainsi d'obtenir une réfrigération économique, en réduisant la taux de compression par élévation de la pression d'évaporation. L'invention permet en outre d'obtenir ces résultats avec une structure simple et par conséquent de fonctionnement fiable. REVENDICATIONS 1. Procédé de régulation de la pression d'évaporation d'un fluide frigorigène, dans une installation (F) comportant plusieurs évaporateurs (6), chacun alimenté par une vanne (3) afin d'augmenter la pression d'évaporation et ainsi d'améliorer l'efficience énergétique de l'installation (F), caractérisé en ce qu'il prévoit: - de contrôler la capacité d'absorption de chaleur des évaporateurs (6); - de déterminer l'évaporateur (6) le plus sollicité; et - d'ajuster la pression d'évaporation de l'installation (F) à une valeur plus élevée; - la valeur plus élevée étant déterminée pour permettre l'absorption de la charge thermique de l'évaporateur (6) le plus sollicité; 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que le contrôle de la capacité d'absorption est tel que l'élément représentatif de la charge thermique d'un évaporateur (6) pendant une période prédéterminée est obtenu par comptage et cumul des durées d'ouverture de la vanne d'alimentation (3) en frigorigène de l'évaporateur (6), et que chacune des vannes (3) de l'installation (F) fait l'objet d'un cumul, le cumul le plus élevé étant utilisé pour le calcul de la variation de la valeur de consigne maximale (15) de la pression d'évaporation de l'installation (F). 3. Procédé selon la revendication 2, caractérisé en ce que le point de non élevation de la valeur de consigne de la pression d'évaporation par le cumul le plus élevé, est fixé pour un cumul inférieur à 100 % de la durée de la période, par exemple de 90%. 4. Procédé selon la revendication 2 ou 3, caractérisé en ce que la valeur de l'écart entre le point de non éléevation et le cumul le plus élevé, détermine la valeur de variation de consigne maximale de la pression d'évaporation. 5. Procédé selon l'une des revendications 2 à 4, caractérisé en ce que le cumul le plus élevé est utilisé pour le calcul direct de la valeur de consigne maximale. 6. Procédé selon l'une des revendications 1 à 5, pour la régulation de pression et/ou température de condensation d'un fluide frigorigène en fonction de la température du médium de refroidissement tel que l'air extérieur ou analogues, destiné à une installation frigorifique (F) pourvue d'au moins un condenseur (2) formant échangeur à air analogues; ce procédé prévoyant que la température et/ou pression de condensation est régulée de manière directement proportionnelle à l'évolution de la température du médium de refroidissement, tandis que l'écart entre la température du fluide frigorigène en cours de condensation au primaire de l'échangeur et la température d'entrée du médium au secondaire de l'échangeur (2), est régulé de manière inversement proportionnelle ou inverse à l'évolution de la température du médium, caractérisé par une étape de sous refroidissement du fluide dans l'échangeur prévue avec: - la mesure de l'écart de température entre le primaire et le secondaire de l'échangeur; - la mesure de la température et/ou de la pression de condensation du fluide; - la mesure de la température du fluide en aval de l'échangeur; et - le relèvement ou l'abaissement du sous refroidissement du fluide, de manière directement proportionnelle à l'écart de température entre le primaire et le secondaire de l'échangeur; la température de sous refroidissement du fluide étant déterminée en subordonnant la mesure d'une limite basse de condensation à une mesure de température du fluide en aval de l'échangeur. 7. Installation frigorifique (F) apte à mettre en oeuvre le procédé selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisée en ce qu'elle comprend: - au moins deux évaporateurs (6), destinés à faire partie de l'installation (F); - des canalisations (7) en boucle fermée permettant la circulation d'un fluide frigorigène - au moins un compresseur (1) apte à engendrer un déplacement du fluide en phase gazeuse suivant un sens de circulation choisi; - un condenseur (2) monté en aval du compresseur (1) et prévu pour provoquer le passage du fluide frigorigène d'une phase gazeuse à un liquide, éventuellement avec des moyens de sous-refroidissement du fluide en phase liquide condensé; - une vanne (3) d'alimentation en frigorigène de chaque évaporateur (6); - un organe de détente en entrée de chaque évaporateur (6); et - un retour (7) au compresseur (1) du fluide frigorigène en phase gazeuse. 8. Installation (F) selon la revendication 7, caractérisée en ce qu'elle (F) comporte au moins trois évaporateurs (16) montés en parallèle, et/ou au moins deux et dans un mode de réalisation trois compresseurs (1) montés en parallèle. 9. Installation (F) selon la revendication 7 ou 8, caractérisée en ce qu'un automate (16) assure le calcul d'un coefficient correcteur permettent la variation souhaitée d'un point de consigne existant, notamment.