Pr

1
Evaporateur à minicanaux pour la climatisation
automobile fonctionnant au CO2 Etude du
transfert de chaleur et de masse
Fadil AYAD Riad BENELMIR
2
Plan de la présentation
Objectifs Utilisation du CO2 en tant que
frigorigène Etude et Modélisation du transfert
thermique lors de la vaporisation du CO2 dans les
tubes à mini-canaux Développement dun modèle
de simulation globale de lévaporateur Conclusion
et perspectives
3
Utilisation du CO2 dans les systèmes frigorifiques
4
CO2 en tant que frigorigène
Renaissance du CO2 en tant que frigorigène
Evolution de lutilisation des frigorigènes dans
la climatisation automobile
Prohibition de gaz attaquant la couche dozone
(ODP gt 0 )
CFC-12
Protocole de Montréal
100 ans
1300 kg de CO2
1 kg de R-134a
Arrivé du HFC-134a dont lODP est nul mais GWP
1300 !!
Le HFC-134a doit être prohibé
Réduction des émissions à effet de serre
Protocole de Kyoto
LUE prévoit son remplacement dans le secteur
automobile à lhorizon 2008 par un fluide ayant
un GWP lt 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

• Faible GWP, ODP nul
• Fluide naturel, Ininflammable et non toxique
• Vieux réfrigérant
• Travaux du Pr. Lorentzen (1990)

Pourquoi ?
5
CO2 en tant que frigorigène
Quelle est la conséquence davoir une faible
température critique ?
Cycle frigorifique utilisant le CO2 comme
frigorigène unique avec Air ambiant comme Puits
de chaleur
Tcritique
31 C
Tcondensation
Tair lt 31 C
Tévap 0 C
Obligation de passer à un cycle transcritique
(originalité des cycles frigorifiques utilisant
le CO2)
Toutefois, il est possible de réaliser un cycle
subcritique avec le CO2 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 CO2 fluide bas et
ammoniac fluide haut
6
CO2 en tant que frigorigène
Cycle frigorifique transcritique du CO2
Quest-ce quun fluide supercritique ?
En 1ère approximation
Un gaz super-dense
7
CO2 en tant que frigorigène
Performances thermodynamique du CO2 en tant que
frigorigène
Etude théorique
Étude réalisée par Domblides et al. (2002)
Cycle frigorifique 10/45 C ni surchauffe ni
sous-refroidissement
Frigorigène R22 R134a R404A R410A R407C Propane NH3 CO2
COPf,th 6,62 6,582 5,796 6,116 6,28 6,454 6,959 2,94
Qv (kJ/m3) 4389 2846 4260 6275 4095 3629 5169 13967
Nécessité demployer un échangeur supplémentaire,
appelé échangeur interne
Le COP froid du CO2 est faible
Cycle thermopompe 10/70 C pas de surchauffe et
avec un sous-refroidissement de 35 K
Frigorigène R22 R134a R404A R410A R407C Propane NH3 CO2
COPc,th 5,40 5,60 5,24 5,18 5,06 5,49 5,59 5,525
Qv (kJ/m3) 4239 3127 4838 6938 4268 3985 5399 17982
Bonnes Performances du CO2 en cycle thermopompe,
comparables à celles du R-22
8
CO2 en tant que frigorigène
Cycle avec échangeur interne
Mode climatisation (été)
Cycle avec échangeur interne Hrjnak (2003)
100C
15C
Mode pompe à chaleur (hiver)
Léchangeur interne assure la surchauffe Et le
sous refroidissement du CO2
21
Tair(hiver)
9
CO2 en tant que frigorigène
Particularité du cycle transcritique
domaine supercritique
Gas-cooler
Température et pression sont indépendantes
Existence dune pression optimale donnant un COP
maximal
10
CO2 en tant que frigorigène
Variations des propriétés thermophysiques du CO2
en fonction de la température et de la pression
Changt. phase
11
CO2 en tant que frigorigène
Comparaison des propriétés thermophysiques du CO2
avec celles des autres réfrigérants
Frigorigènes CO2 (R-744) CO2 (R-744) CFC-12 CFC-12 HCFC-22 HCFC-22 HFC-134a HFC-134a
ODP 0 0 1 1 0,05 0,05 0 0
GWP (100 ans) 1 1 7100 7100 1500 1500 1300 1300
Substance naturelle ? Oui Oui Non Non Non Non Non Non
Prix relatif (R-12) 0,1 0,1 1 1 1 1 3 à 5 3 à 5
Temp, Critique (C) 30,98 30,98 112 112 96,02 96,02 101 101
Pression critique (bar) 73,77 73,77 41,14 41,14 49,76 49,76 40,59 40,59
Température sat, 0 (C) 10 (C) 0 (C) 10 (C) 0 (C) 10(C) 10 (C) 10(C)
Pression Sat, (bar) 34,85 45,02 3,08 4,22 4,97 6,8 2,93 4,15
Pression réd, Psat/Pc 0,47 0,61 0,07 0,1 0,1 0,14 0,07 0,1
Tension Sup, (mN/m) 4,54 2,75 11,77 10,45 11,7 10,22 11,56 10,14
Rho vap, Sat (kg,m-3) 97,65 135,2 18,04 24,43 21,22 28,82 14,42 20,22
Rho liq, Sat (kg,m-3) 927,4 861,1 1397 1364 1281 1246,7 1295 1261
Rap, densité liq,/vap, 9,498 6,371 77,41 55,83 60,58 43,31 89,79 62,39
Visc, dyn, vap, mPa,s 14,78 16,1 11,7 12,18 11,4 11,82 10,7 11
Visc, Dyn, liq , mPa,s 99,4 82,55 248 231,2 216 193,71 266,5 234,8
Cp, Vapeur (J/kg,K) 1864 2557 648 677 739 785 897,2 945,4
Cp, liquide (J/kg,K) 2542 2997 917 931 1169 1200 1341 1370,4
Chaleur latente kJ/kg 230,9 197,1 151,5 146,4 205 196,7 198,6 190,8
12
CO2 en tant que frigorigène
Pourquoi le CO2, utilisé en réfrigération,
présente des propriétés thermophysiques
singulières ? Serait-ce intrinsèque au fluide ou
à cause de la proximité du point critique ?
Comparaison des propriétés thermophysiques du CO2
et du R-134a pour une pression réduite identique
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-134a 0,54 71,4 (Tr 0,92) 21,84 987,5 120,3 122 10-4 1,4. 10-5 0,0024
CO2 0,54 5 (Tr 0,91) 39,7 896 114,6 215 9,1 10-5 1,5. 10-5 0,0036
Daprès le tableau, les propriétés
thermophysiques du CO2 et du R-134a sont de même
ordre de grandeur pour une pression réduite
identique
En effet, les propriétés thermophysiques
atypiques du CO2 sont dues à la faible pression
réduite lors de son utilisation dans les cycles
frigorifiques
Par contre, la chaleur latente du CO2 reste
toujours plus élevée que celle du R-134a
Raison Propriété intrinsèque au CO2, la courbe
de saturation est plus évasée
13
Echangeurs à mini-canaux
Les composants des systèmes de climatisation
actuelle, notamment les échangeurs thermiques,
sont inadaptés
Pression de service élevée du CO2
Utilisation de tubes déchangeur à mini-canaux
(meilleure résistance mécanique)
Coupe dun gas-cooler à mini-canaux Pettersen
(2002)
Vue éclatée dun évaporateur CO2 à
mini-canaux Hrjnak (2005)
14
Echangeurs à mini-canaux
Tubes à mini-canaux vs. Tubes ronds

• 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.

Vortex
HTC Coefficient de transfert thermique Côté air
Ecoulement dair autour dun tube rond Hrjnak
(2005)
15
Echangeurs à mini-canaux
Existe-t-il une classification des canaux suivant
leur diamètre hydraulique ?
Il nexiste aucune convention à ce jour

• Néanmoins, Kandlikar propose une classification
  des canaux en fonction de leur diamètre
  hydraulique
• Dh gt 3 mm Domaine des
  canaux conventionnels
• 0.2 mm lt Dh lt 3 mm Domaine des
  mini-canaux
• Dh lt 0.2 mm
  Domaine des micro-canaux.

Evaporateur CO2 Dh 0.8 mm
Coupe droite dun tube à mini-canaux dun
évaporateur CO2
16
Etude de la vaporisation du CO2 dans les tubes
de faible diamètre
17
Rappels sur la vaporisation des liquides
Configurations découlement et régimes thermiques
Evolution du coefficient de transfert en fonction
du titre massique de vapeur et correspondance
avec les configurations de lécoulement
diphasique
Titre massique de vapeur
18
Rappels sur la vaporisation des liquides
Modèles prédictifs du coefficient déchange
thermique
Ebullition nucléée qnb dépendant de ?Tsat,
densité de flux, tension superficielle et de la
pression réduite
Vaporisation
Evaporation convective (interface liquide/vapeur
qcv dépendant des paramètres locaux de
lécoulement (G, répartition des phases)
Classification des modèles

• Modèle de superposition h hnb hcv (modèle
  de Chen (1966), Gungor Winterton (1986),..etc)

• Modèle dintensification h ? hcv modèle
  de Shah (1976)

• Modèle asymptotique dordre n h1/n hnb
  hcv (modèle de Liu Winterton (1991) et
  Steiner Taborek (1992))

• Modèle basé sur les configurations découlement

Modèle de Kattan, Thome et Favrat (1998)
19
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Principales études expérimentales des
coefficients de transfert thermiques de la
vaporisation du CO2
Auteurs Dh (mm) G (kg/m²s) q (kW/m²) Tsat (C)
Bredesen et al. (1997) 7 200 - 400 3 - 9 -25 à 5
Yoon et al. (2004) 7,53 200 - 530 10 -20 -4 et 20
Sun Groll (2000) 4,57 500 - 1670 10 - 50 -2 à 10
Yun et al. (2003) 6,0 170 - 320 10 - 20 5, 10
Yun et al. (2004) 2,0 et 0,98 500 - 3570 7 - 48 5, 10
Hihara Tanaka (2000) 1,0 360 - 1440 9 - 36 15
Pettersen et al. (2000) 0,79 200 - 600 5 -20 0 à 25
Yun et al. (2005) 1,08 à 1,54 200 - 400 10 -20 0.5 et 10
Zhao et al. (2000) - 250 - 700 8 - 25 -
Tubes Mini-canaux
Toutes études ont porté sur la vaporisation du
CO2 dans les tubes horizontaux or les tubes des
évaporateurs sont verticaux.
20
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Confrontation des coefficients de transfert
thermiques du CO2 avec ceux du R-134a
Tube à (7) mini-canaux rectangulaires Dh 1.14
mm
Tube conventionnel circulaire D 6.0 mm
Assèchement précoce
Les coefficients de transfert du CO2 sont en
moyenne 47 supérieur à ceux du R-134a
Les coefficients de transfert du CO2 sont en
moyenne 53 supérieur à ceux du R-134a
21
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Coefficients déchange expérimentaux obtenus par
Yun et al. (2000)
Conditions de lexpérimentation
Chauffage direct par effet joule Mesure locales
de htp et de x
Tube à mini-canaux rectangulaires CO2 D
1,14-1,54 mm Tev 5 C
22
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Coefficients déchange expérimentaux obtenus par
Hihara Tanaka (2000)
Conditions de lexpérimentation

• Chauffage direct par effet joule Densité de
  flux thermique imposée
• Mesure de htp et de x locaux

Mini-canal circulaire CO2 D 1mm Tev 15 C
assèchement précoce
assèchement précoce
23
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Coefficients déchange expérimentaux obtenus par
Pettersen (2000)
Conditions de lexpérimentation

• Tube minicanaux de section circulaire, D 0.8
  mm
• Chauffage indirect
• Mesure moyennes de htp et de x

Tube à mini-canaux circulaires CO2 D 0,8 mm Tev
10 C
24
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Est-ce que les modèles prédictifs du coefficient
de transfert thermique diphasique habituellement
utilisés pour les tubes conventionnels sont
valables pour le CO2 ?
Corrélations Ecart moyen ()
Chen 466
Shah 106
Kandlikar 294
Liu Winterton 440
Tsat 15 C G 720 kg/m²s Q 18 kW/m²
Données expérimentales de Hihara Tanaka (2000)
Il est clair que la réponse est NON
25
Coefficients de transfert thermique expérimentaux
issus de la littérature
Est-ce que les modèles prédictifs du coefficient
de transfert thermique diphasique développées
pour les tubes de faibles diamètres sont valables
pour le CO2 ?
Corrélations Ecart moyen ()
Lazarek et Black (1982) 339
Tran et al. (1996) 340
Oh et al. (1998) 160
Données expérimentales de Hihara Tanaka (2000)
Il est clair que la réponse est encore NON
26
Caractéristiques de la vaporisation du CO2
Vitesse superficielle de vapeur critique (jvcr) à
partir de laquelle lécoulement annulaire est
amorcé
Utsino Kaminaga (1998)
Collier Thomé (1994)
Fluides jvcr (m/s)
R-22 1.0
R-134a 1.28
CO2 0.1
avec
Carte découlement expérimentale du
CO2 Pettersen (2000)
Écoulement annulaite pour le R13Aa
Écoulement annulaite pour le CO2
Lapparition de lécoulement annulaire est
précoce dans le cas du CO2
27
Caractéristiques de la vaporisation du CO2
Lassèchement (Dryout)

• Lassèchement est plus précoce dans le cas du CO2
  pour les raisons suivantes
• Lécoulement annulaire apparaît beaucoup plus tôt
  (à de faibles titres ) pour le CO2 comparé aux
  autres réfrigérants
• Lentraînement de gouttelettes liquide dans le
  cœur de lécoulement gazeux est beaucoup plus
  important dans le cas du CO2
• Lorsque lentraînement/dépôt est déséquilibré,
  lécoulement annulaire tend à ne plus être
  soutenu

28
Caractéristiques de la vaporisation du CO2
Régimes thermiques de la vaporisation du CO2
Calcul de la densité de flux minimum qonb
nécessaire au déclenchement de la nucléation
Collier Thome (1994) Onset Nucleate Boiling
Le déclenchement de la nucléation du CO2
nécessite une faible densité de flux et/ou une
petite surchauffe
Ce qui explique les valeurs élevées des
coefficients de transfert du CO2
29
Modélisation du transfert de chaleur du CO2
Modélisation du transfert thermique
Pré- assèchement
C
kg/m²s
Post assèchement
Titre massique de vapeur
Données expérimentales de Pettersen (2002)
Lassèchement créé une discontinuité dans
lévolution du coefficient de transfert en créant
deux régions distinctes
Région pré-assèchement Région post-assèchement
30
Corrélation du coefficient déchange en
pré-assèchement
Deux cas possible (1) ébullition nucléée
prédominante (2) ébullition mixte (effets
conjugués ébullition nucléée/évaporation
convective)
(1) ébullition nucléée prédominante
Corrélations valables Corrélation de Cooper
(1984) ou corrélation de Gorenflo (1993). La
relation de Cooper est la plus précise.
Relation de Cooper
h (W/m²K)
T 15 C q 18 kW/m² G 720 kg/m²s
Données expérimentales de Hihara Tanaka (2000)
titre massique de vapeur
31
Corrélation du coefficient déchange en
pré-assèchement
(2) ébullition mixte (effets conjugués ébullition
nucléée/évaporation convective)
Modèle préconisé modèle de type asymptotique
dordre 3
Modèle asymptotique ayant obtenu les meilleurs
résultats est celui de Thomé El hajal (2003)
hnb calculé par Cooper
Facteur de suppression de lébullition Nucléée
Épaisseur du film liquide
T 15 C q 9 kW/m² G 720 kg/m²s
h (W/m²K)
x
Données expérimentales de Hihara Tanaka (2000)
32
Modélisation du transfert de chaleur du CO2
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.

33
Modélisation du transfert de chaleur
Existence dune corrélation prédictive du xcr
établie pour un écoulement de vapeur deau Dans
un tube de section circulaire lisse et vertical
Corrélation de KonKov (1965)
Peut-on lutiliser pour le CO2 ? Oui à condition
de respecter des critères de similitude
La règle de similitude de AHMAD (1973)
Expressions du paramètre ?
Conditions opératoires Critères de similitudes Domaine de validité
Psat
Vitesse massique 5 lt ? lt 100
Titre massique de vapeur critique -0.4 lt xcr lt 0.9
Densité de flux Pas de limite
géométrie Reste inchangée
1ère expression
Nombre de Weber-Reynolds
2ème expression
(q/Ghfg)A (q/Ghfg)A
Nombre de Barnett
34
Modélisation du transfert de chaleur
Comment adapter ce modèle pour les écoulement
horizontaux ?
Ecoulement horizontal
Influence asymétrique de la gravité
Stratification
Présence de 2 titres critiques
g
Pour tenir compte de la stratification Nombre de
Froude modifié
Écoulement de vapeur
Gouttelettes de liquide
Film liquide
? angle que fait laxe du tube par rapport à la
verticale
Lécart entre les 2 xcr

Lassèchement est complet à xcr,low
35
Modélisation du transfert de chaleur
Validation du modèle prédictif du titre critique
36
Modélisation du transfert de chaleur
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 d
Conservation de la masse
Le taux dentraînement
Existence dune épaisseur critique pour laquelle
lassèchement est amorcé
x xcr
Ce modèle calcul lépaisseur du film liquide d en
fonction du x
Lorsque d(x) dcr
Ce modèle nest pas utilisable dans un modèle de
simulation globale de lévaporateur
37
Modélisation du transfert de chaleur
Prédiction du coefficient de transfert diphasique
en post-assèchement
Modes de transfert de chaleur en écoulement à
brume (mist flow), Carey (1992)

• 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.

Gouttelettes de Liquide à Tsat
Dans ce cas, le titre thermodynamique xe ne
reflète plus la réalité Il est nécessaire de
calculer le titre réel, noté xa
Vapeur à Tv gt Tsat

• Equilibre thermodynamique Tv Tsat xe
  xa gt le transfert thermique est maximal entre
  la vapeur et les gouttelettes liquides.
• Etat de non équilibre total Tv gt Tsat xe gt
  xa gt 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.

38
(No Transcript)
39
(No Transcript)
40
Modélisation du transfert de chaleur
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
Mais hv nest pas connu
Nécessité de calculer le titre réel
Groeneveld Delorme (1976)
Le titre xa est calculé par un modèle analytique
et le coefficient de transfert thermique est
calculé par
Modèle de Shah Siddiqui (2000)
Modèle utilisant une méthode graphique pour le
calcul de xa et des corrélations habituellement
utilisées en monophasique pour le calcul du
coefficient de transfert thermique
41
Modélisation du transfert de chaleur
Prédiction du coefficient de transfert diphasique
en post-assèchement
Modèle de Shah Siddiqui (2000) proposé par
Pettersen (2002)
Calcul de xa
Calcul de hv,a
Calcul de Tv,a
Pour Re lt 104
Calcul de h
Coefficient de transfert convectif entre la paroi
et la vapeur
Pour Re 104
Calcul de Tp
Calcul de htp (coefficient diphasique)
42
Modélisation du transfert de chaleur
Prédiction du titre massique de vapeur réel xA
Pour Fr 100
xE xA
Fr 100
1.0
xE,INT intersection entre Eq.1 xA xE
Fr 60
xA,INT
0.8
xE,INT
xE,TAN
Pour Fr lt 100
xcr
Fr 10
0.6
xA
xE,INT
0.4
Eq. 1
xE,INT
0.2
0
0
0.2
0.4
0.6
0.8
2.0
1.6
1.8
1.4
1.2
1.0
xE
Tant que xE lt xcr
xE xA
43
Modélisation du transfert de chaleur
Développement dun modèle prédictif du
coefficient de transfert thermique du CO2 en
ébullition
Paramètres dentrée D, , G, x, Tsat ou Psat
Estimation du titre critique règle similitude
Ahmad corrélation de KonKov Si G lt 1000 kg/m²s
Le nombre de We-Re est utilisé pour le calcul
du Paramètre ? Sinon cest le nombre de Barnett
qui est utilisé
Si x lt xcr Région pré-assèchement Si Bo lt
0,0001 Ebullition nucléée Evaporation
convective Calcul du htp à laide de la
corrélation de Thomé El Hajal (2002) Sinon
Ebullition nucléée pure Calcul du htp par la
relation de Cooper (1984) Si x gt xcr Région
post-assèchement Calcul du htp par le modèle de
Shah Siddiqui (2000)
Paramètres de sortie htp, Tv, Tp
44
Validation expérimentale Confrontation des
coefficients de transferts calculés avec ceux
mesurés par Hihara Tanaka (2000)
Err. 25
Tsat 15 C G 720 kg/m²s Q 9 kW/m²
Err. 25
Tsat 15 C G 360 kg/m²s Q 9 kW/m²
Err. 22
Tsat 15 C G 360 kg/m²s Q 18 kW/m²
45
Validation expérimentale Confrontation des
coefficients de transferts calculés avec ceux
mesurés par Hihara Tanaka (2000)
Tsat 15 C G 720 kg/m²s Q 18 kW/m²
Tsat 15 C G 1440 kg/m²s Q 36 kW/m²
Err. 17
Err. 30
Tsat 15 C G 1440 kg/m²s Q 18 kW/m²
Err. 20
46
Impact des conditions opératoires sur le
coefficient déchange
Impact de la densité de flux thermique
Etude de Hihara Tanaka (2000)
Etude de Hihara Tanaka (2000)
Pettersen (2000)
Conclusions

• 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)

47
Impact des conditions opératoires sur le
coefficient déchange
Impact de la vitesse massique
Étude de Yun et al. (2005)
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)
48
Impact des conditions opératoires sur le
coefficient déchange
Impact de la température de saturation
Tube à mini-canaux circulaires CO2 D 0,8 mm Tev
10 C
Tube à mini-canaux rectangulaires CO2 D
1,14-1,54 mm Tev 5 C
h(local)
h(global)
Étude de Yun et al. (2005)
Etude de Pettersen (2002)
La température de saturation augmente
Tension superficielle diminue
Assèchement précoce
Augmentation des sites de nucléation Augmentation
du coefficient déchange en pré-assèchement
49
Létude bibliographique a permis de constater que
toutes les études sur la vaporisation du CO2 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
Conclusions sur la vaporisation du CO2

• En raison de ses propriétés thermophysiques, la
  vaporisation du CO2 est dominée par lébullition
  nucléée
• (hnb gt hcv) 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 CO2 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 CO2 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.

51
Développement dun modèle de simulation globale
dévaporateur
52
Développement dun modèle de simulation
Evaporateur
Discrétisation de lévaporateur
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.

53
Développement dun modèle de simulation
Evaporateur
Configuration de lévaporateur à simuler
AIR
1ère Rangée
2ème Rangée
sortie CO2
Vue de dessus de léchangeur
entrée CO2
Seconde Rangée
Première Rangée
54
Développement dun modèle de simulation
Evaporateur
Algorithme du modèle de simulation de léchangeur
Calcul de la temp. Paroi int.
Données dentrée Pref, X, mref , Tair, fair,
mair et géométrie et configuration de léchangeur
Non
Tp,int,cal Tp,int,ini e
Initialisation de Tp
Oui
Calcul du coefficient de transfert thermique côté
CO2 Si 0 lt X lt 1 diphasique sinon monophasique
Non
Si régime humide
Calcul de la Qref du module
Oui
Calcul de la temp. Paroi ext.
Tp,e lt Trosée ?
Calcul de lhumidité absolue de sortie
Oui
Calcul de la temp. Air sortie
Analyse en régime humide
Calcul des autres données de sortie
Non
Analyse en régime sec
Calcul des propriétés physiques des fluides à la
temp. moyenne
Calcul du coefficient convectif côté air
Recommencer les calculs jusquà Pref QNUT
e Pair QNUT e
Calcul de UA, NUT, E
Calcul de QNUT
55
Analyse du transfert thermique et de masse entre
lair humide et la surface externe de
lévaporateur
56
Transfert thermique et de masse côté air
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 gt température de rosée de lair humide
Pas de condensation de vapeur deau
Surface externe de léchangeur est sèche
Analyse en régime sec
Si Température de la surface externe de
léchangeur lt Température de rosée de lair humide
Condensation dune partie de la vapeur deau
Surface externe de léchangeur est mouillée
Analyse en régime humide
57
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime sec
Convection externe
Le coefficient de transfert global U sécrit
Les températures de sortie des deux fluides sont
inconnues
Méthode de NUT
alors
Si
alors
Si
Si le réfrigérant est monophasique

58
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime sec
Quelles les Corrélations prédictives du
coefficient convectif côté Air hsen,sec ?
Il existe plusieurs corrélations valables en
conditions sèches de type j f(ReAIR, 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
59
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
Plaque froide
Bilan massique
Bilan thermique
négligeable
puissance sensible (qsen)
écart de températures
Puissance totale cédée par l'air (q)
puissance latente (qlv)
écart d'humidité absolue
60
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
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
d diffusivité thermique de la vapeur deau D
coefficient de diffusion massique
Le ? 1
Hypothèse de Lewis
cette équation représente le transfert de chaleur
total entre l'air et la surface du film de
condensat
61
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
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 isat(Tw) 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
62
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
Cas dune batterie Ailetée

Convection externe
Conduction
Convection interne
63
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
Les pentes enthalpiques ont pour expressions
on définit un pseudo-coefficient de transfert
global U ' par rapport à l'enthalpie intégrant
températures sèches et humides tels que
Méthode de NUT
64
Transfert thermique et de masse côté air
Analyse en régime humide
Corrélations prédictives du coefficient convectif
hsen,hum
Il nexiste pas de corrélation générales
Nécessité de passer par la voie expérimentale
Etablir expérimentalement une corrélation de type
hair,hum f(Re)
Principe de lexpérimentation
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
Banc dessai
65
Transfert thermique et de masse côté air
Méthodes d identification
METHODE DE KAYS et LONDON (1984) Extraction de
hair
Coté Eau Débit et température dentrée
fixés Côté Air Température dentrée fixée
Calcul lefficacité de léchangeur (à partir des
mesures expérimentales)
Calcul de UA
Calcul de NUT
et
Sont interdépendants
Une Itération est nécessaire
Pour chaque débit dair (donc Re air) on mesure
le h
Obtention dune corrélation hair f ( Re)
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
66
Transfert thermique et de masse côté air
Identification expérimentale de h côté air
Premiers essais menés au LEMTA
Retour AIR
AIR
Emplacement échangeur
Refroidisseur deau
Ventilateur variable
Commande ventilateur
Thermorégulateur
67
Transfert thermique et de masse côté air
Identification expérimentale de h côté air
Problème de maldistribution de lair à lentrée
de léchangeur
Vue de léchangeur à lintérieur de la veine de
mesure
68
Transfert thermique et de masse côté air
Identification expérimentale de h côté air
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
Echangeur
AIR
Banc dessai après modifications
69
(No Transcript)
70
Le CO2 possède une production frigorifique
volumique très élevée comparée aux autres
frigorigènes Ceci permet la conception de
systèmes plus compacts.