La présentation est en train de télécharger. S'il vous plaît, attendez

La présentation est en train de télécharger. S'il vous plaît, attendez

1 Evaporateur à minicanaux pour la climatisation automobile fonctionnant au CO 2 Etude du transfert de chaleur et de masse Fadil AYAD Riad BENELMIR.

Présentations similaires


Présentation au sujet: "1 Evaporateur à minicanaux pour la climatisation automobile fonctionnant au CO 2 Etude du transfert de chaleur et de masse Fadil AYAD Riad BENELMIR."— Transcription de la présentation:

1 1 Evaporateur à minicanaux pour la climatisation automobile fonctionnant au CO 2 Etude du transfert de chaleur et de masse Fadil AYAD Riad BENELMIR

2 2 Objectifs Utilisation du CO 2 en tant que frigorigène Etude et Modélisationdu transfert thermique lors de la vaporisation du CO 2 dans les tubes à mini-canaux Etude et Modélisation du transfert thermique lors de la vaporisation du CO 2 dans les tubes à mini-canaux Développement dun modèle de simulation globale de lévaporateur Conclusion et perspectives Plan de la présentation

3 3 Utilisation du CO 2 dans les systèmes frigorifiques

4 4 Renaissance du CO 2 en tant que frigorigène CO 2 en tant que frigorigène Réduction des émissions à effet de serre 1 kg de R-134a 1300 kg de CO ans Protocole de Montréal Prohibition de gaz attaquant la couche dozone (ODP > 0 ) Evolution de lutilisation des frigorigènes dans la climatisation automobile CFC-12 Arrivé du HFC-134a dont lODP est nul mais GWP = 1300 !! Protocole de Kyoto Le HFC-134a doit être prohibé LUE prévoit son remplacement dans le secteur automobile à lhorizon 2008 par un fluide ayant un GWP < 150 Pourquoi le secteur automobile est le premier concerné ? En raison des inétanchéités de tels systèmes : Compresseur de type ouvert, fuites suite à un accident de la route,.. etc Quel est le fluide de remplacement ? Le Dioxyde de Carbone Pourquoi ? Faible GWP, ODP nul Fluide naturel, Ininflammable et non toxique Vieux réfrigérant Travaux du Pr. Lorentzen (1990)

5 5 Quelle est la conséquence davoir une faible température critique ? Cycle frigorifique utilisant le CO 2 comme frigorigène unique avec Air ambiant comme Puits de chaleur Obligation de passer à un cycle transcritique (originalité des cycles frigorifiques utilisant le CO 2 ) CO 2 en tant que frigorigène 31 °C T évap = 0 °C T air < 31 °C T critique Toutefois, il est possible de réaliser un cycle subcritique avec le CO 2 et de lair comme puits de chaleur mais il doit être associé avec un autre fluide actif pour former un cycle en cascade subcritique Tel que CO 2 fluide bas et ammoniac fluide haut T condensation

6 6 Quest-ce quun fluide supercritique ? En 1ère approximation Un gaz super-dense Tc Vapeur surchauffée Diphasique Liquide Sous refroidi Supercritique Pc Cycle frigorifique transcritique du CO 2 CO 2 en tant que frigorigène

7 7 FrigorigèneR22R134aR404AR410AR407CPropaneNH 3 CO 2 COP f,th 6,626,5825,7966,1166,286,4546,9592,94 Q v (kJ/m 3 ) FrigorigèneR22R134aR404AR410AR407CPropaneNH 3 CO 2 COP c,th 5,405,605,245,185,065,495,595,525 Q v (kJ/m 3 ) Performances thermodynamique du CO 2 en tant que frigorigène Cycle thermopompe +10/70 °C pas de surchauffe et avec un sous-refroidissement de 35 K Cycle frigorifique +10/45 °C – ni surchauffe – ni sous-refroidissement Nécessité demployer un échangeur supplémentaire, appelé échangeur interne Étude réalisée par Domblides et al. (2002) CO 2 en tant que frigorigène Le COP froid du CO 2 est faible Bonnes Performances du CO 2 en cycle thermopompe, comparables à celles du R-22 Etude théorique

8 Mode pompe à chaleur (hiver) Cycle avec échangeur interne Hrjnak (2003) 21 CO 2 en tant que frigorigène Cycle avec échangeur interne Mode climatisation (été) Léchangeur interne assure la surchauffe Et le sous refroidissement du CO 2 T air(hiver) 100°C 15°C

9 9 Existence dune pression optimale donnant un COP maximal domaine supercritique Température et pression sont indépendantes Particularité du cycle transcritique CO 2 en tant que frigorigène Gas-cooler (bar)

10 10 Changt. phase Variations des propriétés thermophysiques du CO 2 en fonction de la température et de la pression CO 2 en tant que frigorigène

11 11 FrigorigènesCO 2 (R-744)CFC-12HCFC-22HFC-134a ODP010,050 GWP (100 ans) Substance naturelle ?OuiNon Prix relatif (R-12)0,1113 à 5 Temp, Critique (°C)30, ,02101 Pression critique (bar)73,7741,1449,7640,59 Température sat,0 (°C)10 (°C)0 (°C)10 (°C)0 (°C)10(°C) Pression Sat, (bar)34,8545,023,084,224,976,82,934,15 Pression réd, Psat/Pc0,470,610,070,1 0,140,070,1 Tension Sup, (mN/m)4,542,7511,7710,4511,710,2211,5610,14 Rho vap, Sat (kg,m -3 )97,65135,218,0424,4321,2228,8214,4220,22 Rho liq, Sat (kg,m -3 )927,4861, , Rap, densité liq,/vap,9,4986,37177,4155,8360,5843,3189,7962,39 Visc, dyn, vap, Pa,s 14,7816,111,712,1811,411,8210,711 Visc, Dyn, liq, Pa,s 99,482, , ,71266,5234,8 Cp, Vapeur (J/kg,K) ,2945,4 Cp, liquide (J/kg,K) ,4 Chaleur latente kJ/kg230,9197,1151,5146, ,7198,6190,8 Comparaison des propriétés thermophysiques du CO 2 avec celles des autres réfrigérants CO 2 en tant que frigorigène

12 12 Fluides Pression réduite Temp. sat. (°C) Pression sat. (bar) Masse vol. liq. (kg/m3) Masse vol. vap. (kg/m3) Chaleur latente (kJ/kg) Visc. liq. (Pa.s) Visc. Vap. (Pa.s) Tension superf. (N/m) R-134a0,5471,4 (T r = 0,92) 21,84987,5120, , ,0024 CO 2 0,545 (T r = 0,91) 39, ,62159, , ,0036 Comparaison des propriétés thermophysiques du CO 2 et du R-134a pour une pression réduite identique Daprès le tableau, les propriétés thermophysiques du CO 2 et du R-134a sont de même ordre de grandeur pour une pression réduite identique Pourquoi le CO 2, utilisé en réfrigération, présente des propriétés thermophysiques singulières ? Serait-ce intrinsèque au fluide ou à cause de la proximité du point critique ? En effet, les propriétés thermophysiques atypiques du CO 2 sont dues à la faible pression réduite lors de son utilisation dans les cycles frigorifiques Par contre, la chaleur latente du CO 2 reste toujours plus élevée que celle du R-134a ! Raison : Propriété intrinsèque au CO 2, la courbe de saturation est plus évasée CO 2 en tant que frigorigène

13 13 Pression de service élevée du CO 2 : Les composants des systèmes de climatisation actuelle, notamment les échangeurs thermiques, sont inadaptés Utilisation de tubes déchangeur à mini-canaux (meilleure résistance mécanique) Coupe dun gas-cooler à mini-canaux Pettersen (2002) Echangeurs à mini-canaux Vue éclatée dun évaporateur CO 2 à mini-canaux Hrjnak (2005)

14 14 Autres avantages des échangeurs à mini-canaux par rapport aux échangeurs à tubes ronds : Augmentation de la surface déchange côté réfrigérant; Amélioration du coefficient de transfert thermique côté réfrigérant; Augmentation de la surface ailetée par la réduction de la surface frontale du tube; Diminution de la perte de charge côté air (la forme plate du tube mini-canaux est plus aérodynamique); Amélioration des coefficients de transfert côté air; Charge de fluide réduite au moins dans les canaux. Echangeurs à mini-canaux Tubes à mini-canaux vs. Tubes ronds Ecoulement dair autour dun tube rond Hrjnak (2005) HTC : Coefficient de transfert thermique Côté air Vortex

15 15 Néanmoins, Kandlikar propose une classification des canaux en fonction de leur diamètre hydraulique: D h > 3 mm Domaine des canaux conventionnels; 0.2 mm < Dh < 3 mm : Domaine des mini-canaux; D h < 0.2 mm Domaine des micro-canaux. Existe-t-il une classification des canaux suivant leur diamètre hydraulique ? Il nexiste aucune convention à ce jour Echangeurs à mini-canaux Evaporateur CO 2 D h ~ 0.8 mm Coupe droite dun tube à mini-canaux dun évaporateur CO 2

16 16 Etude de la vaporisation du CO 2 dans les tubes de faible diamètre

17 17 Titre massique de vapeur Evolution du coefficient de transfert en fonction du titre massique de vapeur et correspondance avec les configurations de lécoulement diphasique Configurations découlement et régimes thermiques Rappels sur la vaporisation des liquides

18 18 Modèle de superposition : h = h nb + h cv (modèle de Chen (1966), Gungor & Winterton (1986),..etc) Modèle asymptotique dordre n : h 1/n = h nb + h cv (modèle de Liu & Winterton (1991) et Steiner & Taborek (1992)) Modèle basé sur les configurations découlement Modèles prédictifs du coefficient déchange thermique Vaporisation Ebullition nucléée q nb dépendant de ΔT sat, densité de flux, tension superficielle et de la pression réduite Evaporation convective (interface liquide/vapeur q cv dépendant des paramètres locaux de lécoulement (G, répartition des phases) Classification des modèles Modèle dintensification : h = Ψ h cv modèle de Shah (1976) Modèle de Kattan, Thome et Favrat (1998) Rappels sur la vaporisation des liquides

19 19 AuteursD h (mm)G (kg/m²s)q (kW/m²)T sat (°C) Bredesen et al. (1997) à +5 Yoon et al. (2004)7, et +20 Sun & Groll (2000)4, à +10 Yun et al. (2003)6, , 10 Yun et al. (2004)2,0 et 0, , 10 Hihara & Tanaka (2000)1, Pettersen et al. (2000)0, à 25 Yun et al. (2005)1,08 à 1, et 10 Zhao et al. (2000) Principales études expérimentales des coefficients de transfert thermiques de la vaporisation du CO 2 Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Tubes Mini-canaux Toutes études ont porté sur la vaporisation du CO 2 dans les tubes horizontaux; or les tubes des évaporateurs sont verticaux. Tube mini-canal

20 20 Confrontation des coefficients de transfert thermiques du CO 2 avec ceux du R-134a Tube à (7) mini-canaux rectangulaires D h = 1.14 mmTube conventionnel circulaire D = 6.0 mm Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Les coefficients de transfert du CO 2 sont en moyenne 47 % supérieur à ceux du R-134a Les coefficients de transfert du CO 2 sont en moyenne 53 % supérieur à ceux du R-134a Assèchement précoce

21 21 Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Coefficients déchange expérimentaux obtenus par Yun et al. (2000) Chauffage direct par effet joule Mesure locales de h tp et de x Conditions de lexpérimentation Tube à mini-canaux rectangulaires CO 2 D = 1,14-1,54 mm T ev = 5 °C

22 22 Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Coefficients déchange expérimentaux obtenus par Hihara & Tanaka (2000) Chauffage direct par effet joule : Densité de flux thermique imposée Mesure de h tp et de x locaux Conditions de lexpérimentation Mini-canal circulaire CO 2 D = 1mm T ev = 15 °C assèchement précoce assèchement précoce

23 23 Coefficients déchange expérimentaux obtenus par Pettersen (2000) Tube minicanaux de section circulaire, D = 0.8 mm Chauffage indirect Mesure moyennes de h tp et de x Conditions de lexpérimentation Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Tube à mini-canaux circulaires CO 2 D = 0,8 mm T ev = 10 °C

24 24 Est-ce que les modèles prédictifs du coefficient de transfert thermique diphasique habituellement utilisés pour les tubes conventionnels sont valables pour le CO 2 ? Il est clair que la réponse est NON T sat = 15 °C G = 720 kg/m²s Q = 18 kW/m² CorrélationsEcart moyen (%) Chen466 % Shah106 % Kandlikar294 % Liu & Winterton440 % Données expérimentales de Hihara & Tanaka (2000) Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature

25 25 Est-ce que les modèles prédictifs du coefficient de transfert thermique diphasique développées pour les tubes de faibles diamètres sont valables pour le CO 2 ? CorrélationsEcart moyen (%) Lazarek et Black (1982) 339 % Tran et al. (1996) 340 % Oh et al. (1998)160 % Il est clair que la réponse est encore NON Coefficients de transfert thermique expérimentaux issus de la littérature Données expérimentales de Hihara & Tanaka (2000)

26 26 Utsino & Kaminaga (1998) Vitesse superficielle de vapeur critique (j vcr ) à partir de laquelle lécoulement annulaire est amorcé Collier & Thomé (1994) Fluidesj vcr (m/s) R R-134a1.28 CO Lapparition de lécoulement annulaire est précoce dans le cas du CO 2 Caractéristiques de la vaporisation du CO 2 Carte découlement expérimentale du CO 2 Pettersen (2000) avec : Écoulement annulaite pour le CO 2 Écoulement annulaite pour le R13Aa

27 27 Lassèchement est plus précoce dans le cas du CO 2 pour les raisons suivantes : Lécoulement annulaire apparaît beaucoup plus tôt (à de faibles titres ) pour le CO 2 comparé aux autres réfrigérants; Lentraînement de gouttelettes liquide dans le cœur de lécoulement gazeux est beaucoup plus important dans le cas du CO 2 ; Lorsque lentraînement/dépôt est déséquilibré, lécoulement annulaire tend à ne plus être soutenu Lassèchement (Dryout) Caractéristiques de la vaporisation du CO 2

28 28 Régimes thermiques de la vaporisation du CO 2 Collier & Thome (1994) Onset Nucleate Boiling Calcul de la densité de flux minimum « q onb » nécessaire au déclenchement de la nucléation Le déclenchement de la nucléation du CO 2 nécessite une faible densité de flux et/ou une petite surchauffe Caractéristiques de la vaporisation du CO 2 Ce qui explique les valeurs élevées des coefficients de transfert du CO 2

29 29 Modélisation du transfert thermique Lassèchement créé une discontinuité dans lévolution du coefficient de transfert en créant deux régions distinctes : Région pré-assèchement & Région post-assèchement ° C kg/m²s Données expérimentales de Pettersen (2002) Modélisation du transfert de chaleur du CO 2 x cr Titre massique de vapeur Post assèchement Pré- assèchement

30 30 Corrélation du coefficient déchange en pré-assèchement Corrélations valables : Corrélation de Cooper (1984) ou corrélation de Gorenflo (1993). La relation de Cooper est la plus précise. titre massique de vapeur Deux cas possible : (1) ébullition nucléée prédominante (2) ébullition mixte (effets conjugués ébullition nucléée/évaporation convective) h (W/m²K) T = 15 °C q = 18 kW/m² G = 720 kg/m²s Données expérimentales de Hihara & Tanaka (2000) Relation de Cooper (1) ébullition nucléée prédominante

31 31 Modèle préconisé : modèle de type asymptotique dordre 3 Modèle asymptotique ayant obtenu les meilleurs résultats est celui de Thomé & El hajal (2003) h (W/m²K) x h nb calculé par Cooper Facteur de suppression de lébullition Nucléée : Épaisseur du film liquide : Corrélation du coefficient déchange en pré-assèchement T = 15 °C q = 9 kW/m² G = 720 kg/m²s Données expérimentales de Hihara & Tanaka (2000) (2) ébullition mixte (effets conjugués ébullition nucléée/évaporation convective)

32 32 Modèles prédictifs du titre critique (où a lieu lassèchement) Règle de similitudes dAhmad (1973) : permet de transposer des résultats obtenus avec de la vapeur eau, en tube lisse vertical, aux autres fluides et inversement; Modèles phénoménologiques de lassèchement résolvant les équations régissant lécoulement diphasique annulaire avec entraînement, redéposition et évaporation. Modélisation du transfert de chaleur du CO2

33 33 Conditions opératoires Critères de similitudesDomaine de validité P sat Vitesse massique 5 < Ψ < 100 Titre massique de vapeur critique -0.4 < x cr < 0.9 Densité de fluxPas de limite géométrieReste inchangée Corrélation de KonKov (1965) Existence dune corrélation prédictive du x cr établie pour un écoulement de vapeur deau Dans un tube de section circulaire lisse et vertical Peut-on lutiliser pour le CO 2 ? Oui à condition de respecter des critères de similitude La règle de similitude de AHMAD (1973) Expressions du paramètre Ψ Nombre de Weber-Reynolds Nombre de Barnett 1ère expression 2ème expression Modélisation du transfert de chaleur (q/Gh fg ) A = (q/Gh fg ) A

34 34 Comment adapter ce modèle pour les écoulement horizontaux ? X cr,up X cr,low Écoulement de vapeur Gouttelettes de liquide Ecoulement horizontal Stratification Influence asymétrique de la gravité θ angle que fait laxe du tube par rapport à la verticale Présence de 2 titres critiques Pour tenir compte de la stratification Nombre de Froude modifié Lécart entre les 2 x cr Lassèchement est complet à x cr,low & Modélisation du transfert de chaleur g Film liquide

35 35 Modélisation du transfert de chaleur Validation du modèle prédictif du titre critique

36 36 δ y r0r0 z u Modèle phénoménologique de lassèchement Calcul de lépaisseur du film liquide en fonction du titre massique de vapeur La vitesse u du film liquide A y = 0 :u = 0 A y = δ : Conservation de la masse : Le taux dentraînement Ce modèle nest pas utilisable dans un modèle de simulation globale de lévaporateur Modélisation du transfert de chaleur Ce modèle calcul lépaisseur du film liquide δ en fonction du x Existence dune épaisseur critique pour laquelle lassèchement est amorcé Lorsque δ(x) δ cr x = x cr

37 37 Transfert de chaleur par convection de la paroi du tube vers la vapeur, Transfert de chaleur par convection de la vapeur vers les gouttelettes, Evaporation des gouttelettes qui heurtent la paroi en mouillant sa surface, Evaporation des gouttelettes sapprochant de la paroi mais sans la mouiller, Transfert radiatif de la paroi vers les gouttelettes, Transfert radiatif de la paroi vers la vapeur. Prédiction du coefficient de transfert diphasique en post-assèchement Modes de transfert de chaleur en écoulement à brume (mist flow), Carey (1992) Equilibre thermodynamique : T v = T sat & x e = x a => le transfert thermique est maximal entre la vapeur et les gouttelettes liquides. Etat de non équilibre total : T v > T sat & xe > xa => Pas de transfert thermique entre la vapeur et les gouttelettes, et entre la paroi et les gouttelettes. Ainsi, la vapeur absorbe toute la chaleur, et sa température augmente linéairement à densité de flux imposé constante. Vapeur à T v > T sat Gouttelettes de Liquide à T sat Modélisation du transfert de chaleur Dans ce cas, le titre thermodynamique x e ne reflète plus la réalité Il est nécessaire de calculer le titre réel, noté x a

38 38

39 Paroi gouttelettes vapeur conduction convection Transfert de masse Vapeur surchauffée

40 40 Prédiction du coefficient de transfert diphasique en post-assèchement Corrélations ne tenant pas compte du déséquilibre thermique Dougall & Rohsenow (1963) Groeneveld (1973) Corrélations tenant compte du déséquilibre thermique Le titre x a est calculé par un modèle analytique et le coefficient de transfert thermique est calculé par : Modèle de Shah & Siddiqui (2000) Modélisation du transfert de chaleur Mais h v nest pas connu Modèle utilisant une méthode graphique pour le calcul de x a et des corrélations habituellement utilisées en monophasique pour le calcul du coefficient de transfert thermique Nécessité de calculer le titre réel Groeneveld & Delorme (1976)

41 41 Prédiction du coefficient de transfert diphasique en post-assèchement Modèle de Shah & Siddiqui (2000) proposé par Pettersen (2002) Pour Re 10 4 Pour Re < 10 4 Calcul de x a Calcul de T v,a Calcul de h v,a Calcul de h Calcul de T p Calcul de h tp (coefficient diphasique) Coefficient de transfert convectif entre la paroi et la vapeur Modélisation du transfert de chaleur

42 42 Prédiction du titre massique de vapeur réel x A Pour Fr < 100 Fr = 100 x E,TAN x cr x E,INT xAxA xExE Fr = 10 Fr = 60 x E,INT x A,INT Tant que x E < x cr x E = x A Modélisation du transfert de chaleur Pour Fr 100 Eq. 1 : x E,INT : i ntersection entre Eq.1 & x A = x E x E = x A

43 43 Développement dun modèle prédictif du coefficient de transfert thermique du CO 2 en ébullition Paramètres dentrée : D,, G, x, T sat ou P sat Estimation du titre critique : règle similitude Ahmad + corrélation de KonKov Si G < 1000 kg/m²s : Le nombre de We-Re est utilisé pour le calcul du Paramètre Ψ Sinon cest le nombre de Barnett qui est utilisé Si x < x cr Région pré-assèchement Si Bo < 0,0001 Ebullition nucléée + Evaporation convective Calcul du h tp à laide de la corrélation de Thomé & El Hajal (2002) Sinon Ebullition nucléée pure Calcul du h tp par la relation de Cooper (1984) Si x > x cr Région post-assèchement Calcul du h tp par le modèle de Shah & Siddiqui (2000) Paramètres de sortie : h tp, T v, T p Modélisation du transfert de chaleur

44 44 Validation expérimentale : Confrontation des coefficients de transferts calculés avec ceux mesurés par Hihara & Tanaka (2000) T sat = 15 °C G = 360 kg/m²s Q = 18 kW/m² T sat = 15 °C G = 720 kg/m²s Q = 9 kW/m² T sat = 15 °C G = 360 kg/m²s Q = 9 kW/m² Err. = 22 % Err. = 25 %

45 45 Validation expérimentale : Confrontation des coefficients de transferts calculés avec ceux mesurés par Hihara & Tanaka (2000) T sat = 15 °C G = 1440 kg/m²s Q = 18 kW/m² T sat = 15 °C G = 720 kg/m²s Q = 18 kW/m² T sat = 15 °C G = 1440 kg/m²s Q = 36 kW/m² Err. = 20 % Err. = 17 % Err. = 30 %

46 46 Impact des conditions opératoires sur le coefficient déchange Impact de la densité de flux thermique Faible influence du flux thermique sur lassèchement Forte influence positive de la densité de flux thermique sur le Coefficient déchange en région pré-assèchement (en raison de la prédominance de lébullition nucléée) Conclusions Etude de Hihara & Tanaka (2000) Etude de Hihara & Tanaka (2000) Pettersen (2000)

47 47 Impact des conditions opératoires sur le coefficient déchange Impact de la vitesse massique Conclusions Lassèchement est précoce à mesure que G augmente Souvent laugmentation de G naméliore pas le coefficient de transfert (en raison de la prédominance de lébullition nucléée) Etude de Hihara & Tanaka (2000) Étude de Yun et al. (2005)

48 48 Impact des conditions opératoires sur le coefficient déchange Impact de la température de saturation La température de saturation augmente Assèchement précoceAugmentation des sites de nucléation Augmentation du coefficient déchange en pré-assèchement Tension superficielle diminue Étude de Yun et al. (2005) Etude de Pettersen (2002) h(local) h(global) Tube à mini-canaux rectangulaires CO 2 D = 1,14-1,54 mm T ev = 5 °C Tube à mini-canaux circulaires CO 2 D = 0,8 mm T ev = 10 °C

49 49 Létude bibliographique a permis de constater que toutes les études sur la vaporisation du CO 2 ont été menées pour des écoulement horizontaux, or les tubes des évaporateurs sont verticaux Une étude expérimentale sur lextraction du coefficient déchange local pour les écoulements verticaux est nécessaire Proposition dun banc de test pour tube à mini-canaux isolé

50 50 Conclusions sur la vaporisation du CO 2 En raison de ses propriétés thermophysiques, la vaporisation du CO 2 est dominée par lébullition nucléée (h nb > h cv ) et ceci est valable que lécoulement se fasse dans des tubes de diamètres conventionnels ou dans des tubes à mini-canaux. Pour certaines conditions opératoires, lassèchement apparaît à des titres de vapeur modérés, et il devient de plus en plus précoce à mesure que le flux massique et la température de saturation augmentent. Lécoulement intermittent et annulaire sont les configurations découlement dominantes. La transition intermittent et annulaire apparaît de plus en plus tôt à mesure que la vitesse massique augmente. Le coefficient de transfert thermique de la vaporisation du CO 2 peut être prédit avec une assez bonne précision en utilisant à la fois des modèles de lébullition nucléée, de lébullition mixte (modèle asymptotique), de lassèchement et de léchange thermique en post-assèchement. La perte de pression est prédite avec une bonne précision avec des corrélations issues de la littérature, La modélisation du transfert thermique de la vaporisation du CO 2 est loin dêtre achevée. De plus amples études doivent être menés en vue de mieux modéliser lécoulement diphasique avec entraînement et déposition sous forte pression de saturation. Ce qui nécessite de mener une étude expérimentale dautant plus quil nexiste pas détudes menées sur les écoulements verticaux.

51 51 Développement dun modèle de simulation globale dévaporateur

52 52 Air T r,e (n), X e (n) T a,e (n), W a,e (n) T a,e (n), W a,s (n) T r,s (n), X s (n) hypothèses Un module est constitué dun élément du tube avec la partie de la surface ailettée qui lui est associée; Chaque module est considéré comme un échangeur indépendant; Le surface externe des modules est complètement sèche ou complètement mouillée; Les coefficients de transfert thermique du réfrigérant et de lair de chaque module sont uniformes; Le réfrigérant à lintérieur du distributeur et du collecteur, considérés adiabatiques, est parfaitement mixé. Discrétisation de lévaporateur Développement dun modèle de simulation Evaporateur

53 53 1ère Rangée 2ème Rangée Seconde RangéePremière Rangée Configuration de lévaporateur à simuler AIR entrée CO 2 Vue de dessus de léchangeur sortie CO 2 Développement dun modèle de simulation Evaporateur Diphasique Surchauffée

54 54 Algorithme du modèle de simulation de léchangeur Données dentrée : P ref, X, m ref, T air, φ air, m air et géométrie et configuration de léchangeur Initialisation de T p Calcul du coefficient de transfert thermique côté CO 2 Si 0 < X < 1 diphasique sinon monophasique Calcul de la Q ref du module Calcul de la temp. Paroi ext. T p,e < T rosée ? Analyse en régime humide Oui Analyse en régime sec Calcul du coefficient convectif côté air Calcul de UA, NUT, E Calcul de Q NUT Calcul de la temp. Paroi int. T p,int,cal – T p,int,ini = ε Non Oui Non Si régime humide Calcul de lhumidité absolue de sortie Oui Calcul de la temp. Air sortie Non Calcul des autres données de sortie Calcul des propriétés physiques des fluides à la temp. moyenne Développement dun modèle de simulation Evaporateur Recommencer les calculs jusquà P ref – Q NUT = ε P air – Q NUT = ε

55 55 Analyse du transfert thermique et de masse entre lair humide et la surface externe de lévaporateur

56 56 Analyse du transfert thermique et de masse entre lair humide et la surface externe de lévaporateur Deux cas possibles pour deux analyses distinctes Si Température de la surface externe de léchangeur > température de rosée de lair humide Si Température de la surface externe de léchangeur < Température de rosée de lair humide Pas de condensation de vapeur deau Analyse en régime sec Condensation dune partie de la vapeur deau Analyse en régime humide Surface externe de léchangeur est sèche Surface externe de léchangeur est mouillée Transfert thermique et de masse côté air

57 57 Le coefficient de transfert global U sécrit Convection externe Les températures de sortie des deux fluides sont inconnuesMéthode de NUT Si Si le réfrigérant est monophasique alors Si alors Analyse en régime sec Transfert thermique et de masse côté air

58 58 Quelles les Corrélations prédictives du coefficient convectif côté Air h sen,sec ? Il existe plusieurs corrélations valables en conditions sèches de type j = f(Re AIR, géométrie ailettes) Telles que celle de : Achaichia & Cowell (1988), Davenport (1983), Sunden & Svantesson (1992)…etc. La corrélation la plus générale et la plus utilisée est celle de Chang & Wang (1997) Avec Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime sec

59 59 Puissance totale cédée par l'air (q) puissance sensible (q sen ) puissance latente (q lv ) écart de températures écart d'humidité absolue Bilan massique Bilan thermique T air air humide couche limite thermique T air,e i air,e i air,s T air,s sortie entrée A p T p Film de condensat TwTw négligeable Plaque froide Analyse en régime humide Transfert thermique et de masse côté air

60 60 Hypothèse de Lewis Le transfert de chaleur entre l'air et la paroi froide se fait par convection entre l'air et le film de condensat et par conduction à travers le film vers la paroi. Pour caractériser ces transferts on définit : cette équation représente le transfert de chaleur total entre l'air et la surface du film de condensat Le 1 d :diffusivité thermique de la vapeur deau D : coefficient de diffusion massique Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime humide

61 61 Conduction à travers le film de condensat A l'interface Air - condensat on considère que l'air est saturé. Dans un intervalle de température étroit on peut approximer l'enthalpie de saturation par une relation linéaire l'élimination de i sat (T w ) entre l'équation de convection et de conduction permet d'exprimer la puissance totale échangée entre l'air humide et la paroi froide par la relation suivante: Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime humide

62 62 Convection externe Conduction Convection interne Cas dune batterie Ailetée Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime humide

63 63 on définit un pseudo-coefficient de transfert global U ' par rapport à l'enthalpie intégrant températures sèches et humides tels que Méthode de NUT Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime humide Les pentes enthalpiques ont pour expressions :

64 64 Corrélations prédictives du coefficient convectif h sen,hum Il nexiste pas de corrélation généralesNécessité de passer par la voie expérimentale Principe de lexpérimentation Banc dessai Etablir expérimentalement une corrélation de type h air,hum = f(Re) Transfert thermique et de masse côté air Analyse en régime humide Utiliser lévaporateur comme refroidisseur dair avec comme fluide interne de leau glycolée Fixer les conditions dentrée de leau glycolée et mesurer h pour un nombre de Reynolds donné

65 65 Méthodes d identification METHODE DE KAYS et LONDON (1984) Extraction de h air etSont interdépendants Coté Eau : Débit et température dentrée fixés Côté Air : Température dentrée fixée Dans un premier temps une loi déchange en condition sèche a été dabord établie pour valider à la fois la Méthode dextraction du coefficient déchange et le banc expérimental Transfert thermique et de masse côté air Calcul lefficacité de léchangeur (à partir des mesures expérimentales) Calcul de NUT Calcul de UA Une Itération est nécessaire Pour chaque débit dair (donc Re air) on mesure le hObtention dune corrélation h air = f ( Re) Calculé avec une corrélation de la littérature Résistance inconnue Résistances connues

66 66 Premiers essais menés au LEMTA Transfert thermique et de masse côté air Identification expérimentale de h côté air Ventilateur variable Retour AIR Commande ventilateur AIR Refroidisseur deau Thermorégulateur Emplacement échangeur

67 67 Echangeur PT100 Tuyau dévacuation des condensats vers la balance Flexible de retour deau glycolée Flexible damenée deau glycolée Vue de léchangeur à lintérieur de la veine de mesure Problème de maldistribution de lair à lentrée de léchangeur Transfert thermique et de masse côté air Identification expérimentale de h côté air

68 68 Résolution du problème de maldistribution de lair à lentrée de léchangeur Remplacement de la veine dair par un conduit en bois épousant parfaitement les dimensions de léchangeur Transfert thermique et de masse côté air Identification expérimentale de h côté air Banc dessai après modifications Echangeur AIR

69 69

70 70 R-134a CO 2 Le CO 2 possède une production frigorifique volumique très élevée comparée aux autres frigorigènes Ceci permet la conception de systèmes plus compacts.


Télécharger ppt "1 Evaporateur à minicanaux pour la climatisation automobile fonctionnant au CO 2 Etude du transfert de chaleur et de masse Fadil AYAD Riad BENELMIR."

Présentations similaires


Annonces Google