Transferts de chaleur par convection
publicité
CHAPITRE 4 Transferts de chaleur par convection 1 Les 3 modes de transfert de chaleur sont : La conduction La convection Le rayonnement 2 Transfert par conduction 3 Transfert par convection 4 Exemple de Chauffage par convection Convecteur Réservoir d’expansion Sortie de fumée Pompe Chauffe-eau Brûleur 5 Transfert par rayonnement 6 Les 3 Modes de transfert Conduction Convection Rayonnement 7 La convection 8 1- Généralités – Définitions Fluide chaud Corps chaud Lorsque le transfert de chaleur s’accompagne d’un transfert de masse, il est appelé transfert par convection. ϕ (S) Fluide froid (air, eau …) Ce mode d’échange de chaleur existe au sein des milieux fluides ou lorsque un fluide circule autour d’un solide. 9 L’étude du transfert de chaleur par convection permet de déterminer les échanges de chaleur se produisant entre un fluide et une paroi. La quantité de chaleur échangée par unité de temps dépend de plusieurs paramètres : - la différence de température entre la paroi et le fluide ; - la vitesse du fluide ; - la capacité thermique massique du fluide ; - la surface d'échange ; - l'état de surface du solide ; - sa dimension etc . . . 10 Selon le mécanisme qui génère le mouvement du fluide, on distingue : la convection naturelle la convection forcée 11 • La convection naturelle ou libre : Le fluide est mis en mouvement sous le seul effet : des différences de masses volumiques résultant des différences de températures sur les frontières ; d’un champ de forces extérieures (la pesanteur). La convection forcée : Le mouvement du fluide est induit par une cause indépendante des différences de température (pompe, ventilateur...). 12 Compte tenu du lien entre le transfert de masse et le transfert de chaleur, il est nécessaire de considérer la nature du régime d’écoulement. On distingue : Ecoulement en régime turbulent Ecoulement en régime laminaire 13 2 - Loi de Newton La loi de Newton donne l’expression de la quantité dQ échangée entre la surface d’un solide à la température Ts et le fluide à la température Tf. 14 2-1 Coefficient d'échange par convection L’étude du transfert de chaleur par convection permet de déterminer les échanges de chaleur se produisant entre un fluide et une paroi. n T∞ dS Fluide Paroi Tp La quantité de chaleur δQ qui traverse dS pendant l’intervalle de temps dt, peut s’écrire : δQ = h.(Tp – T∞) dS.dt h est le coefficient d’échange par convection, il s’exprime en W/(m2.K) δQ s’exprime en Joules et δQ/dt en Watts 15 Quelque soit le type de convection (libre ou forcée) et quelque soit le régime d’écoulement du fluide (laminaire ou turbulent), le flux de chaleur transmis est donné par la relation dite loi de Newton : Puissance transmise (W) δQ/dt = h.(Tp – T∞).dS Coefficient d’échange (W/m².k) Surface d’échange (m²) Différence de température entre le corps et le fluide (K) 16 Le problème majeur à résoudre avant le calcul du flux de chaleur consiste à déterminer h qui dépend de nombreux paramètres : • caractéristiques du fluide, • nature de l’écoulement, • la température, • la forme de la surface d’échange,... 17 2-2 Ordre de grandeur du coefficient h pour différentes configurations. Configurations Convection naturelle: Plaque verticale de hauteur 0,3 m dans l’air Cylindre horizontal de diamètre 5 cm dans l’air. Cylindre horizontal de diamètre 5 cm dans l’eau Convection forcée: Courant d’air à 2m/s sur plaque carrée de 2m de coté Courant d’air à 35m/s sur plaque carrée de 0,75m de coté Eau à 0,5 kg/s dans un tube de diamètre 2,5 cm. Courant d’air à 50m/s perpendiculaire/tube de 5 cm de diamètre Ébullition de l’eau: Dans un récipient En écoulement dans un tube h (W.m-2.K-1) 4,5 6,5 890 12 75 3500 180 2500-35000 5000-10000 18 Ordres de grandeur du coefficient h (W.m-2.K-1) convection libre (air) 5 - 25 convection libre (eau) 100 - 900 convection forcée (air) 10 - 500 convection forcée (eau) 100 - 15 000 convection forcée (huile) 50 - 2 000 conv. f. (métaux fondus) 6 000 - 120 000 conv. f. (eau bouillante) 2 500 - Condens. de vapeur d'eau 50 000 - 100 000 25 000 3 - Convection naturelle 20 La particule chaude se met en mouvement et assure directement le transfert de la chaleur vers le milieu le plus froid : Le régime devient convectif ρ > ρ0 Flux de chaleur Cellule de convection ρ0 21 Considérons une z surface horizontale (S) à Ts au contact d’un fluide immobile à Tf. Une particule (P) du fluide de k (P) (S) volume v au contact de la surface (S) a une température voisine de Ts. Bilan des forces agissant sur la particule (P) : La Poussée exercée sur un objet est égale au poids du fluide déplacé. La Poussée d’Archimède : A = ρ (Tf).v.g.k Le Poids : P = - m.g = - ρ (Ts).v.g.k 22 Comme Ts > Tf on a bien entendu : ρ(Tf) > ρ(Ts) A > P L'équation du mouvement de la particule au voisinage immédiat de S s'écrit, selon le principe fondamental de la dynamique : → → ∑ F ext = m. a [ρ(Tf ) - ρ(Ts )] . g . v = ρ(Ts ) . v . d’où : d 2z dt 2 ρ (Tf ) - ρ (Ts ) = .g 2 ρ (Ts ) dt d 2z 23 L'équilibre mécanique impose que les parties les plus denses soient situées en dessous des moins denses. Les mouvements dans le fluide seront alors favorisés : c'est le phénomène de convection naturelle. 24 Les applications de la convection naturelle sont nombreuses : Chauffage d'une maison (cas d'un radiateur) Formation de courants océaniques, Formation des vents dans l'atmosphère … 25 Formation des vents dans l'atmosphère Air Froid Air chaud Air Froid 26 27 Expérience de Bénard: T2 T1 > T2 T1 Tourbillon de Bénard 28 4- Etude du phénomène de convection Pour étudier la convection, nous allons traiter les points suivants : 1. Couches limites 2. Nature du coefficient de convection hc 3. Détermination de hc : Analyse dimensionnelle 4. Méthodes pratiques de calcul de hc 5. Cas particuliers importants 6. Résistance thermique superficielle 7. Détermination expérimentale de hc 29 4-1 Couches limites L'étude des écoulements au voisinage des parois est nécessaire pour la détermination des échanges thermiques par convection entre un solide et le fluide qui l'entoure. 30 Considérons un fluide qui s'écoule le long d’une surface S. Y Tf ≠ Ts Vm Tm V Ts (S) Loin de la surface, le fluide a une vitesse moyenne Vm et une température moyenne Tm. 31 Au voisinage immédiat de la surface, la température du fluide est très voisine de celle de la surface. La vitesse du fluide est quasiment nulle. 32 Les diagrammes des vitesses et des températures, dans la direction y perpendiculaire à la surface, définissent une couche de fluide appelée 'couche limite' dont la température et la vitesse ont l’allure des courbes suivantes : v Tf y 0 y TS On définit ainsi deux couches limites yd et yt de quelques mm d’épaisseur. 33 Conduction Le transfert-chaleur de la plaque vers le fluide résulte de 2 mécanismes : - Au voisinage immédiat de la surface, le transfert se fait par conduction ; - Loin de la surface le transfert résulte aussi du déplacement 34 du fluide. Dans la couche limite, si on admet que le transfertchaleur se fait essentiellement par conduction, donc sans transfert de matière dans la direction y, on peut écrire : la quantité de chaleur à travers la surface (S) : la quantité de chaleur à travers la couche limite : (1) (2) Ts est la température de la surface du solide et Tf la température moyenne du fluide assez loin de la paroi. 35 Tf = Tf(y) et TS = TS(y) Tf et Ts ne sont généralement pas connues pour pouvoir déduire dQ à partir des égalités (1) et (2). La loi de Newton permet de contourner cette difficulté en utilisant seulement la différence de températures (Ts – Tf). δQ = hc . (Ts - T f ) . dA . dt 36 4-2 Nature du coefficient de convection hc Le coefficient hc dépend de plusieurs paramètres et l’échange de chaleur est d’autant plus actif, (h plus grand) lorsque : 1- la vitesse v d'écoulement du fluide est plus grande ; 2- sa masse volumique ρ est plus grande ; 3- sa chaleur spécifique cp est plus grande ; 4- sa conductivité thermique λ (ou sa diffusivité thermique a) est plus forte ; 5- sa viscosité cinématique ν (m2.s-1) = µ/ρ est plus faible ; hc peut également dépendre des dimensions de la paroi, de sa nature et de sa forme. 37 En première approximation on peut écrire : hc = hc (cp, λ, µ, D, ρ, v) La nature de l'écoulement du fluide (laminaire ou turbulent) a beaucoup d'importance sur le transfert de chaleur. L'écoulement turbulent est beaucoup plus favorable aux échanges convectifs car le transfert chaleur par transfert de masse se superpose au 38 Transfert-chaleur par conduction. Le grand nombre de facteurs influant sur le transfert de chaleur par convection explique la difficulté de toute étude théorique, voire expérimentale, surtout si les coefficients qui caractérisent la matière varient avec la pression et la température. La grande variabilité des valeurs du coefficient de convection obtenues à partir des formules empiriques rendent leurs utilisation difficile voire impossible, sauf dans des domaines très limités et bien déterminés. 25 Convection forcée (gaz) 250 Convection forcée (liquide) 20 000 Conv. chang. de phase (condens. ébul.) 2 500 - 100 000 Convection libre 5 25 50 - 39 La méthode utilisant l’analyse dimensionnelle semble être la plus aisée dans sa mise en œuvre pour la détermination de l’expression du coefficient de convection hc. Elle ne permet cependant pas d’établir les lois, mais de prévoir leur allure. 40 4-3 Détermination de hc par la méthode de l'analyse dimensionnelle Supposons que hc soit une fonction des variables : c : chaleur spécifique λ : conductivité thermique µ : viscosité dynamique v : vitesse d : dimension caractéristique (J.kg-1.K-1) (W.m-1.K-1) (kg.m-1.s-1) (m.s-1) (m) µ ν = : viscosité cinématique : (m²/s) ρ hc = hc (c, λ, µ, d, v ) ; (W.m-2.K-1) hc est aussi fonction implicite de la température T puisque ρ, c et λ en dépendent. Ces variables n'interviennent pas toutes en même temps. 41 Utilisons les équations aux dimensions de chaque terme [δQ] = [énergie] = [force] . [déplacement ] = M.L2 .T-2 [conductivité thermique λ ] = [δQ] L.T.θ = M.L.T -3 .θ-1 L [vitesse v ] = T [chaleur spécifique c] = [δQ] M.θ = L2 .T -2 .θ -1 L’équation aux dimensions de hc est obtenue à partir de la loi de Newton : M [viscosité dynamique µ ] = L.T [δQ] [hc ] = = M .T -3 .θ -1 [(Ts - Tf )].[dA ].[dt ] 42 En écrivant [hc] sous la forme : [h c ] = [c] . [λ] . [µ] . [d ] . [v] a b c d e Ou encore : [h ]=(L .T .θ ) (M.L.T .θ ) (M.L .T ) (L) (L.T ) =M.T .θ 2 - 2 -1 a -3 -1 b -1 -1 c d -1 e -3 -1 c Les grandeurs fondamentales intervenant dans le calcul de hc sont : la masse M, le temps T, la longueur L, la température θ L’identification des exposants dans l’équation aux dimensions de hc fournit un système linéaire d’équations permettant de calculer a, b, c, d et e. 43 (L .T 2 .θ -2 ) (M .L.T -1 a -3 .θ ) (M .L -1 b -1 .T ) (L ) (L .T ) -1 c d -1 e = M.T .θ - 1 -3 Ainsi : l’exposant de M Æ b+c=1 l’exposant de θ a+b=1 Æ l’exposant de L Æ 2a + b - c + d + e = 0 l’exposant de T Æ 2a + 3b + c + e = 3 44 La résolution des équations aux dimensions fait apparaître des nombres sans dimension très utiles dans l'étude de la mécanique des fluides et en particulier dans les phénomènes convectifs. Ces nombres sont en particulier : 1- Le nombre de Reynolds 2- Le nombre de Nusselt 3- Le nombre d’ Eckert 4- Le nombre de Grashof 5- Le nombre de Prandtl 45 Le nombre de Reynolds Le régime d’écoulement d’un fluide peut être laminaire ou turbulent. Le passage d’un régime à un autre est caractérisé par le nombre de Reynolds : v.d Re = ν L’expérience montre que pour Re inférieur à une valeur critique Rec, l’écoulement dans une conduite est toujours laminaire On peut admettre la valeur 2200 pour Rec. 46 Le nombre de Nusselt Il caractérise l'importance de la convection par rapport à la conduction : C’est le rapport de la quantité de chaleur échangée par convection h.S.∆T à une quantité de chaleur échangée par conduction λ.S.∆T/d : h.S.∆T Nu = ∆T λ .S. d h.d Nu = λ Remarque: Nu est fonction directe de hc, sa connaissance permet de déterminer la valeur de hc. 47 Le nombre d'Eckert : Caractérise la dissipation d'énergie par frottement au sein du fluide (dégradation de l’énergie mécanique en chaleur). ν2 c p ∆T Le nombre de Grashof : Caractérise la force de viscosité du fluide. gd3β p∆T Gr = ν2 βp : facteur de dilatation volumique du fluide Le nombre de Prandtl : Caractérise la distribution des vitesses par rapport à la distribution de la température. Pr = µc p λ 48 4-4 Méthode pratique de calcul de hc Avant de procéder au calcul de hc il faut bien savoir : 123- si le fluide est liquide ou gaz l'intervalle de température du fluide s'il s'agit d'une convection naturelle ou forcée 4- si le régime d'écoulement est laminaire ou turbulent. 5- si le fluide est en contact avec une surface plane, circule entre deux surfaces planes ou circule dans un tube… 49 Les différentes phases de calcul Calculer Re et le comparer à Rec ; Si Re < Rec le régime est dit laminaire, Re > Rec le régime est dit turbulent ; Utiliser l'une des formules empiriques données pour déterminer hc ; Calculer δQ par la formule de Newton et intégrer pour avoir Q. 50 Formules utilisées a - Ecoulement tubulaire : Nombre de Reynolds critique : Rec = 2200 Généralement les écoulements sont forcés et le régime est turbulent et Nu = 0,023 . Pr1/3 . Re4/3 Formule connue sous le nom 'formule de ‘Colburn’ avec : Re = Vd ν = ρ Vd µ d est le diamètre du tube 51 b - Ecoulement plan : Nombre de Reynolds critique : Rec = 3.105 Convection naturelle: Ecoulement laminaire : Nu = 0,479.Gr 1/4 , Re < Rec Ecoulement turbulent : Nu = 0,13.(Gr.Pr)1/3 , Re > Rec Convection forcée: Ecoulement laminaire : Nu = 0,66 Pr1/3 Re1/2 , Re < Rec Ecoulement turbulent : Nu = 0,036 Pr1/3 Re4/5 , Re > Rec 52 Exemple de calcul : 30 cm De l'air à 5 °C circule sur une surface plane de 75 cm de long et 30 cm de large à la température 71 °C, avec une vitesse moyenne de 26,8 m/s. V=26,8 m/s 75 cm Calculer la puissance-chaleur échangée entre l'air et la surface. 53 Données : Température de l'air : Tair = 5 °C Masse volumique de l'air : ρ = 1,136 kg/m3 Chaleur spécifique isobare de l'air : cp = 1 J.g-1.K-1) Viscosité dynamique de l'air : µ = 1,91 10-5 Poiseuille (kg.m-1.s-1) Conductivité de l'air : λ = 0,027 W.m-1.K-1 Calcul du nombre de Reynolds Re = V .L V .L.ρ 26,8x0,75x1,136 6 = = = 1,2.10 ν µ 1,91x10 − 5 Re > 3.105 → le régime d’écoulement est turbulent V = 26,8 m/s = 96,5 km/h → la convection est forcée Nombre de Nusselt Nu = 0,036 Pr 1/3 Re 4/5 54 Nombre de Prandtl µ.c p 1,91.10-5.103 = = 0,711 Pr = λ 0,027 Nu = 0,036.(0,711) 1/3.(1,2.106) 4/5 = 2346 λ . Nu 0,027.2346 hc = = = 84,5 W.m - 2 .K -1 L 0 , 75 • Q = h c .(Ts - Tair ).S = 84,5.(71 - 5).0,75.0,3 = 1255 W 55 4-5 Cas particuliers importants 1 - Convection entre deux plans à températures différentes. 2 - Cas des parois en contact avec l'air atmosphérique. 56 1- Convection entre deux plans parallèles, à températures différentes: La circulation d'un fluide entre deux plans, pour des volumes limités, se rencontre très fréquemment : - vitre au dessus de la partie absorbant d'un capteur solaire, - effet de serre en général, … Si la distance entre S1 et S2 est suffisamment grande, il y a mise en circulation naturelle du fluide de S1 vers S2 si TS1 > TS2 57 La puissance chaleur échangée par convection entre les deux plaques s'écrit : • Q v = h c1 . (TS1 - Tf1 ) . A = h c2 . (Tf2 - TS2 ) . A Tf1 et Tf2 : températures du fluide au voisinage des surfaces S1 et S2. Si Tf1 = Tf2 = Tf, on peut écrire : • Q v = h c1 . (TS1 - Tf ) . A = h c2 . (Tf - TS2 ) .A h c1 . (TS1 - Tf ) = h c2 . (Tf - TS2 ) On introduisant le coefficient de transfert chaleur : hc = h c1.Ts1 + h c2 .Ts2 Tf = h c1 + h c2 h c1.h c2 h c1 + h c2 • On peut écrire : hc1.hc2 Qv = . (Ts1 −Ts2 ). A hc1 + hc2 58 Si l’épaisseur x du fluide est petite, on peut admettre que le transfert par convection est négligeable devant le transfert par conduction. La puissance chaleur transmise par conduction serait alors : • λf Qd = . ( TS1 − TS 2 ) . A x Le rapport de ces deux puissances est un nombre de Nusselt particulier : • Qv • Qd hc .x = = N *u λf • • On constate que si x est petit, Q v est petit par rapport à Q d . 59 Formules à utiliser : Nu* = K.(Gr. Pr)n K et n sont des constantes dépendant de l'inclinaison des plans et de leur géométrie. Pour des plans verticaux, hcx ⎛L⎞ * = 0,2 . ⎜ ⎟ Nu = λ ⎝x⎠ − 1 9 1 n= 4 ⎛ g . x 3 . β p . ∆T µ . c p ⎜ .⎜ . 2 λ ⎜ ν ⎝ et ⎞ 1 ⎟ 4 ⎟⎟ ⎠ ⎛L⎞ K = 0,2 . ⎜ ⎟ ⎝x⎠ − 1 9 hc étant déterminé, on déduit Q = hc.(TS1 – TS2).A . Pour des plans horizontaux, ⎛ g . x 3 . β p . ∆T µ . c p h x ⎜ c = 0,21 . ⎜ N *u = . 2 λ λ ⎜ ν ⎝ ⎞ 1 ⎟ 3 ⎟⎟ ⎠ 1 n= 3 et K = 0,21 Pour des inclinaisons intermédiaires, n et K sont différents. 60 2 - Cas des parois en contact avec l’air atmosphérique: Pour traiter les problèmes de l'air atmosphérique au contact des parois, plusieurs formules empiriques sont utilisées. La plus utilisée est : hc = 5.7 + 3.8 v v en (m/s) et hc en (W.m-2.K-1) Les tableaux suivants sont d'un emploi très Commode. 61 Convection naturelle Valeur de hc en W.m-2.K-1 Ecart de température Air-Paroi Convection forcée Vitesse en m.s-1 hc en W.m-2.K-1 Exemple : De l'air circule sur la face verticale externe d'un mur, avec une vitesse de 5 m/s. La température de surface du mur est 20 °C, celle de l'air est 10 °C. La convection étant forcée, la densité de flux de chaleur échangée par convection est, dans ce cas : ϕ = h c .( Ts 1 − Ts 2 ) = 23 . (20 - 10) = 230 W/m 2 62 Pour le calcul des charges thermiques des bâtiments, on prend généralement : 1 h ci = 0,11 m 2 .K.W -1 Soit hci = 9,09 W.m-2.K-1 pour une paroi verticale en contact avec l'air intérieur d'une salle (conv. naturelle). 1 h ce = 0,06 m 2 .K.W -1 et hce = 16,67 W.m-2.K-1 comme valeur moyenne pour une paroi verticale en contact avec l'air extérieur. Pour des sites très exposés au vent (immeuble de grande hauteur par exemple), on augmente la valeur de hce. 63 3 - Résistance Thermique superficielle : Considérons un fluide de température T1 qui circule au voisinage d’une paroi de température T2. La densité de flux de chaleur échangée s'écrit : ϕ = hc(T1 – T2) 1 (T1 - T 2 ) = . ϕ = R th . ϕ hc L'analogie avec la loi d’Ohm permet de définir la résistance thermique superficielle Rth. 1 R = th h c (m2.K.W-1) 64 4 - Détermination expérimentale de hc: On considère un écoulement laminaire d'un fluide dans un tube cylindrique. La surface latérale du cylindre est maintenue à température constante T0 (chauffage à l'aide d'une résistance électrique intégrée dans la surface). On fixe le débit du fluide dans le tube et on mesure les températures d'entrée T1 et de sortie T2 du fluide. 65 L'équation qui régit les échanges de chaleur entre la surface A du cylindre et le fluide s'écrit: • • Q = m f . c p . (T 2 - T1 ) = h c . (T0 - T f ) Tf est la température moyenne du fluide qui circule dans le tube : T1 + T2 T = f 2 On obtient ainsi une valeur moyenne de hc généralement suffisante pour les calculs des installations industrielles. 66 5 - Transfert de chaleur d'un fluide à un autre à travers une paroi Ce problème se rencontre fréquemment dans les échangeurs de chaleur. Paroi plane En régime stationnaire, le flux de chaleur à travers une surface S donnée est conservatif. Il est donc aisé d'exprimer l'égalité des flux de chaleur : . Q = h c1 . S . (T1 - Tp1 ) = λ e . S . ( Tp1 − Tp 2 ) = h c2 . S . (Tp2 - T2 ) 67 d'où : ⋅ . T1 - Tp1 = Q . Q .e T p1 - T p2 = λ .S h c1 .S Tp2 - T2 = Q h c 2 .S En ajoutant membre à membre ces équations, on obtient : . e 1 ⎞ Q ⎛ 1 ⎟ ⎜ + + T1 - T2 = . ⎜ S ⎝ h c1 λ h c2 ⎟⎠ . ou encore : Q= 1 h c1 Posons : k= + 1 e λ + 1 h c1 . S . (T1 - T2 ) 1 h c2 + 1 e λ + l’équation précédente devient donc : 1 h c2 . Q = k . S . (T1 - T2 ) 68 k étant le coefficient de transfert global (en W.m-2.k-1), et R = 1 k est la résistance thermique globale. Dans le cas d'une paroi plane composée (épaisseurs e1, e2, e3 …et conductivités λ1, λ2, λ3 …), le même calcul conduit à la résistance thermique globale : soit : 1 k =( 1 h c1 1 k + = e1 λ1 + 1 h c1 e2 λ2 +∑ i + ei λi e3 λ3 + + ... + 1 h c2 ) 1 h c2 69 70 Paroi tubulaire Rappel : Mur : Cylindre : En régime stationnaire, l'égalité des flux de chaleur donne : 71 Paroi tubulaire 2 πL Q = h ce .D e . π.L.(Te - Tpe ) = λ . .( Tpe - Tpi ) = h ci .D i . π.L.(Tpi - Ti ) De ln ( ) Di . Un calcul analogue à celui de la paroi plane conduit à : πL . Q= 1 h ce .D e + 1 2λ .ln ( De Di )+ .( Te - Ti ) 1 h ci .D i . Q = k .L .( Te - Ti ) Avec k le coefficient de transfert global (en W.m-2.K-1), et 1/k la résistance thermique globale. Dans le cas d'un tube à paroi composée : k= π 1 h ce .D e +∑ i 1 2λ i .ln ( De Di )+ 1 h ci72.D i Application: Calculer les températures des deux faces d'un mur d'épaisseur 0,4 m. On donne: . λ = 0,813 W.m-1.K-1 . Te = -15 °C . Ti = 20 °C . hce = 25 W.m-2.K-1 . hci = 8,33 W.m-2.K-1 73 La résistance thermique globale : 1 k = 1 h ce + e λ + 1 h ci Avec Ti – Te = 35 °C, on a : 0,813 + 1 8,33 = 0,652 & = k.S.(T − T ) Q i e & Q = k . (Ti − Te ) = 1,534 x 35 = 53,69 W/m² S et D’où : 25 + 0,4 k = 1,534 W.m-2.K-1 Soit : Or : = 1 & Q λ = h ci . (Ti − Tpi ) = . (Tpi − Tpe ) = h ce . (Tpe − Te ) S e & Q Tpi = 13,55 °C. (Ti − Tpi ) = = 6,45 ° C h ci .S & eQ Tpe = -12,87 °C (Tpi − Tpe ) = = 26,42 ° C 74 λ S C - Echange de chaleur à travers la paroi d'un tube de chaudière : En désignant par hc1 et hc2 les coefficients de convection fluide-paroi de chaque côté de la paroi d’un tube de chaudière, la densité de flux de chaleur se conserve en régime permanent, et on a : λ ϕ = h c1 . (T1 − T1' ) = . (T1' − T 2' ) = h c2 . (T2' − T 2 ) e 75 Un tube de chaudière a en général une paroi très mince. La densité de flux de chaleur qui la traverse a pour expression : ϕ = k.(T1 – T2) Pour (T1 – T2) fixe, il faut avoir évidemment k aussi fort que possible afin de limiter le dimensionnement de l'installation. e Eau T2 T1 T1 Air Air 76 Pour que k soit fort, il faut que 1/hc1, 1/hc2 et particulièrement e/λ soient faibles (e faible, λ fort) 1 e 1 1 = + + k h c1 λ h c 2 Il faut tenir compte des contraintes mécaniques grâce à la formule : PD e= εR P est la pression interne, D le diamètre du tube hc1 hc2 R la charge de rupture du métal à la température ambiante e un paramètre qui tient compte de la température du métal et d'un coefficient de 77 sécurité. En général, e/λ est très faible dans une chaudière l'eau est beaucoup plus convectif que le gaz. Dans ce cas : λ ϕ = k . (T1 − T 2 ) = . (T1' − T 2' ) e La température moyenne du tube est : D'autre part on a : 78 Mais : hc2(eau) >> k, → T’2 - T2 << T1 - T2. → T’2 << T1. Et comme T’2 ≈ Tm, → Tm << T1. On peut donc écrire : T’1 ≈ T’2 ≈ T2 ≈ Tm En résumé, Dans un échangeur thermique où circulent un fluide très convectif et un fluide peu convectif, on peut admettre en première approximation, si l'épaisseur du tube est faible, une température moyenne pour la paroi du tube Tm ≈ T’1 ≈ T’2 . Cette température est sensiblement égale à la température du fluide du coté le plus convectif. 79 Exemple : Tubes de chaudière – transvasement avec changement d'état Considérons le tube d’une chaudière en acier alimenté par un fluide (eau) qui change d’état lors de son transvasement dans l’échangeur. 256,4 °C 255 °C Prenons comme valeurs : hc1 = 30 W/m2K hc2 = 5000 W/m2K λacier = 50 W/mK 80 La densité de flux de chaleur traversant la paroi est : ϕ = k(T1 - T2) avec : e 1 1 1 = + + k h λ h c1 c2 ϕ = 0,033593 et k = 29,8 W/m2K et k(T1 - T2) = hc1(T1 - T’1) = hc2(T’2 - T2) d’où la répartition des températures : T1 - T’1 = 743,4 °C T’1 - T’2 = 1,4 °C T’2 - T2 = 5 °C Notons la grande différence de températures du coté du fluide chaud. Les températures de la paroi sont comme suit : T’1 = 256,4 °C T’2 = 255,0 °C 81 Autres exemples : voir TD ------------- Fin du Chapitre 3 -------------- 82
