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EP4155647A1 - Echangeur comprenant au moins une structure d échange thermique à surface striée - Google Patents

Echangeur comprenant au moins une structure d échange thermique à surface striée Download PDF

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Publication number
EP4155647A1
EP4155647A1 EP22196629.4A EP22196629A EP4155647A1 EP 4155647 A1 EP4155647 A1 EP 4155647A1 EP 22196629 A EP22196629 A EP 22196629A EP 4155647 A1 EP4155647 A1 EP 4155647A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
heat exchange
fins
longitudinal direction
passages
exchanger
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP22196629.4A
Other languages
German (de)
English (en)
Other versions
EP4155647B1 (fr
Inventor
Frédéric Crayssac
Jacopo SEIWERT
Marie-Adélaïde CREMIEUX
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Air Liquide SA
LAir Liquide SA pour lEtude et lExploitation des Procedes Georges Claude
Original Assignee
Air Liquide SA
LAir Liquide SA pour lEtude et lExploitation des Procedes Georges Claude
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Air Liquide SA, LAir Liquide SA pour lEtude et lExploitation des Procedes Georges Claude filed Critical Air Liquide SA
Publication of EP4155647A1 publication Critical patent/EP4155647A1/fr
Application granted granted Critical
Publication of EP4155647B1 publication Critical patent/EP4155647B1/fr
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D9/00—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D9/0062—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by spaced plates with inserted elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
    • F28F13/18—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by applying coatings, e.g. radiation-absorbing, radiation-reflecting; by surface treatment, e.g. polishing
    • F28F13/185—Heat-exchange surfaces provided with microstructures or with porous coatings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
    • F28F3/02—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations
    • F28F3/025—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being corrugated, plate-like elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0033—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for cryogenic applications
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D9/00—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D9/0062—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by spaced plates with inserted elements
    • F28D9/0068—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by spaced plates with inserted elements with means for changing flow direction of one heat exchange medium, e.g. using deflecting zones
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2215/00—Fins
    • F28F2215/10—Secondary fins, e.g. projections or recesses on main fins

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger of the plate and fin type comprising at least at least one heat exchange structure with a ribbed surface.
  • the present invention finds particular application in the field of cryogenic gas separation, in particular cryogenic air separation (known by the acronym "ASU" for air separation unit) used for the production of oxygen gas under pressure.
  • cryogenic air separation known by the acronym "ASU” for air separation unit
  • the present invention can be applied to a heat exchanger which vaporizes a refrigerant fluid, for example liquid oxygen, by heat exchange with a calorigenic fluid, for example gaseous nitrogen.
  • the heat exchanger is located in the bottom of a distillation column, it can constitute a vaporizer-condenser operating as a thermosiphon for which the exchanger is immersed in a bath of liquid oxygen descending the column or a vaporizer operating in falling film vaporization fed directly by the liquid falling from the column and/or by a recirculation pump.
  • the present invention can also be applied to a heat exchanger which vaporizes at least one flow of liquid-gas mixture, in particular a flow of mixture with several constituents, for example a mixture of hydrocarbons, by heat exchange with at least another fluid, for example natural gas.
  • the present invention can also find application in the field of hydrogen liquefaction.
  • the invention can be applied to a heat exchanger, in particular a catalytic exchanger, in which a flow of gaseous hydrogen is cooled, or even liquefied in whole or in part, by heat exchange with a flow of refrigerant as well as the cooling and/or liquefaction process implementing said exchanger.
  • exchangers The technology commonly used for an exchanger is that of aluminum exchangers with plates and brazed fins or waves, which make it possible to obtain very compact devices offering a large exchange surface.
  • These exchangers comprise separator plates, a stack of passages for the different fluids to be placed in a heat exchange relationship.
  • Heat exchange structures generally corrugated structures or waves formed by a succession of fins or wave legs, are inserted between the plates, delimiting in the passages of the channels in which the fluids flow and forming surfaces additional heat exchange.
  • part of the apparatus is devoted to the distribution of the liquid refrigerant in the vaporization passages.
  • the liquid passes through holes ensuring a primary distribution of the liquid over the entire width of the passage.
  • the liquid thus pre-distributed then flows through waves with a horizontal generator which ensures a finer distribution called secondary in order to distribute the liquid between the channels formed by heat exchange waves with a horizontal generator arranged downstream.
  • the liquid thus approaches these structures by streaming as evenly as possible over all the walls of the passage which is assigned to it, that is to say by forming on these walls a continuous descending film.
  • the gaseous refrigerant enters the exchanger through a supply box and then flows downwards along the condensation passages.
  • the circulating fluid gradually gives up heat to the refrigerant in the adjacent passages, so that the refrigerant vaporizes and the circulating fluid condenses. Consequently, a film of liquid circulating fluid is established on the surface of the exchange structures lining the condensation passages and flows downwards. The flow is said to be in trickling film.
  • the liquid oxygen enters through the bottom of the exchanger body into the vaporization passages and flows there in an upward direction, the gaseous nitrogen entering from the top into the condensation passages and flowing downwards in a dripping film.
  • the performance of an exchanger is linked to the heat exchange coefficient of the heat exchange structures in contact with the fluids.
  • the heat exchange coefficient of a structure depends in particular on the nature of the material constituting it, the porosity of this material, its surface condition and the fluid flow regime.
  • the resistance to heat transfer is substantially proportional to the thickness of the liquid film. According to Nusselt's theory, the resistance to heat transfer varies in power 1/3 of the flow, which leads to a rapid increase in resistance at the locations of the heat exchange structures where the fluid condenses. This results in a reduction in the heat transfer capacity between the fluid to be condensed and the heat exchange structure.
  • the resistance to heat transfer in trickling film vaporization is substantially proportional to the thickness of the liquid film. It is therefore advantageous to drain the maximum liquid flow rate falling towards a reduced part of the exchange surface in order to minimize the thickness of the liquid film on the other part of the exchange surface.
  • corrugated heat exchange structure making it possible to regularly drain the liquid in the corners of the channels formed by the waves.
  • the structure comprises perforations, slots or reliefs arranged on the height of the wave legs in order to dry out part of their surface.
  • the object of the present invention is to solve all or part of the problems mentioned above, in particular to propose a heat exchanger of the plate and fin type in which the heat exchange coefficient of the heat exchange structures is increased.
  • the solution according to the invention is then a heat exchanger of the plate and fin type for placing in heat exchange relationship at least one refrigerant fluid and one circulating fluid, said exchanger comprising a plurality of plates arranged parallel to each other and to a longitudinal direction so as to define between said plates a plurality of passages, at least one passage being formed between two adjacent plates and comprising at least one heat exchange structure provided with at least one series of fins, said fins extending parallel to the longitudinal direction and succeeding each other in a lateral direction which is orthogonal to the longitudinal direction and parallel to the plates, so that the fins define within the passage channels adapted for the flow of the refrigerant fluid or of the circulating fluid parallel to the longitudinal direction, characterized in that at least one fin has on at least part of its surface a surface texturing under the form of streaks arranged parallel to the longitudinal direction.
  • the exchanger according to the invention may comprise one or more of the technical characteristics given below.
  • the ridges are arranged periodically with a period between 0.1 and 2 mm, preferably between 0.4 and 1 mm.
  • the ridges are straight and continuous.
  • the ridges are arranged such that a ridge is separated from an adjacent ridge by a ridge and has an amplitude, defined as the maximum distance between the bottom of a ridge and the top of a ridge measured orthogonally to the surface of the fin, between 0.1 and 1 mm, preferably between 0.3 and 0.6 mm.
  • the surface texturing is configured so that the heat exchange structure has a heat exchange coefficient increased by a multiplying factor between 2 and 7, preferably between 2 and 5, relative to the heat exchange coefficient d an identical structure free of surface texturing.
  • Said at least one fin has a first surface and a second opposite surface, each forming a side wall of a respective channel, one and/or the other of said first and second surface having a surface texturing on its whole or its almost all.
  • the heat exchange structure is in the form of a corrugated product comprising at least one corrugation with wave crests and wave bases arranged against the plates and alternately connected by fins, said fins thus forming legs of wave and the lateral direction defining a direction of undulation of the heat exchange structure.
  • Said wave crests and/or said wave bases have surface texturing over at least part of their surface.
  • the exchanger comprises an inlet manifold configured to distribute the refrigerant or the circulating fluid in the passages and an outlet manifold configured to evacuate the refrigerant or the circulating fluid from the passages, the inlet manifold being arranged at a level higher than the level of the outlet manifold in the longitudinal direction, so that the refrigerant or the circulating fluid flows in the passages in a downward direction opposite to the direction of the longitudinal direction.
  • the invention relates to a heat exchange structure for a heat exchanger of the plate and fin type, said structure being in the form of a corrugated product comprising a succession of fins alternately connected by wave tops and wave bases, characterized in that said corrugated product is formed from a flat product comprising two opposite faces and at least one surface texturing in the form of a porous structure or reliefs formed on a surface of the product flat, only one of said opposite faces having on all or almost all of said surface texturing.
  • the invention relates to an installation for the separation of air by distillation comprising at least one heat exchanger according to the invention, the installation comprising supply means for distributing in the passages of the exchanger the liquid oxygen as refrigerant and nitrogen gas as circulating fluid.
  • a heat exchanger As seen on [ Fig. 1 ], a heat exchanger according to the invention comprises a set of plates 2 arranged parallel to each other with spacing and thus forming several series of passages 17, 18 of parallelepiped and flat shape for the flow of at least one refrigerant and at least one circulating fluid to be placed in indirect heat exchange relationship via the plates 2.
  • the plates 2 follow one another in a stacking direction y.
  • FIG.1 illustrates one embodiment of a heat exchanger suitable for use in a double column type air distillation plant.
  • a heat exchange takes place between liquid oxygen as refrigerant and gaseous nitrogen as circulating fluid.
  • the exchanger comprises a sealed casing 40 containing a body formed from a set of rectangular plates 2, generally formed from aluminum, which are stacked parallel to each other and parallel to a longitudinal direction z.
  • the plates 4 thus define a plurality of vaporization passages 17 intended for the flow of oxygen and of condensation passages 18 intended for the flow of nitrogen.
  • the fluids flow parallel to the longitudinal direction z.
  • the passages 17, 18 each contain heat exchange structures 1 comprising in this example corrugated aluminum sheets, also exchange waves. These waves can be perforated or not.
  • These exchange structures 1 are preferably of the vertical generatrix type, or so-called “easyway” arrangement.
  • the corrugated exchange structures 1 have, in operation, an overall corrugation direction which is orthogonal to the longitudinal direction z and parallel to the lateral direction x on [ Fig.1 ].
  • the exchange structures 1 can be extended respectively by so-called distribution waves 20, 24 serving to distribute the fluids in the respective passages.
  • distribution waves 20, 24 serving to distribute the fluids in the respective passages.
  • the passages 17 and 18 are closed respectively by horizontal bars 28 and 21.
  • the space located above the plates 2 contains a bath of liquid oxygen 15.
  • the liquid oxygen from the bath 15 flows through orifices 29 drilled along the bars 28 ensuring a primary distribution of the liquid oxygen between all passages 17 for the oxygen and over the entire width of each passage 17, in the direction of the waves 24.
  • the wave strips 24 are generally formed from non-perforated corrugated aluminum sheets of the type with a horizontal generatrix, or so-called “hardway” arrangement. In this case, the wavebands 24 have, in operation, an overall direction of undulation parallel to the longitudinal direction z.
  • the nitrogen gas enters the exchanger through a supply box (not shown) and the distribution waves 20, then flows downwards along the passages 18.
  • the plates 2 are spaced apart by sealing bars which do not completely block the passages 17, 18 but leave inlet and outlet openings.
  • the inlets and outlets of each passage serving for the circulation of the same fluid are joined by manifolds serving for the introduction and the evacuation of the fluid.
  • the longitudinal direction z is vertical when the exchanger is in operation.
  • the refrigerants and calorigens generally flow vertically and in co-current, in the downward direction, that is to say opposite to the direction of the longitudinal direction z on [ Fig. 1 ].
  • the exchanger comprises at least one inlet manifold configured to distribute the refrigerant or the circulating fluid in the passages (17, 18) of the body and at least one outlet manifold configured to evacuate the refrigerant or the circulating fluid passages 17.18.
  • the inlet manifold is arranged at a level higher than the level of the outlet manifold in the longitudinal direction z, so that the refrigerant or the circulating fluid flows in the passages 17, 18 in a downward direction opposite to the direction of the longitudinal direction z.
  • such an arrangement is implemented for the refrigerant and for the circulating fluid.
  • the exchanger according to the invention can be of the vaporizer-condenser type whose vaporization passages are supplied with liquid oxygen under low pressure (typically slightly above atmospheric pressure) collected at the bottom of a column.
  • the oxygen is vaporized by medium pressure nitrogen condensation (typically 5 to 6 bar absolute) circulating in adjacent passages.
  • the medium pressure nitrogen is most often withdrawn in the gaseous state at the top of a medium pressure air distillation column to which the low pressure column mentioned above is connected. After its passage and its at least partial condensation in the vaporizer-condenser, this nitrogen is returned to the medium-pressure column.
  • all or part of the passages of the exchanger 1 are provided with at least one heat exchange structure 1 defining, within the passages, channels 4 for the circulation of the refrigerant or the fluid calorigenic and can take different forms.
  • At least one passage 17 formed between two adjacent plates 2 comprises a heat exchange structure 1 provided with at least one series of fins 123 extending parallel to the longitudinal direction z and succeeding one another in the lateral direction x which is orthogonal to the longitudinal direction z and parallel to the plates 2.
  • the fluid circulating in the passage 17 is in indirect heat exchange relation via a plate 2 which forms a primary exchange surface.
  • the fins 123 form secondary exchange surfaces which make it possible to intensify the exchanges of heat between the fluids, as well as to stiffen the passages of the exchange by playing the role of spacers.
  • the exchange structures 1 of the exchanger are connected by brazing to the plates 2.
  • Structure 1 can have a wavy shape, as shown in [ Fig. 2 ], and comprise wave legs 123 alternately connected by wave tops 121 and wave bases 122. In this case, the wave legs which connect the successive tops and bases of the wave.
  • the structure 1 can also take other particular shapes defined according to the desired fluid flow characteristics. More generally, the term “fins” covers blades or other secondary exchange surfaces thermal, which extend between the primary heat exchange surfaces, that is to say the plates of the exchanger, in the passages of the exchanger.
  • the channels 4 defined between each pair of consecutive fins 123 have a cross section of generally rectangular shape, the fins extending generally parallel to the longitudinal direction z and parallel to the stacking direction y. It is also possible for the fins 123 to form an angle of inclination with the direction y. Note that in the case of channels formed between the wave legs of a corrugated structure, the fins 123 form the side walls of the channels, the upper walls of the channels being formed by wave crests 121 or a plate portion 2 according to the corrugation zone considered and the lower walls of the channels being formed by wave bases 121 or a plate portion 2 according to the corrugation zone considered.
  • heat exchange structure 1 of the corrugated product type it is possible to use the different types of waves usually implemented in exchangers of the plate and fin type, namely straight waves, offset waves partial (of the "serrated” type in English), waves with waves or herringbones (of the "herringbone” type in English), perforated or not.
  • the heat exchange structure 1 has a height h, corresponding substantially to the height of the passage in which it is arranged, of between 3 and 10 mm.
  • the heat exchange structure 1 can have a thickness e of between 0.2 and 0.6 mm.
  • the fins 123 follow one another periodically with a pitch p between two successive fins.
  • the phenomenon of drainage of the liquid 5 flowing in the channels 4 of the vaporization or condensation passages takes place naturally by capillarity.
  • the drainage capacity of the corners is relatively large because the radius r of the menisci varies in power 1/4 of the liquid flow.
  • the channel 4 comprises relatively little liquid.
  • the liquid is mainly located in the corners by capillarity but wets the entire surface.
  • ridges furrows, or grooves, parallel to each other which mark a surface. It being understood that a surface texturing 23 according to the invention can just as easily be produced in the surfaces of the material constituting the exchange structures as it can be deposited there, that is to say result from an addition of additional material on structural surfaces. In particular, the ridges may result from removal of material from the surface of the structure.
  • the grooves can be produced by laser machining, by mechanical machining and/or by chemical machining.
  • the ridges of the texturing 23 make it possible to reduce the thickness of the liquid film on the surface of the fin 123, and consequently the resistance to heat transfer.
  • the ridges consequently lead to an increase in the heat exchange efficiency of the structure.
  • the arrangement of the grooves parallel to the longitudinal direction z that is to say with the same orientation as that of the channels 4, facilitates the flow of the liquid towards the bottom of the exchange structure 1.
  • the streaks form hollows, or valleys, which have the function of draining the liquid by capillarity and locally reducing the thickness of the liquid on the areas of the fin located between the streaks, thus promoting heat transfer at the level of these areas. .
  • [ Fig. 4 ] schematizes a heat exchange structure 1 made in the form of a corrugated product.
  • the ribbed texturing 23 can be performed on a flat product 10 which is subsequently shaped. The production of the grooves is thus facilitated and their arrangement and dimensioning are controlled more precisely.
  • Texturing 23 is formed on at least one of the two faces 10a, 10b of the flat product.
  • the texturing is arranged on the two opposite faces 10a, 10b of the flat product, which makes it possible to maximize the surface of the walls of the channels 4, the heat transfer efficiency of which is increased.
  • the streaks of the texturing zone 23 are rectilinear and continuous, that is to say formed in an uninterrupted manner.
  • the fins 123 have the surface texturing 23 on their two opposite surfaces 123a, 123b, preferably on all or almost all of said surfaces 123a, 123b.
  • the fins 123 between them delimit channels 4 whose side walls, formed by the two fins 123, have surfaces with improved heat exchange performance. It is in fact these zones of the channels 4 which have the main function of ensuring the exchange of heat, the upper and lower walls of the channels having the main function of ensuring the flow of the liquid parallel to the longitudinal direction z.
  • almost all of a surface, a face or an element means a portion representing at least 90%, preferably at least 95%, of more preferably at least 98% of the area of this surface or face or of the total area of this element.
  • At least one structure according to the invention is arranged in several passages, even all or almost all of the passages of the exchanger, in the passages for the circulating fluid and/or in the passages for the fluid refrigerant.
  • the ridges extend vertically in operation.
  • the wave crests 121 and/or the wave bases 122 also have two opposite surfaces, one oriented on the side of the adjacent plate 2 and the other on the side of the inside of the channel 4 delimited between the two fins 123 linked to the wave crest or to the wave base as the case may be.
  • At least the wave base or wave top surface oriented towards the channel 4 has a texturing 23.
  • the fins or wave legs 123 delimit between them a channel 4 whose bottom or top, formed by the surfaces of a wave base or a wave top have internal surfaces with improved heat transfer.
  • the surfaces of the wave bases and/or of the wave crests have the surface texturing 23 on all or almost all of them. It is also possible for the wave base or wave top surfaces oriented towards an adjacent plate 2 to have a texturing 23. This facilitates the preparation of the surface of the exchange structure 1 since it is not necessary to differentiate areas with or without texturing.
  • structure 1 is in the form of a single undulation straight wave. It should be noted that the structure 1 can be in the form of a partially offset wave, that is to say comprising a series of undulations which follow one another in the longitudinal direction z and are arranged offset from each other. relative to others in the lateral direction x. According to one possibility, the serration length, that is to say the length of a corrugation measured parallel to the longitudinal direction z, can be between 3 and 10 mm.
  • FIG. 6 schematizes an example of texturing profile 23 in cross section in a plane orthogonal to the longitudinal direction z.
  • the texturing is carried out on at least one surface portion of the material constituting the exchange structure 1.
  • the stripes of texturing 23 are arranged periodically with a period L comprised between 0.1 and 2 mm, preferably comprised between 0.4 and 1 mm.
  • the surface texturing is such that the ratio between the height h of the fin and the period L of the grooves is between 5 and 20, preferably between 5 and 10.
  • Said period is in particular in line with the height of the fins or wave legs. Said period must also ensure good thermal performance: streaks that are too far apart only impact a portion of the heat exchange surface, because the liquid drainage effect only extends over a certain distance on both sides. away from the ridge, while ridges that are too close together do not drain the fluid effectively enough.
  • the streaks must be manufacturable and economically viable.
  • the ridges can be arranged so that a ridge is separated from an adjacent ridge by a ridge and has an amplitude A, defined as the maximum distance between the bottom of a ridge and the top of a ridge, measured orthogonally to the surface of the structure 1, between 0.1 and 1 mm and preferably between 0.3 mm and 0.6 mm.
  • A defined as the maximum distance between the bottom of a ridge and the top of a ridge, measured orthogonally to the surface of the structure 1, between 0.1 and 1 mm and preferably between 0.3 mm and 0.6 mm.
  • the preferential amplitude results from various factors: geometric adequacy with the shape of the exchange structures considered, the thermal performance and the constraints of manufacturing and shaping of the waves.
  • the inventors of the present invention have demonstrated that it was advantageous, in terms of liquid drainage, for the ridges to have an amplitude of the same order of magnitude as the thickness of the film of condensate conventionally forming on a heat exchange structure without implementing the invention.
  • film thicknesses ranging in particular from 50 to 300 ⁇ m could be observed. Making streaks with an amplitude of the same order of magnitude or greater makes it possible to effectively dry the tops of the streaks.
  • period and amplitude values of the value streaks mean values averaged over the texturing surface considered, in particular over the surface of the fin comprising the texturing.
  • the projected surface means the surface projected in a plane parallel to said surface.
  • the surface texturing 23 is configured so that the heat exchange structure has a heat exchange coefficient increased by a multiplying factor between 2 and 7, preferably between 2 and 5, relative to the coefficient of heat exchange of an identical structure free of surface texturing 23.
  • a heat exchange structure 1 according to the invention may have a heat exchange coefficient of between 5 and 30 kW/m2/K. It should be noted that by heat exchange coefficient, or heat transfer coefficient, is meant a coefficient quantifying the flow of energy passing through the heat exchange structure, per unit of surface, volume or length and for a given temperature difference. .
  • the heat transfer coefficient between a fluid and a structure depends on intrinsic parameters, that is to say specific to the exchange structure itself, in particular the density of the wave forming the structure, the thickness of the wave, as well as extrinsic parameters, that is to say specific to the process implemented, in particular the flow rate of the fluids and the temperature difference between the fluids.
  • the heat exchange coefficient can be determined using correlation methods known per se.
  • the heat exchange coefficients of the heat exchange structure with and without texturing 23 are compared with an identical or almost identical method of measurement or theoretical determination, the specific conditions to the exchange process (ie extrinsic parameters) being identical or almost identical.
  • texturing 23 was carried out on an initially flat and relatively smooth plate, the surface of the plate having an arithmetic roughness of 8 ⁇ m, 200 mm long and 100 mm wide.
  • the streaks were formed using a mechanical tool.
  • the streaks had an average period of 1 mm and an average amplitude A of 280 ⁇ m (area called C).
  • the structure presented a developed surface increased by 25% compared to its projected surface.
  • the structure was tested in condensation in a passage where nitrogen gas was introduced at atmospheric pressure (hot condensing fluid) in indirect heat exchange with liquid nitrogen at a lower pressure circulating in an adjacent passage (fluid boiling cold).
  • the pressure of "cold” liquid nitrogen was controlled in order to vary its boiling temperature, and therefore the temperature difference between fluids (the "hot” gaseous nitrogen condensing at its condensation temperature at atmospheric pressure ).
  • the surface heat flux was measured using two independent techniques, the results of which are identical to within 10%.
  • the first technique local, consisted in measuring the transverse temperature gradient established in the plate separating the two fluids to deduce the surface heat flux (knowing the conductivity of the material). The measurement was carried out at different positions, the mean surface flux being calculated from these different measurements.
  • the second technique global, consisted in measuring the flow of condensed nitrogen. To do this, the condensates flowing on the tested plate were collected, for a determined time, in a container graduated in volume in order to determine the volume flow rate, and therefore the heat flux used for condensation (assuming losses negligible thermals).
  • FIG. 7 shows a comparison of the heat exchange coefficients obtained with the grooved exchange structure according to the invention and other exchange structures without grooves, all intrinsic characteristics being otherwise identical.
  • the surface called A is a so-called raw flat surface, with an arithmetic roughness of 8 micrometers. This surface represents the current state of the art, being made of a material typically used for the manufacture of brazed plate and fin heat exchangers, typically aluminum or an aluminum alloy.
  • Surface C is the ribbed surface according to the invention described above. We observe that the performance, in terms of heat exchange coefficient, is approximately three times greater than that of surface A.
  • Curve B is illustrative: surface B presents the same data as surface A, but multiplied by a coefficient equal to the increase in developed surface generated by the grooves of surface C.
  • the comparison of the results obtained with surface C and surface B demonstrates that the increase in performance is not solely due to the increase in developed surface but above all to the realization of the ridges parallel to the longitudinal direction, effectively channeling the liquid.

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  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

L'invention concerne un échangeur à plaques et ailettes pour mettre en relation d'échange thermique au moins un fluide frigorigène et un fluide calorigène, comprenant une pluralité de plaques agencées parallèlement à une direction longitudinale (z) de façon à définir entre lesdites plaques (2) des passages (17, 18), au moins un passage (17, 18) étant formé entre deux plaques (2) adjacentes et comprenant au moins une structure d'échange thermique (1) munie d'au moins une série d'ailettes (123) s'étendant parallèlement à la direction longitudinale (z) et se succédant suivant une direction latérale (x), les ailettes (123) définissant au sein du passage (17, 18) des canaux (4) pour l'écoulement des fluides. Selon l'invention, au moins une ailette (123) présente sur au moins une partie de sa surface une texturation de surface (23) sous la forme de stries agencées parallèlement à la direction longitudinale (z).

Description

  • La présente invention concerne un échangeur de chaleur du type à plaques et ailettes comprenant au moins au moins une structure d'échange thermique à surface striée.
  • La présente invention trouve notamment application dans le domaine de la séparation de gaz par cryogénie, en particulier de la séparation d'air par cryogénie (connue sous l'acronyme anglais « ASU » pour unité de séparation d'air) exploitée pour la production d'oxygène gazeux sous pression. En particulier, la présente invention peut s'appliquer à un échangeur de chaleur qui vaporise un fluide frigorigène, par exemple de l'oxygène liquide, par échange de chaleur avec un fluide calorigène, par exemple de l'azote gazeux.
  • Si l'échangeur de chaleur se trouve dans la cuve d'une colonne de distillation, il peut constituer un vaporiseur-condenseur fonctionnant en thermosiphon pour lequel l'échangeur est immergé dans un bain d'oxygène liquide descendant la colonne ou un vaporiseur fonctionnant en vaporisation à film descendant alimenté directement par le liquide tombant de la colonne et/ou par une pompe de recirculation.
  • La présente invention peut également s'appliquer à un échangeur de chaleur qui vaporise au moins un débit de mélange liquide-gaz, en particulier un débit de mélange à plusieurs constituants, par exemple un mélange d'hydrocarbures, par échange de chaleur avec au moins un autre fluide, par exemple du gaz naturel.
  • La présente invention peut aussi trouver application dans le domaine de la liquéfaction de l'hydrogène. En particulier, l'invention peut s'appliquer à un échangeur de chaleur, en particulier un échangeur catalytique, dans lequel un débit d'hydrogène gazeux est refroidi, voire liquéfié en tout ou partie, par échange de chaleur avec un débit de fluide frigorigène ainsi qu'au procédé de refroidissement et/ou de liquéfaction mettant en œuvre ledit échangeur.
  • La technologie couramment utilisée pour un échangeur est celle des échangeurs en aluminium à plaques et à ailettes ou ondes brasés, qui permettent d'obtenir des dispositifs très compacts offrant une grande surface d'échange. Ces échangeurs comprennent des plaques séparatrices un empilement de passages pour les différents fluides à mettre en relation d'échange thermique. Des structures d'échange thermique, généralement des structures ondulées ou ondes formées d'une succession d'ailettes ou jambes d'onde, sont insérées entre les plaques, délimitant dans les passages des canaux dans lesquels s'écoulent les fluides et formant des surfaces d'échange thermique supplémentaires.
  • Dans le cas des vaporiseurs-condenseurs fonctionnant en vaporisation en film descendant, une partie de l'appareil est consacrée à la distribution du fluide frigorigène liquide dans les passages de vaporisation. En fonctionnement, le liquide passe par des trous assurant une distribution primaire du liquide sur toute la largeur du passage. Le liquide ainsi pré-distribué s'écoule ensuite à travers des ondes à génératrice horizontale qui assure une distribution plus fine dite secondaire en vue de répartir le liquide entre les canaux formés par des ondes d'échange thermique à génératrice horizontale agencés en aval. Le liquide aborde ainsi ces structures en ruisselant de façon la plus homogène possible sur toutes les parois du passage qui lui est affecté, c'est-à-dire en formant sur ces parois un film continu descendant.
  • En même temps, le fluide frigorigène gazeux parvient dans l'échangeur par une boîte d'alimentation puis s'écoule vers le bas le long des passages de condensation. Ce faisant, le fluide calorigène cède progressivement de la chaleur au fluide frigorigène qui se trouve dans les passages adjacents, de sorte que le fluide frigorigène se vaporise et que le fluide calorigène se condense. En conséquence, un film de fluide calorigène liquide s'établit à la surface des structures d'échange garnissant les passages de condensation et s'écoule vers le bas. L'écoulement est dit en film ruisselant.
  • Notons que dans le cas des vaporiseurs-condenseurs fonctionnant en thermosiphon, l'oxygène liquide pénètre par le bas du corps d'échangeur dans les passages de vaporisation et s'y écoule dans un sens ascendant, l'azote gazeux pénétrant par le haut dans les passages de condensation et s'écoulant vers le bas en film ruisselant. Les performances d'un échangeur sont liées au coefficient d'échange thermique des structures d'échange thermique se trouvant en contact avec les fluides. Le coefficient d'échange thermique d'une structure dépend notamment de la nature du matériau la constituant, de la porosité de ce matériau, de son état de surface et du régime d'écoulement des fluides.
  • En condensation en film ruisselant, la résistance au transfert de chaleur est sensiblement proportionnelle à l'épaisseur du film liquide. D'après la théorie de Nusselt, la résistance au transfert de chaleur varie en puissance 1/3 du débit, ce qui conduit à une augmentation rapide de la résistance aux emplacements des structures d'échange thermique où le fluide se condense. Il s'ensuit une diminution de la capacité de transfert de chaleur entre le fluide à condenser et la structure d'échange thermique.
  • On a donc intérêt à drainer le maximum de liquide vers une partie réduite de la surface d'échange afin d'assécher au maximum l'autre partie de ladite surface, tout en essayant de maximiser cette partie de surface asséchée.
  • De la même manière, la résistance au transfert de chaleur en vaporisation en film ruisselant est sensiblement proportionnelle à l'épaisseur de film liquide. On a donc intérêt à drainer le maximum de débit liquide tombant vers une partie réduite de la surface d'échange afin de minimiser l'épaisseur de film liquide sur l'autre partie de la surface d'échange.
  • Pour ce faire, on connait notamment du document FR-A-2834783 une structure d'échange thermique ondulée permettant de drainer régulièrement le liquide dans les coins des canaux formés par les ondes. La structure comprend des perforations, des fentes ou des reliefs agencés sur la hauteur des jambes d'onde afin d'assécher une partie de leur surface.
  • Toutefois, ces solutions ne donnent pas entière satisfaction. En effet, même si l'épaisseur de film liquide est rendue plus importante dans les coins des canaux, il subsiste néanmoins une épaisseur de film liquide sur les jambes d'onde qui limite le coefficient d'échange en condensation ou en vaporisation. De plus, ces solutions sont limitées car elles ne permettent pas d'assécher en totalité la surface des jambes d'onde mais uniquement les parties qui sont situées juste au-dessous des perforations ou reliefs installés dans les canaux. En outre, l'azote liquide qui se condense présente un pouvoir mouillant élevé et recouvre rapidement la surface d'échange.
  • La présente invention a pour but de résoudre en tout ou partie les problèmes mentionnés ci-avant, notamment de proposer un échangeur de chaleur du type à plaques et ailettes dans lequel le coefficient d'échange thermique des structures d'échange thermique est augmenté.
  • La solution selon l'invention est alors un échangeur de chaleur du type à plaques et ailettes pour mettre en relation d'échange thermique au moins un fluide frigorigène et un fluide calorigène, ledit échangeur comprenant une pluralité de plaques agencées parallèlement entre elles et à une direction longitudinale de façon à définir entre lesdites plaques une pluralité de passages, au moins un passage étant formé entre deux plaques adjacentes et comprenant au moins une structure d'échange thermique muni d'au moins une série d'ailettes, lesdites ailettes s'étendant parallèlement à la direction longitudinale et se succédant suivant une direction latérale qui est orthogonale à la direction longitudinale et parallèle aux plaques, de sorte que les ailettes définissent au sein du passage des canaux adaptés pour l'écoulement du fluide frigorigène ou du fluide calorigène parallèlement à la direction longitudinale, caractérisé en ce qu'au moins une ailette présente sur au moins une partie de sa surface une texturation de surface sous la forme de stries agencées parallèlement à la direction longitudinale.
  • Selon le cas, l'échangeur selon l'invention peut comprendre l'une ou plusieurs des caractéristiques techniques données ci-après.
  • Les stries sont agencées périodiquement avec une période comprise entre 0,1 et 2 mm, de préférence comprise entre 0,4 et 1 mm.
  • Les stries sont rectilignes et continues.
  • Les stries sont agencées de sorte qu'une strie est séparée d'une strie adjacente par une crête et présentent une amplitude, définie comme la distance maximale entre le fond d'une strie et le sommet d'une crête mesurée orthogonalement à la surface de l'ailette, comprise entre 0,1 et 1 mm, de préférence entre 0,3 et 0,6 mm.
  • La texturation de surface est formée de sorte qu'elle présente une surface développée supérieure à sa surface projetée, avec Sd=Sp x(1+G), G étant un gain d'augmentation compris entre 1 et 150 %, de préférence entre 20 et 75%.
  • La texturation de surface est configurée de sorte que la structure d'échange thermique présente un coefficient d'échange thermique augmenté d'un facteur multiplicateur compris entre 2 et 7, de préférence entre 2 et 5, par rapport au coefficient d'échange thermique d'une structure identique exempte de texturation de surface.
  • Ladite au moins une ailette présente une première surface et une deuxième surface opposées, chacune formant une paroi latérale d'un canal respectif, l'une et/ou l'autre desdites première et deuxième surface présentant une texturation de surface sur sa totalité ou sa quasi-totalité.
  • La structure d'échange thermique est sous la forme d'un produit ondulé comprenant au moins une ondulation avec des sommets d'onde et des bases d'onde disposés contre les plaques et reliés alternativement par des ailettes, lesdites ailettes formant ainsi des jambes d'onde et la direction latérale définissant une direction d'ondulation de la structure d'échange thermique.
  • Lesdits sommets d'onde et/ou lesdites bases d'onde présente une texturation de surface sur au moins une partie de leur surface.
  • La texturation de surface est appliquée de façon ininterrompue sur la structure d'échange thermique.
  • L'échangeur comprend un collecteur d'entrée configuré pour distribuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène dans des passages et un collecteur de sortie configuré pour évacuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène des passages, le collecteur d'entrée étant agencé à un niveau supérieur au niveau du collecteur de sortie en suivant la direction longitudinale, de sorte que le fluide frigorigène ou le fluide calorigène s'écoule dans les passages dans un sens descendant opposé au sens de la direction longitudinale.
  • En outre, l'invention concerne une structure d'échange thermique pour échangeur de chaleur du type à plaques et ailettes, ladite structure étant sous la forme d'un produit ondulé comprenant une succession d'ailettes reliées alternativement par des sommets d'onde et des bases d'onde, caractérisé en ce que ledit produit ondulé est formé à partir d'un produit plat comprenant deux faces opposées et au moins une texturation de surface sous la forme d'une structure poreuse ou de reliefs formés sur une surface du produit plat, l'une seulement desdites faces opposées présentant sur sa totalité ou sa quasi-totalité ladite texturation de surface.
  • Selon un autre aspect, l'invention concerne une installation de séparation d'air par distillation comprenant au moins un échangeur de chaleur selon l'invention, l'installation comprenant des moyens d'alimentation pour distribuer dans des passages de l'échangeur de l'oxygène liquide en tant que fluide frigorigène et de l'azote gazeux en tant que fluide calorigène.
  • La présente invention va maintenant être mieux comprise grâce à la description qui va suivre, donnée uniquement à titre d'exemple non limitatif et faite en référence aux figures mentionnées ci-après.
    • [Fig.1] est un vue tridimensionnelle partielle d'un échangeur selon un mode de réalisation de l'invention.
    • [Fig.2] est une vue en coupe d'une structure d'échange thermique dans un passage d'échange selon un mode de réalisation de l'invention.
    • [Fig.3] est une vue schématique en coupe de canaux de fluide formés par une onde d'échange selon un mode de réalisation de l'invention.
    • [Fig.4] schématise une structure d'échange thermique selon un autre mode de réalisation de l'invention avant formage.
    • [Fig.5] schématise une structure d'échange thermique selon [Fig. 4] après formage.
    • [Fig.6] schématise partiellement un profil en coupe transversale d'une texturation selon un mode de réalisation de l'invention.
    • [Fig.7] montre des résultats d'essais expérimentaux conduits avec une structure d'échange thermique conforme à l'invention, en comparaison avec une structure d'échange thermique hors invention.
  • Comme on le voit sur [Fig. 1], un échangeur de chaleur selon l'invention comprend un ensemble de plaques 2 disposées parallèlement les unes aux autres avec espacement et formant ainsi plusieurs séries de passages 17, 18 de forme parallélépipédique et plate pour l'écoulement d'au moins un fluide frigorigène et d'au moins un fluide calorigène à mettre en relation d'échange de chaleur indirect via les plaques 2. Les plaques 2 se succèdent suivant une direction d'empilement y.
  • [Fig.1] illustre un mode de réalisation d'un échangeur de chaleur pouvant être utilisé dans une installation de distillation d'air du type à double colonne. En fonctionnement, un échange de chaleur s'opère entre de l'oxygène liquide en tant que fluide frigorigène et de l'azote gazeux en tant que fluide calorigène.
  • L'échangeur comporte une enveloppe étanche 40 contenant corps formé d'un ensemble de plaques 2 rectangulaires, généralement formées d'aluminium, qui sont empilées parallèlement les unes aux autres et parallèlement à une direction longitudinale z. Les plaques 4 définissent ainsi une pluralité de passages de vaporisation 17 destinés à l'écoulement de l'oxygène et de passages de condensation 18 déstinés à l'écoulement de l'azote. Les fluides s'écoulent parallèlement à la direction longitudinale z.
  • Sur la majeure partie de leur hauteur, les passages 17, 18 contiennent chacun des structures d'échange thermique 1 comprenant dans cet exemple des tôles d'aluminium ondulées, également ondes d'échange. Ces ondes peuvent être perforées ou non. Ces structures d'échange 1 sont de préférence du type à génératrice verticale, ou disposition dite « easyway ». Dans ce cas, les structures d'échange ondulée 1 présentent, en fonctionnement, une direction globale d'ondulation qui est orthogonale à la direction longitudinale z et parallèle à la direction latérale x sur [Fig.1].
  • A l'extrémité supérieure des passages 17, 18, les structures d'échange 1 peuvent être prolongées respectivement par des ondes dite de distribution 20, 24 servant à répartir les fluides dans les passages respectifs. Au-dessus, les passages 17 et 18 sont fermés respectivement par des barres horizontales 28 et 21.
  • L'espace situé au-dessus des plaques 2 renferme un bain d'oxygène liquide 15. L'oxygène liquide du bain 15 s'écoule par des orifices 29 percés le long des barres 28 assurant une distribution primaire de l'oxygène liquide entre tous les passages 17 pour l'oxygène et sur toute la largeur de chaque passage 17, en direction des ondes 24. Les bandes d'ondes 24 sont généralement formées de tôles d'aluminium ondulées non perforées du type à génératrice horizontale, ou disposition dite « hardway ». Dans ce cas, les bandes d'ondes 24 présentent, en fonctionnement, une direction globale d'ondulation parallèle à la direction longitudinale z. En même temps, l'azote gazeux parvient dans l'échangeur par une boîte d'alimentation (non illustrée) et les ondes de distribution 20, puis s'écoule vers le bas le long des passages 18.
  • Les plaques 2 sont espacées entre elles par des barres d'étanchéité qui n'obturent pas complètement les passages 17, 18 mais laissent des ouvertures d'entrée et de sortie. Les entrées et sorties de chaque passage servant à la circulation d'un même fluide sont réunies par des collecteurs servant à l'introduction et à l'évacuation du fluide. De préférence, la direction longitudinale z est verticale lorsque l'échangeur est en fonctionnement. Les fluides frigorigènes et calorigènes s'écoulent globalement verticalement et à co-courant, dans le sens descendant, c'est-à-dire opposé au sens de la direction longitudinale z sur [Fig. 1]. Avantageusement, l'échangeur comprend au moins un collecteur d'entrée configuré pour distribuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène dans des passages (17, 18) du corps et au moins un collecteur de sortie configuré pour évacuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène des passages 17,18. Le collecteur d'entrée est agencé à un niveau supérieur au niveau du collecteur de sortie en suivant la direction longitudinale z, de sorte que le fluide frigorigène ou le fluide calorigène s'écoule dans les passages 17, 18 dans un sens descendant opposé au sens de la direction longitudinale z. De préférence, un tel agencement est mis en oeuvre pour le fluide frigorigène et pour le fluide calorigène.
  • C'est plus spécifiquement dans le cadre de l'exemple de [Fig. 1] que l'invention sera décrite par la suite, étant entendu que son application peut être envisagée dans d'autres contextes et selon d'autres variantes ou modes de réalisation à la portée de l'homme du métier, sans sortir du cadre de l'invention. Ainsi, d'autres directions et sens d'écoulement des fluides sont envisageables, sans sortir du cadre de la présente invention. Par exemple, on pourra envisager une circulation des fluides à contre-courant dans l'échangeur. Un ou plusieurs fluides frigorigènes et un ou plusieurs fluides calorigènes de natures différentes peuvent aussi s'écouler au sein des passages 17, 18 d'un même échangeur. Il est aussi envisageable que les structures d'échange thermique de l'échangeur présentent des directions, dimensions et/ou formes d'ondulation différentes de celles des modes de réalisation décrits dans la présente demande.
  • En particulier, l'échangeur selon l'invention peut être du type vaporiseur-condenseur dont les passages de vaporisation sont alimentés en oxygène liquide sous basse pression (typiquement légèrement supérieure à la pression atmosphérique) recueilli en bas d'une colonne. L'oxygène est vaporisé par condensation d'azote moyenne pression (typiquement de 5 à 6 bars absolus) circulant dans des passages adjacents. L'azote moyenne pression est le plus souvent prélevé à l'état gazeux en tête d'une colonne de distillation d'air à moyenne pression à laquelle la colonne basse pression citée ci-dessus est connectée. Après son passage et sa condensation au moins partielle dans le vaporiseur-condenseur, cet azote est renvoyé dans la colonne moyenne pression.
  • Dans le cadre de l'invention, tout ou partie des passages de l'échangeur 1 sont pourvus d'au moins une structure d'échange thermique 1 définissant, au sein des passages, des canaux 4 pour la circulation du fluide frigorigène ou du fluide calorigène et pouvant revêtir différentes formes.
  • Comme montré sur [Fig. 2], au moins un passage 17 formé entre deux plaques 2 adjacentes comprend une structure d'échange thermique 1 muni d'au moins une série d'ailettes 123 s'étendant parallèlement à la direction longitudinale z et se succédant suivant la direction latérale x qui est orthogonale à la direction longitudinale z et parallèle aux plaques 2. En fonctionnement, le fluide circulant dans le passage 17 est en relation d'échange de chaleur indirect via une plaque 2 qui forme une surface d'échange primaire. Les ailettes 123 forment des surfaces d'échange secondaires qui permettent d'intensifier les échanges de chaleur entre les fluides, ainsi que de rigidifier les passages de l'échange en jouant le rôle d'entretoises. Les structures d'échange 1 de l'échangeur sont liés par brasage aux plaques 2.
  • La structure 1 peut avoir une forme ondulée, comme montré sur [Fig. 2], et comprendre des jambes d'onde 123 reliées alternativement par des sommets d'onde 121 et des bases d'onde 122. Dans ce cas, on appelle « ailettes » les jambes d'onde qui relient les sommets et les bases successifs de l'onde.
  • La structure 1 peuvent aussi revêtir d'autres formes particulières définies selon les caractéristiques d'écoulement de fluide souhaitées. De manière plus générale, le terme « ailettes » couvre des lames ou autres surfaces secondaires d'échange thermique, qui s'étendent entre les surfaces primaires d'échange thermique, c'est-à-dire les plaques de l'échangeur, dans les passages de l'échangeur.
  • Dans le mode de réalisation selon [Fig. 2], les canaux 4 définis entre chaque paire d'ailettes 123 consécutives ont une section transversale de forme globale rectangulaire, les ailettes s'étendant globalement parallèlement à la direction longitudinale z et parallèlement à la direction d'empilement y. Il est aussi envisageable que les ailettes 123 forment un angle d'inclinaison avec la direction y. Notons que dans le cas de canaux formés entre les jambes d'onde d'une structure ondulée, les ailettes 123 forment des parois latérales des canaux, les parois supérieures des canaux étant formée par des sommets d'onde 121 ou une portion de plaque 2 selon la zone d'ondulation considérée et les parois inférieures des canaux étant formées par des bases d'onde 121 ou une portion de plaque 2 selon la zone d'ondulation considérée. Notons qu'en tant que structure d'échange thermique 1 du type produit ondulé, on pourra utiliser les différents types d'ondes mis en œuvre habituellement dans les échangeurs du type à plaques et ailettes, à savoir les ondes droites, les ondes à décalage partiel (du type « serrated » en anglais), les ondes à vagues ou arêtes de hareng (du type « herringbone » en anglais), perforées ou non.
  • De préférence, la structure d'échange thermique 1 présente une hauteur h, correspondant sensiblement à la hauteur du passage dans lequel elle est agencée, comprise entre 3 et 10 mm. La structure d'échange thermique 1 peut avoir une épaisseur e comprise entre 0,2 et 0,6 mm. Les ailettes 123 se succèdent périodiquement avec un pas p entre deux ailettes successives. La densité d'ailettes n, i.e. In nombre d'ailettes par unité de longueur, exprimé par la relation n=1/p, peut être compris entre 150 et 1200 ailettes par mètre. Dans le cas d'une onde perforée, le taux de perforation de l'onde peut éventuellement être compris entre 1 et 10%.
  • Comme représenté schématiquement sur [Fig. 3], le phénomène de drainage du liquide 5 s'écoulant dans les canaux 4 des passages de vaporisation ou de condensation a lieu naturellement par capillarité. Le liquide 5 capté par capillarité dans les coins des canaux et s'écoule en ménisque. La capacité de drainage des coins est relativement grande car le rayon r des ménisques varie en puissance 1/4 du débit liquide.
  • Cependant, même si l'épaisseur de liquide est nettement plus importante dans les coins des canaux, il existe une épaisseur de film liquide sur les ailettes 123 qui limite le coefficient d'échange thermique de la structure 1. A droite, le canal 4 comprend relativement peu de liquide. Le liquide se situe principalement dans les coins par capillarité mais mouille toute la surface. Lorsque la quantité de liquide augmente, comme montré sur le canal 4 de gauche, l'épaisseur de liquide augmente, ce qui dégrade encore la capacité d'échange thermique de la structure 1.
  • Pour remédier à cela, on agence dans un ou plusieurs passages de l'échangeur selon l'invention au moins une structure d'échange 1 comprenant au moins une ailette 123 qui présente sur au moins une partie de sa surface une texturation de surface 23 sous la forme de stries agencées parallèlement à la direction longitudinale z.
  • Par le terme « stries », on entend des sillons, ou rainures, parallèles les uns aux autres qui marquent une surface. Etant entendu qu'une texturation de surface 23 selon l'invention peut aussi bien être réalisée dans les surfaces du matériau constitutif des structures d'échange qu'y être déposée, c'est-à-dire résulter d'un apport de matière supplémentaire sur les surfaces des structures. En particulier, les stries peuvent résulter d'un enlèvement de matière à la surface de la structure. Le stries peuvent être réalisés par usinage laser, par usinage mécanique et/ou par usinage chimique.
  • Les stries de la texturation 23 permettent de diminuer l'épaisseur du film liquide sur la surface de l'ailette 123, et par conséquent la résistance au transfert de chaleur. Les stries conduisent, en conséquence, à une augmentation de l'efficacité d'échange thermique de la structure. L'agencement des stries parallèlement à la direction longitudinale z, c'est-à-dire avec la même orientation que celle des canaux 4, facilite l'écoulement du liquide vers le bas de la structure d'échange 1. Ainsi les stries ne font pas obstacle à l'écoulement du fluide circulant dans les canaux 4 de la structure et assurent une fonction de guides de fluide. Les stries forment des creux, ou vallées, qui ont pour fonction de drainer le liquide par capillarité et de diminuer localement l'épaisseur de liquide sur les zones de l'ailette situées entre les stries, favorisant ainsi le transfert thermique au niveau de ces zones.
  • [Fig. 4] schématise une structure d'échange thermique 1 réalisée sous la forme d'un produit ondulé. Comme on le voit sur [Fig. 5], la texturation 23 striée peut être réalisée sur un produit plat 10 qui est mis en forme par la suite. La réalisation des stries est ainsi facilitée et leur agencement et dimensionnement sont contrôlés de façon plus précise. La texturation 23 est formée sur au moins une des deux faces 10a, 10b du produit plat. De préférence, la texturation est agencée sur les deux faces opposées 10a, 10b du produit plat, ce qui permet de maximiser la surface de parois des canaux 4 dont l'efficacité de transfert thermique est augmentée.
  • Avantageusement, les stries de la zone texturation 23 sont rectilignes et continues, c'est-à-dire formées de façon ininterrompue. Avantageusement, les ailettes 123 présente la texturation de surface 23 sur leur deux surfaces opposées 123a, 123b, de préférence sur la totalité ou la quasi-totalité desdites surfaces 123a, 123b. Ainsi, les ailettes 123 délimitent entre elles des canaux 4 dont les parois latérales, formées par les deux ailettes 123, présente des surfaces à performances d'échange thermique améliorées. Ce sont en effet ces zones des canaux 4 qui ont pour fonction principale d'assurer l'échange de chaleur, les parois supérieures et inférieures des canaux ayant pour fonction principale d'assurer l'écoulement du liquide parallèlement à la direction longitudinale z.
  • A noter que dans le cadre de la présente invention, la quasi-totalité d'une surface, d'une face ou d'un élément s'entend d'une portion représentant au moins 90%, de préférence au moins 95%, de préférence encore au moins 98% de la superficie de cette surface ou face ou de la superficie totale de cet élément.
  • Notons que de préférence, au moins une structure selon l'invention est agencée dans plusieurs passages, voire la totalité ou la quasi-totalité des passages de l'échangeur, dans les passages pour le fluide calorigène et/ou dans les passages pour le fluide frigorigène.
  • De préférences les stries s'étendent verticalement en fonctionnement.
  • De préférence, dans le cas d'un produit ondulé 1, les sommet d'ondes 121 et/ou les bases d'onde 122 présentent également deux surfaces opposées, l'une orientée du côté de la plaque 2 adjacente et l'autre du côté de l'intérieur du canal 4 délimité entre les deux ailettes 123 liées au sommet d'onde ou à la base d'onde selon le cas. Au moins la surface de base d'onde ou de sommet d'onde orientée vers la canal 4 présente une texturation 23. Ainsi, les ailettes ou jambes d'onde 123 délimitent entre elles un canal 4 dont le fond ou le sommet, formé par les surfaces d'une base d'onde ou d'un sommet d'onde présente des surfaces internes à transfert thermique amélioré. De préférence, les surfaces des bases d'onde et/ou des sommets d'onde présentent la texturation de surface 23 sur leur totalité ou quasi-totalité. Il est aussi possible que les surfaces de base d'onde ou de sommet d'onde orientée vers une plaque 2 adjacente présente une texturation 23. Cela facilite la préparation de la surface de la structure d'échange 1 puisqu'il n'est pas nécessaire de différentier des zones avec ou sans texturation.
  • Dans le cas de [Fig.4], la structure 1 est sous la forme d'une onde droite à une seule ondulation. Il est à noter que la structure 1 peut être sous la forme d'une onde à décalage partiel, c'est-à-dire comprenant une série d'ondulations qui se succèdent suivant la direction longitudinale z et sont agencées en décalage les unes par rapport aux autres dans la direction latérale x. Selon une possibilité, la longueur de serration, c'est-à-dire la longueur d'une ondulation mesurée parallèlement à la direction longitudinale z, peut être comprise entre 3 et 10 mm.
  • [Fig. 6] schématise un exemple de profil de texturation 23 en coupe transversale dans un plan orthogonal à la direction longitudinale z. La texturation est réalisée sur au moins une portion de surface du matériau constitutif de la structure d'échange 1.
  • De préférence, les stries de la texturation 23 sont agencées périodiquement avec une période L comprise entre 0,1 et 2 mm, de préférence comprise entre 0,4 et 1 mm. De préférence, la texturation de surface est telle que le rapport entre la hauteur h de l'ailette et la période L des stries est compris entre 5 et 20, de préférence entre 5 et 10. Plusieurs facteurs peuvent interviennent dans la détermination de la période L. Ladite période est notamment en adéquation avec la hauteur des ailettes ou jambes d'onde. Ladite période doit aussi assurer une bonne performance thermique : des stries trop espacées n'impactent qu'une portion de la surface d'échange, car l'effet de drainage du liquide ne s'étend que sur une certaine distance de part et d'autre de la strie, alors que des stries trop rapprochées ne drainent pas le liquide assez efficacement. Enfin, les stries doivent être fabricables et économiquement viables. Les stries peuvent être agencées de sorte qu'une strie est séparée d'une strie adjacente par une crête et présentent une amplitude A, définie comme la distance maximale entre le fond d'une strie et le sommet d'une crête, mesurée orthogonalement à la surface de la structure 1, comprise entre 0,1 et 1 mm et préférentiellement entre 0.3 mm et 0.6 mm. Comme la période, l'amplitude préférentielle découle de différents facteurs : adéquation géométrique avec la forme des structures d'échange considérées, la performance thermique et les contraintes de fabrication et de mise en forme des ondes. En outre, les inventeurs de la présente invention ont mis en évidence qu'il était avantageux, en termes de drainage du liquide, que les stries aient une amplitude du même ordre de grandeur que l'épaisseur du film de condensat se formant classiquement sur une structure d'échange thermique sans mise en œuvre de l'invention. Ainsi, selon les paramètres des structures et des fluides en relation d'échange, des épaisseurs de film allant notamment de 50 à 300 µm ont pu être observées. Réaliser des stries d'une amplitude du même ordre de grandeur ou supérieure permet d'assécher efficacement les sommets des stries.
  • Il est à noter que les valeurs de période et d'amplitude des stries valeurs s'entendent de valeurs moyennées sur la surface de texturation considérée, notamment sur la surface de l'ailette comprenant la texturation.
  • De préférence, la texturation de surface 23 est formée de sorte qu'elle présente une surface développée Sd supérieure à sa surface projetée Sp, avec Sd=Sp x(1+G), G étant un gain d'augmentation compris entre 1 et 150 %, de préférence entre 20 et 75%. La surface projetée s'entend de la surface projetée dans un plan parallèle à ladite surface.
  • Avantageusement, la texturation de surface 23 est configurée de sorte que la structure d'échange thermique présente un coefficient d'échange thermique augmenté d'un facteur multiplicateur compris entre 2 et 7, de préférence entre 2 et 5, par rapport au coefficient d'échange thermique d'une structure identique exempte de texturation de surface 23. De préférence, une structure d'échange thermique 1 selon l'invention peut présenter un coefficient d'échange thermique compris entre 5 et 30 kW/m2/K. Notons que par coefficient d'échange thermique, ou coefficient de transfert thermique, on entend un coefficient quantifiant le flux d'énergie traversant la structure d'échange thermique, par unité de surface, de volume ou de longueur et pour un écart de température donné.
  • On peut définir de la manière suivante le coefficient d'échange thermique (dans ce cas pour un transfert thermique surfacique) : h = ΔQ A . ΔT . Δt
    Figure imgb0001
  • Avec :
    • h : coefficient d'échange thermique, exprimé en watts par mètre carré-kelvin (W·m-2·K-1),
    • ΔQ : énergie transférée en joules (J),
    • A : surface d'échange en mètres carrés (m2),
    • ΔT: différence de température entre la paroi considérée et le fluide en degrés Kelvins ou en degrés Celsius (K ou °C),
    • Δt: intervalle de temps en secondes (s).
  • Le coefficient de transfert thermique entre un fluide et une structure dépend de paramètres intrinsèques, c'est-à-dire propres à la structure d'échange elle-même, notamment la densité de l'onde formant la structure, l'épaisseur de l'onde, ainsi que de paramètres extrinsèques, c'est-à-dire propres au procédé mis en œuvre, notamment débit des fluides et différence de température entre les fluides. La détermination du coefficient de transfert thermique se fait à l'aide du nombre de Nusselt (Nu) via la relation suivante : Nu = h . L c k
    Figure imgb0002
  • Avec :
    • H : coefficient de transfert thermique,
    • Lc : longueur caractéristique,
    • K : conductivité thermique du fluide.
  • De nombreuses corrélations empiriques fournissent une équation pour calculer le nombre de Nusselt d'où il est possible d'extraire le coefficient de transfert thermique.
  • En particulier, le coefficient d'échange thermique d'une structure peut être déterminé, dans les cas de fluide monophasique liquide et gaz, par le nombre de Nusselt calculé à partir de la relation ci-dessous: Nu = CjRePr 1 / 3
    Figure imgb0003
  • Avec :
    • Nu : Nombre de Nusselt
    • Cj : Facteur de Colburn
    • Re : Nombre de Reynolds
    • Pr : Nombre de Prandtl
  • S'agissant du cas diphasique liquide-gaz, le coefficient d'échange thermique peut être déterminé à l'aide de méthodes de corrélations connues en soi.
  • Dans le cadre de l'invention, les coefficients d'échange thermique de la structure d'échange thermique avec et sans texturation 23 sont comparés à méthode de mesure ou de détermination théorique identiques ou quasi-identiques, les conditions propres au procédé d'échange (i. e. paramètres extrinsèques) étant identiques ou quasi-identiques.
    • Exemples
  • Afin de démontrer l'augmentation du transfert thermique obtenu grâce à une structure d'échange thermique à texturation selon l'invention, on a réalisé une texturation 23 sur une plaque initialement plane et relativement lisse, la surface de la plaque présentant une rugosité arithmétique de 8 µm, d'une longueur de 200 mm et d'une largeur de 100 mm. Les stries étaient formées à l'aide d'un outil mécanique. Les stries présentaient une période moyenne de 1 mm et une amplitude moyenne A de 280 µm (surface dénommée C). La structure présentait une surface développée augmentée de 25% par rapport à sa surface projetée.
  • La structure a été testée en condensation dans un passage où était introduit de l'azote gazeux à la pression atmosphérique (fluide chaud se condensant) en échange de chaleur indirect avec de l'azote liquide à une pression inférieure circulant dans un passage adjacent (fluide froid en ébullition). La pression de l'azote liquide « froid » était contrôlée afin de faire varier sa température d'ébullition, et donc l'écart de température entre fluides (l'azote gazeux « chaud » se condensant à sa température de condensation à la pression atmosphérique).
  • Le flux de chaleur surfacique était mesuré à l'aide de deux techniques indépendantes, et dont les résultats sont identiques à 10% près. La première technique, locale, consistait à mesurer le gradient de température transverse établit dans la plaque séparant les deux fluides pour en déduire le flux de chaleur surfacique (connaissant la conductivité du matériau). La mesure était réalisée à différentes positions, le flux surfacique moyen étant calculé à partir de ces différentes mesures. La seconde technique, globale, consistait à mesurer le débit d'azote condensé. Pour ce faire, les condensats s'écoulant sur la plaque testée étaient recueillis, pendant un temps déterminé, dans un récipient gradué en volume afin d'en déterminer le débit volumique, et donc le flux thermique servant à la condensation (en supposant des pertes thermiques négligeables).
  • Dans cette expérience, ce ne sont pas uniquement les températures des fluides qui sont mesurées, mais également la température de la paroi qui sépare les deux fluides. Cela permet de déterminer, à partir du flux thermique, le coefficient d'échange thermique en condensation indépendamment du coefficient d'échange thermique en ébullition et de la résistance thermique de la paroi. C'est essentiel pour jauger de l'efficacité des textures proposées. En l'absence de ces mesures de températures intermédiaires, seul un coefficient d'échange thermique global, incluant ces différents éléments en série, est accessible. Sur la figure, c'est donc bien le coefficient d'échange thermique en condensation qui est représenté. Il est tracé en fonction de l'écart de température correspondant, noté ΔT, qui est la différence de température entre la surface de la paroi séparant les fluides, côté condensation, et la température de rosée de l'azote gazeux à la pression atmosphérique. Etant entendu qu'il s'agit d'un coefficient d'échange thermique moyen.
  • [Fig. 7] montre un comparatif des coefficients d'échange thermique obtenus avec la structure d'échange à stries selon l'invention et d'autres structures d'échange sans strie, toutes caractéristiques intrinsèques étant identiques par ailleurs. La surface dénommée A est une surface plane dite brute, avec une rugosité arithmétique de 8 micromètres. Cette surface représente l'état de l'art actuel, étant constitué d'un matériau utilisé typiquement pour la fabrication des échangeurs de chaleur à plaque et ailette brasés, typiquement de l'aluminium ou un alliage d'aluminium. La surface C est la surface striée selon l'invention décrite plus haut. On observe que la performance, en terme de coefficient d'échange thermique, est environ trois fois supérieure à celle de la surface A. La courbe B est illustrative : la surface B présente les mêmes données que la surface A, mais multipliées par un coefficient égal à l'accroissement de surface développée généré par les stries de la surface C. La comparaison des résultats obtenus avec la surface C et la surface B démontre que l'accroissement de performance n'est pas uniquement dû à l'accroissement de surface développée mais surtout à la réalisation des stries parallèlement à la direction longitudinale, canalisant efficacement le liquide.

Claims (13)

  1. Echangeur de chaleur du type à plaques et ailettes pour mettre en relation d'échange thermique au moins un fluide frigorigène et un fluide calorigène, ledit échangeur comprenant une pluralité de plaques agencées parallèlement entre elles et à une direction longitudinale (z) de façon à définir entre lesdites plaques (2) une pluralité de passages (17, 18), au moins un passage (17, 18) étant formé entre deux plaques (2) adjacentes et comprenant au moins une structure d'échange thermique (1) munie d'au moins une série d'ailettes (123), lesdites ailettes (123) s'étendant parallèlement à la direction longitudinale (z) et se succédant suivant une direction latérale (x) qui est orthogonale à la direction longitudinale (z) et parallèle aux plaques (2), de sorte que les ailettes (123) définissent au sein du passage (17, 18) des canaux (4) adaptés pour l'écoulement du fluide frigorigène ou du fluide calorigène parallèlement à la direction longitudinale (z), caractérisé en ce qu'au moins une ailette (123) présente sur au moins une partie de sa surface une texturation de surface (23) sous la forme de stries agencées parallèlement à la direction longitudinale (z).
  2. Echangeur selon la revendication 1, caractérisé en ce que les stries sont agencées périodiquement avec une période comprise entre 0,1 et 2 mm, de préférence comprise entre 0,4 et 1 mm.
  3. Echangeur selon la revendication 2, caractérisé en ce que la texturation de surface (23) est telle que le rapport entre la hauteur des ailettes et la période des stries est compris entre 5 et 20, de préférence entre 5 et 10, la hauteur des ailettes étant mesurée orthogonalement aux plaques (2).
  4. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les stries sont rectilignes et continues.
  5. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les stries sont agencées de sorte qu'une strie est séparée d'une strie adjacente par une crête et présentent une amplitude, définie comme la distance maximale entre le fond d'une strie et le sommet d'une crête mesurée orthogonalement à la surface de l'ailette (123), comprise entre 0,1 et 1 mm, de préférence entre 0,3 et 0,6 mm.
  6. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la texturation de surface (23) est formée de sorte qu'elle présente une surface développée (Sd) supérieure à sa surface projetée (Sp), avec Sd=Sp x(1+G), G étant un gain d'augmentation compris entre 1 et 150 %, de préférence entre 20 et 75%.
  7. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que ladite au moins une ailette présente une première surface (123a) et une deuxième surface (123b) opposées, chacune formant une paroi latérale d'un canal (4) respectif, l'une et/ou l'autre desdites première et deuxième surface présentant une texturation de surface (23) sur sa totalité ou sa quasi-totalité.
  8. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la structure d'échange thermique (1) est sous la forme d'un produit ondulé comprenant au moins une ondulation avec des sommets d'onde (121) et des bases d'onde (122) disposés contre les plaques (2) et reliés alternativement par des ailettes (123), lesdites ailettes formant ainsi des jambes d'onde et la direction latérale (x) définissant une direction d'ondulation de la structure d'échange thermique (1).
  9. Echangeur selon la revendication 8, caractérisé en ce que lesdits sommets d'onde (121) et/ou lesdites bases d'onde (122) présente une texturation de surface (23) sur au moins une partie de leur surface.
  10. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la texturation de surface est appliquée de façon ininterrompue sur la structure d'échange thermique (1).
  11. Echangeur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comprend un collecteur d'entrée configuré pour distribuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène dans des passages (17, 18) et un collecteur de sortie configuré pour évacuer le fluide frigorigène ou le fluide calorigène des passages (17,18), le collecteur d'entrée étant agencé à un niveau supérieur au niveau du collecteur de sortie en suivant la direction longitudinale (z), de sorte que le fluide frigorigène ou le fluide calorigène s'écoule dans les passages (17, 18) dans un sens descendant opposé au sens de la direction longitudinale (z).
  12. Installation de séparation d'air par distillation, caractérisée en ce qu'elle comprend au moins un échangeur de chaleur selon l'une des revendications précédentes et en ce que l'installation comprend des moyens d'alimentation pour distribuer dans des passages de l'échangeur de l'oxygène liquide en tant que fluide frigorigène et de l'azote gazeux en tant que fluide calorigène.
  13. Structure d'échange thermique pour échangeur de chaleur du type à plaques et ailettes selon l'une des revendications 1 à 11 ou pour une installation selon la revendication 12, ladite structure étant sous la forme d'un produit ondulé comprenant une succession d'ailettes (123) reliées alternativement par des sommets d'onde (121) et des bases d'onde (122), caractérisé en ce que ledit produit ondulé (10) est formé à partir d'un produit plat (10) comprenant deux faces opposées (10a, 10b) et au moins une texturation de surface (23) sous la forme d'une structure poreuse ou de reliefs formés sur une surface du produit plat, l'une seulement desdites faces opposées présentant sur sa totalité ou sa quasi-totalité ladite texturation de surface (23).
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