Heat Exchangers3 [PDF]

Zitiervorschau

GROUPEMENT «INSTITUT ALGERIEN DU PETROLE, CORPORATE UNIVERSITY» IAP-CU

FORMATION INDUSTRIE Centre des Techniques Appliquées de SKIKDA

SEMINAIRE

Echangeurs de chaleur ANIMATEUR: Mr: A. Mekhnache, R. Cedrati Date: Du 10 au14/06/2005

ECHANGEURS DE CHALEUR

ECHANGEURS DE CHALEURS

Objectif : Ce séminaire vise à apporter des connaissances théoriques sur les échangeurs de chaleur faisceau calandre et à apprendre aux séminaristes la méthode de vérification du bon fonctionnement de l’échangeur par un calcul.

Population concernée : Ce séminaire est destiné aux techniciens supérieur, maîtrise et techniciens intervenant dans le domaine de l’industrie du pétrole.

Durée : 05 (cinq) jours Période : Du 10/ au 14/06/2006 Programme : I.

Rappel de transfert de chaleur

II.

Description des différents échangeurs de chaleurs

III.

Calcule des échangeurs

IV.

Introduction à l’encrassement des échangeurs de chaleur

Animateurs : A. MEKHNACHE & R CEDRATI

i Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

ECHANGEURS DE CHALEUR

Sommaire Chapitre I : Rappel de transfert de chaleur 1. Conduction a. Paroi plane de longueur L b. Parois composites planes (murs composés) c. Parois cylindriques d. Paroi sphérique

1 3 4 5 6 6

2. convection a. Application b. Loi fondamentale de la convection c. Coefficient de transfert de chaleur global U d. Analyse dimensionnelle

6 7 7 9

4. Exemple industriel d’illustration des différents modes de transfert de chaleur

10

5. Exercices Chapitre II : Description des différents échangeurs de chaleur 1. Echangeur double tube 2. Echangeur faisceau et calandre 2.1 Boites de distribution 2.2 La calandre 2.3 Types de fond de calandre 2.4 Plaques tubulaires 2.5 Faisceau 2.6 Chicane 2.7. Déflecteur ou plaque de protection du faisceau 2.8. Assemblage faisceau/calandre 2.9. Choix de l’ordre de passage …

12 13 17 20 25 27 26 28 28 30 32

3. Echangeurs compacts non tubulaires 3.1. Types des échangeurs compacts 3.2. Echangeurs bobinés

33 34

4. Les Aéro-réfrigérants

35

5. Les condenseurs 6. Les rebouilleurs 6.1 Les rebouilleurs noyés 6.2. Les rebouilleurs à niveau liquide (Kettle reboiler) 6.3. Critères de choix des rebouilleurs

43 45 45 46 47

ii Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Chapitre III : Calcule des échangeurs 1. Introduction 2. Etude de transfert de chaleur 2.1. Equation fondamentale 2.2. Différence moyenne de température 2.3. Coefficient de transfert U 2.4. Calcul du coefficient du film interne hi 2.5. Calcul du coefficient du film h0 2.6. Echangeur double tube 2.7. Echangeur faisceau calandre 2.8. Calcul de la vitesse massique transversale Gct 2.9. Température calorique 2.10. Température du tube 2.11. Résistance d’encrassement

48 48 48 48 50 51 53 53 53 54 55 56 56

3. Etude des pertes de charge 3.1 Pertes de charge à l’intérieur des tubes 3.1.1. Echangeur double tube 3.1.2. Echangeur faisceau calandre 3.2. Pertes de charge à l’extérieur des tubes 3.2.1. Echangeur double tube 3.2.2 Echangeurs faisceau calandre 4. Methode de Kern avec exercice d’application

60 60 61 61 62 62 62 63

Chapitre IV : Introduction à l’encrassement des échangeurs 1. Encrassement 2. Types d’encrassement 3. Mécanisme d’encrassement 4. Facteurs affectant l’encrassement 5. Conséquences

69 69 71 72 72

Bibliographie Annexes

iii Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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CHAPITRE I : Rappel de Transfert de Chaleur Introduction: On appelle transfert de chaleur, les processus par lesquels de l'énergie est échangée sous forme de chaleur entre des corps ou des milieux à des températures différentes T1 et T2. La chaleur peut être transmise par conduction, convection ou rayonnement. Bien que les trois processus puissent avoir lieu simultanément, l'un des mécanismes est généralement prépondérant. Par exemple, la chaleur est principalement transmise par conduction à travers les murs en brique d'une maison; l'eau dans une casserole placée sur une cuisinière est surtout chauffée par convection; la Terre reçoit sa chaleur du Soleil en grande partie par rayonnement. a) la conduction. Ce transport de chaleur se produit au sein d'une même phase - au repos ou mobile, mais tranquille (absence de remous) - en présence d'un gradient de température. Le transfert de chaleur résulte d'un transfert d'énergie cinétique d'une molécule à une autre molécule adjacente. Ce mode de transfert est le seul à exister dans un solide opaque. Pour les solides transparents, une partie de l'énergie peut être transmise par rayonnement. Avec les fluides que sont les gaz et les liquides, la convection et le rayonnement peuvent se superposer à la conduction.

b) la convection. Le transfert de chaleur par convection se produit entre deux phases dont l'une est généralement au repos et l'autre en mouvement en présence d'un gradient de température. Par suite de l'existence du transfert de chaleur d'une phase à l'autre, il existe dans la phase mobile des fractions du fluide (ou agrégats) ayant des températures différentes. Le mouvement du fluide peut résulter de la différence de masse volumique due aux différences de températures (on parle alors de convection libre ou naturelle) ou à des moyens purement mécaniques (on parle alors de convection forcée). Lorsqu'un fluide est en écoulement, une partie du transfert de chaleur dans le fluide se fait également par conduction et, dans le cas d'un fluide transparent, un transfert de chaleur par rayonnement peut accompagner les deux transferts précédents.

-1Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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c) le rayonnement. Un point matériel chauffé émet un rayonnement électromagnétique dans toutes les directions situées d'un même côté du plan tangent au point matériel. Lorsque ce rayonnement frappe un corps quelconque, une partie peut être réfléchie, une autre transmise à travers le corps (dit diathermique si tout est transmis), et le reste est quantitativement absorbé sous forme de chaleur. Si on place dans une enceinte deux corps capables d'émettre un rayonnement thermique, il existe entre ces deux corps à températures différent un échange de chaleur dû à l'absorption et à l'émission de ces rayonnements thermiques. Cet échange de chaleur est désigné habituellement sous le nom de rayonnement. Les transferts par rayonnement se poursuivent même lorsque l'équilibre thermique est atteint, mais le débit net de chaleur échangé est nul. Ce type de transport de chaleur est analogue à la propagation de la lumière, et il ne nécessite aucun support matériel, contrairement aux écoulements. Les gaz, les liquides et les solides sont capables d'émettre et d'absorber les rayonnements thermiques. Dans de nombreux problèmes de transformation d'énergie thermique, les trois modes de transfert de chaleur coexisteront mais, généralement, au moins une des trois formes pourra être négligée, ce qui simplifiera le traitement mathématique de l'appareil de transfert. Nous pouvons dire dès à présent, qu'aux températures ordinaires, le transport par rayonnement est négligeable, mais il peut devenir notable et prépondérant lorsque le niveau de température augmente. En outre, signalons que certains transferts thermiques sont accompagnés d'un transfert de matière entre deux phases. Le flux de chaleur transféré en présence d'un changement de phase dépend de la nature et des propriétés physico-chimiques des phases en présence. C'est le cas de l'ébullition, de la condensation, mais aussi des problèmes d'humidification, de séchage, de cristallisation, etc. Dans ce qui suit nous allons présenter, pour les trois types de transport de la chaleur, les lois générales qui les gouvernent. Puis nous traiterons, de manière simple, quelques applications où le mode de transport de chaleur étudié est prédominant. -1Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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1. CONDUCTION : L’échange de chaleur par conduction est défini par la relation de FOURIER (1822) ; la valeur instantanée de la quantité de chaleur transmise dans l’unité de temps est proportionnelle : - à la section plane perpendiculairement traversée par le flux calorifique. - A la conductivité thermique du matériau traversée qui dépend des propriétés physiques de la matière. - Au gradient de température qui est le rapport de la variation de la température à la distance parcourue par le flux calorifique.

P=

dT dQ = − λ .S dL dt

dq :quantité de chaleur dt : temps dT :température dL : épaisseur du matériau traversé par le flux de chaleur S : section traversée par le flux de chaleur Λ : coefficient de conductivité thermique du matériau. On voit que le gradient de température (d T/ d L) ,est négatif dans l’équation ci-dessus :cela signifie que le flux calorifique va du chaud au froid. le signe du gradient est opposé à celui du flux.

-2Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Dans le tableau 1, sont reportées les conductivités de quelques corps solides, liquides et gazeux. D'une façon générale, les métaux sont beaucoup plus conducteurs de chaleur que les substances non métalliques. Les gaz sont plutôt mauvais conducteurs : le caractère isolant de la laine de verre est dû à la présence de l'air emprisonné entre les fibres.

Tableau 1 Matériau

(W/mxK)

Matériau

(W/m/K)

Argent

419

Grès

1,8

Cuivre

386

Verre

0,78

Aluminium

204

Chêne

0,17

Fer (pur)

73

Laine de verre

0,038

Acier Inox

16

Eau

0,556

Mercure

8,2

Air

0,0262

Le calcul intégral permet de généraliser la loi de Fourier à des corps de forme quelconques :

-3Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Exemples d’applications. a- paroi plane de longueur L.

∆T Sλ∆T = L ⎛ L ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ Sλ ⎠ ⎛ L ⎞ R=⎜ ⎟ ⎝ S .λ ⎠ 1 S .λ K= = RTh L

q=

Résistance thermique Conductance thermique

Analogie électrique La loi de fourrier peut être considérée comme complètement analogue à la loi d’Ohm : Thermique ∆T=-(L/λ.S).P loi de fourrier λ Conductivité thermique T température P Puissance thermique L/λ.S Résistance thermique

∆V=R.I σ V I R

électrique Loi d’Ohm Conductance Potentiel électrique Intensité du courant Résistance électrique

b- paroi composite plane (murs composés)

Une paroi peut être composée de plusieurs matériaux différents en contact physique les uns avec les autres sur une surface S. L’épaisseur de la paroi est L et chacun des matériaux à une épaisseur L1, L2, L3,….Ln Telle que L=∑Li Les matériaux constituant la paroi ont des conductivités thermiques qui sont, respectivement λ1, λ2, λ3. T1,T4 températures des deux extrémités en °C Chaque élément de paroi est traversé par le même flux thermique Q=q1=q2=q3=…….qn=cte

-4Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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q1 =

T1 − T 2 ⎛ L1 ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ λ1S ⎠

⎛ L ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ λ .s ⎠

q2 =

T2 −T3 ⎛ L2 ⎞ ⎜⎜ ⎟⎟ ⎝ λ2 S ⎠

C’est la résistance thermique donc

q3 =

q=

T3 −T 4 ⎛ L3 ⎞ ⎜⎜ ⎟⎟ ⎝ λ3 S ⎠

T1 − T 4 (∑RThermique)

c- paroi cylindrique :

L : longueur de la paroi cylindrique re, ri rayons extérieur et intérieur du cylindre T1, T2 températures correspondant respectivement à ri et re

Q=

2 Π L λ (T 1 − T 2 ) r Ln e ri

d- paroi sphérique :

En régime permanent, la formule donnant le flux de chaleur est

Q=

4 Π L λ re ri (T 1 − T 2 ) re − ri

Toujours T1 est supérieure à T2

2. CONVECTION :

Le transfert de chaleur par convection apparaît entre deux phases dont l'une au moins est mobile, en présence d'une différence de température. Le mouvement des phases peut être provoqué par une dégradation d'énergie mécanique, le transfert de chaleur est dit de convection forcée. Le mouvement peut être provoqué par l'existence même du transfert de chaleur par suite de l'apparition dans le milieu d'une -5Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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différence de masse volumique, le transfert de chaleur est dit de convection naturelle ou libre. Dans ce qui suit, nous nous limiterons au transfert de chaleur par convection forcée qui est le mode de transfert de chaleur essentiel pour de nombreux appareils industriels de transfert de l'énergie thermique. a- Applications: -

faire bouillir de l’eau dans une casserole évaporateur, condenseur, échangeur dans un procédé radiateur associe au moteur d’une voiture.

b- Loi fondamentale de la convection :

La convection entre une surface et un fluide est en fait un problème de conduction dans un milieu en mouvement. Les équations à mettre en œuvre sont celles de la mécanique des fluides et celles de la conduction. Toutefois les problèmes de convection thermiques sont trop difficiles pour admettre des solutions mathématiques rigoureuses. En convection naturelle ou en convection forcée, on utilise une forme empirique de loi de Fourrier. Le flux de chaleur transmis par convection entre une surface et un fluide est donné par la relation suivante : QC = h S ( Tp - Tf )

Avec Qc : le flux de chaleur par convection (KCAL/hr) h : coefficient d’échange de chaleur (KCAL/hm2°C) S : surface d’échange (m2) où surface de contact entre le fluide et le solide (Tp-Tf) : différence de température entre la surface du solide Ts et celle du fluide tf. Loin de la surface en (°C). -6Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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hc.S = kc conductance thermique par convection 1/hc.S= RC résistance thermique par convection En fait le problème n’est pas repoussé car il s’avère que h n’est pas constant et que sa détermination n’est pas aisée. On a exprimé h globalement pour l’ensemble de la surface, il s’agit donc d’une valeur moyenne pour le système. En fait h varie localement. D’autre part h varie en fonction: - de la nature du fluide, - des températures en présence (h croit avec T) - de la vitesse de circulation du fluide au voisinage de la plaque ( h augmente avec la vitesse) - de l’orientation de la surface (verticale, horizontale,…) L’étude expérimentale de toutes ces possibilités n’est pas envisageable. On peut donc procéder au cas par cas et essayer un échangeur, un corps de chauffe, etc., pour obtenir de cet appareil un coefficient d’échange valable mais pour uniquement un cas. Heureusement il existe un outil en physique, l’analyse dimensionnelle, qui permet de mettre en évidence que l’on peut regrouper les paramètres qui influent sur un phénomène. Les groupes ainsi formés constituent un nombre de variable beaucoup plus réduit. Pour la convection, nous allons étudier la composition de ces groupes, qui auront la possibilité d’être adimensionnels. Les coefficients de convection de l’air varient largement selon les conditions, en particulier selon son humidité et sa vitesse d’écoulement. Alors que le coefficient de convection naturelle peut varier de 5 à 25 W/m2.0C, le coefficient forcé peut varier entre 10 et 200 W/m2.0C Dans l’eau, le coefficient de convection naturelle est de l’ordre de 20 à 100 W/m2.0C, entre 3000 et 10000 W/m2.0C dans de l’eau en ébullition. Le coefficient de convection relatif à la vapeur d’eau en condensation est de l’ordre de 5000 à 100000 W/m2.0C. toutefois la présence de l’air mélangé à la vapeur peut réduire sensiblement la valeur de h (de 10000 W/m2.0C). c. Coefficient de transfert de chaleur global U : Le coefficient de transfert de chaleur global, U, a été établi en tenant compte de toutes les résistances existant entre le fluide chaud et le fluide froid. La différence de température est celle existant entre le fluide chaud et le fluide froid. Si on reprend l’exemple cité précédemment et qu’on considère maintenant deux fluides, l’un à l’intérieur du tube et l’autre à l’extérieur à différent température T1 et T2 on peut facilement démontrer que :

q=

T1 − T2 = U2* S2* ∆T r2 Ln( ) r1 1 1 + + h1 S1 2πLλ h2 S 2

Où : T1 est la température du fluide 1 T2 est la température du fluide 2 S1 est la surface latérale de l’intérieur du tube S2 est la surface latérale de l’extérieur du tube U2 est le coefficient de transfert de chaleur global se basant sur la surface éxtérieure. D’où : -7Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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r S Ln(r2 / r1 ) 1 1 = 2 + 2 + U 2 r1 h1 h2 2πLλ De la même manière on peut écrire pour U1:

r 1 1 S Ln(r2 / r1 ) = + 1 + 1 U 1 h1 r2 h2 2πλL Il faut noter que le produit : U1S1 = U2S2 d. Analyse dimensionnelle :

Le principe de cette méthode consiste à décrire un phénomène en fonction d’un certain nombre de grandeurs,n, parmi lesquelles certaines,k, sont indépendantes ou fondamentales, les autres ayant leurs variations liées aux variations des premières. Si l’on étudie une fonction implicite du type : f(p,q,r,…) = 0, comportant n variables p,q,r,…l’analyse dimensionnelle démontre qu’il est possible de l’exprimer sous la forme : F(P,Q,R,…) = 0 P, Q, R,… étant des groupements de variables de la forme pα.qβ.rγ. …Ces groupements doivent être adimensionnelles, c’est à dire sans unités. Le nombre de ces groupements n’est pas quelconque, il est égal à la différence entre le nombre de variables, n, et le nombre de grandeurs fondamentales, k, intervenant dans ces variables. Le problème de la convection dépend de 5 nombres adimensionnels : le nombre de Reynolds Re, le nombre de Nusselt Nu, le nombre de Prandtl Pr, le nombre de Grashoff Gr et le nombre de Stanton.

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4. Exemple industriel d’illustration des différents modes de transfert de chaleur : - Dans la chambre de combustion le transfert de chaleur par rayonnement set dominant. - Dans la zone de convection le transfert de chaleur entre la fumée et la surface des tubes se fait par convection. Et c’est le mode le plus dominant. - le transfert de chaleur entre le fluide à l’intérieur et à l’extérieur des tubes se fait à travers la paroi métallique par conduction.

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5. Exercices : Exercice 1 la conduction: Le mur d’un four est composé de deux couches adjacents, la première d’épaisseur 22.86cm est en brique réfractaire (λ=2kcal/hm°C),la deuxième d’épaisseur 12.7cm est en briques isolantes (λ=0.1488kcal/h.m.°c). La température à l’intérieure du four est 1649°C et la conductance par unité de surface à la paroi intérieur du mur est 58.58kcl/hm2°C.la température de l’air ambiant est 25°C et la conductance par unité de surface à la paroi extérieure du mur est 9.764kcal/hm2°C. en négligeant la résistance thermique de joints de maçonnerie,calculer : a) les pertes de chaleur par mètre carrée de surface du mur b) les températures de la surface intérieures c) la température de la surface extérieure Exercice2 : La conduction Une conduite en acier au carbone de diamètre 5.08 cm transporte de la vapeur surchauffée. La conduite est entourée de deux calirifuges : réfractaire et isolant de conductivité thermique 0.1 et 0.072 W/m.°C et d’épaisseur 3.18 et 6.35 cm respectivement. La température ambiante est de 68 °C, alors que celles à la surface intérieure du tube et à la surface extérieure du calirifuge tube sont respectivement de 482 °C et 104°C. a. Estimer les pertes de chaleur ar unité de longueur. b. Calculer la température à l’interface des deux isolants. c. Estimer le coefficient de transfert de chaleur h de l’air ambiant. Exercice 3 : la convection Soit une conduite de 6 pouces (15.24 cm) transportant un fluide. Si la température à la surface extérieure est de 82.2 °C et la température ambiante de 62 °C, a. Déterminer le coefficient de transfert de chaleur convectif, h sachant que le nombre de Nusselt Nu = 0.525*(Gr.Pr)1/4. b. Estimer les pertes par unité de longueur du tube. Les propriétés de l’air à la température moyenne sont : Viscosité, µ = 0.019 cp Masse volumique, ρ = 1.16 Kg/m3 Chaleur spécifique, Cp = 1009 J/Kg.°C Conductivité thermique, λ = 0.0263 W/m.°C Exercice 4: coefficient de transfert de chaleur globale U. a. Estimer le coefficient de transfert de chaleur global d’un tube de condenseur de vapeur. Le tube de diamètre 1 pouce BWG 18 est en acier amirauté (λ = 109 W/m. °C). On estime que h coté vapeur est de 11356 W/m².°C et celui coté eau de mer 10220 W/m².°C. Si on suppose aussi que les coefficient d’encrassement des deux cotés sont équivalents à 11356 W/m².°C chacun. b. Estimer U dans le cas où on suppose que la résistance d’encrassement côté vapeur est nulle. c. Enfin estimer U dans le cas d’un tube propre ou tout simplement U propre (Up).

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Chapitre II : Description des différents échangeurs de chaleur Les échangeurs de chaleur sont des appareils où le transfert de chaleur à basses et moyennes températures se fait sans changement de phase. On distingue : 1 - échangeur double tube : Ces échangeurs sont constitués par des éléments rectilignes de deux tubes concentriques raccordés à leurs extrémités par des coudes. Les divers éléments sont tous assemblés par des raccords à démontage rapide, et le remplacement des tubes est possible. Les problèmes de dilatation thermique et d'étanchéité entre le tube intérieur et le tube extérieur sont résolus par l'utilisation de presse étoupe ou de joint torique. Les tubes sont généralement en acier et les longueurs courantes sont de 3,6 - 4,5 ou 6 m. On utilise également des tubes en verre et en graphite dans des applications particulières.

Ces appareils sont intéressants pour les facilités qu'ils offrent pour le démontage et l'entretien. Ils peuvent fonctionner en contre courant pur, ce qui permet d'obtenir de bons rendements. Par contre, ils présentent les inconvenient suivant : • • •

risque de fuites aux raccords. flexion du tube intérieur si la longueur est importante. surface d'échange faible pour le volume global de l'appareil par suite du rayon minimal des coudes reliant les longueurs droites des tubes.

Ces échangeurs utilisés depuis l'origine, conviennent aux produits sales, pour des débits faibles et des températures et des pressions élevées.

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Principe de circulation Ces échangeurs sont constitués par des éléments rectilignes de deux tubes concentriques, un fluide s’écoule dans le tube intérieur, l’autre dans la section annulaire. L’écoulement se fait soit : • A contre courant • A Courant parallel 2- Echangeur faisceau et calandre

Ce type d'échangeurs est de loin le plus répandu dans les unités de transformations des industries chimiques et pétrochimiques. Un faisceau de tubes est situé à l'intérieur d'une calandre dans laquelle circule le deuxième fluide. Cette conception se retrouve également dans les condenseurs, les rebouilleurs et les fours multitubulaires. Le faisceau est monté en deux plaques en communication avec des boîtes de distribution qui assurent la circulation du fluide à l'intérieur du faisceau en plusieurs passes. Le faisceau muni de chicanes est logé dans une calandre possédant des tubulures d'entrée et de sortie pour le deuxième fluide circulant à l'extérieur des tubes du faisceau selon un chemin imposé par les chicanes. Tous les éléments entrant dans la construction de ces échangeurs ont fait l'objet d'une normalisation, tant par la T.E.M.A. (Tubular Exchangers Manufacturer's Association) que l'A.S.M.E. (American Society of Mechanical Engineers) ou l'A.P.I. (American petroleum institute). Dans les ouvrages généraux consacrés au transfert de chaleur, on trouvera les schémas des principaux types d'échangeurs à faisceau et calandre.

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La calandre est généralement réalisée en acier au carbone et les brides portant les boîtes de distribution et le couvercle sont soudées. Les tubes du faisceau répondent à des spécifications très sévères. Le choix du matériau depend de l’utilisation: • • • •

acier au carbone pour usage courant. laiton amirauté pour les appareils travaillant avec l'eau de mer. aciers alliés pour les produits corrosifs et les températures élevées. aluminium et cuivre pour les très basses températures.

Les tubes sont fixés dans les plaques par mandrinage et la perforation des trous dans les plaques est réalisée selon une disposition normalisée, soit au pas triangle, soit au pas carré. Le pas triangle permet de placer environ 10 % de plus de tubes que le pas carré sur une plaque tubulaire de diamètre donné, mais, en contre partie, la disposition des tubes rend difficile le nettoyage des tubes par insertion de grattoirs. Les chicanes qui permettent d'allonger le chemin du fluide circulant dans la calandre sont souvent constituées par un disque de diamètre légèrement inférieur à celui de la calandre comportant une section libre représentant 20 à 45 % de la section.

Les boîtes de distribution et de retour sont cloisonnées. Ce cloisonnement permet au fluide de traverser successivement plusieurs sections du faisceau, ce qui a pour objet d'accroître la vitesse du fluide et d'augmenter le coefficient de transfert à l'intérieur des tubes. Cette disposition correspond toujours à un nombre pair de passages (ou passes) dans le faisceau.

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Principe de circulation : Comme dans les échangeurs double tube on peut rencontrés les deux modes de circulation contre courant et courant parallèle.

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2.1 Boites de distribution ou chambres de distribution : La chambre de distribution ou boites de distribution permet de distribuer le fluide en vue de réaliser 1, 2, 4,6 ou 8 passes. Le nombre de passe est généralement limité par la perte de charge admissible. Le second facteur limitant est si la différence de température à l’entrée et à la sortie est importante ; pour une différence de 150 °C une seule passe s’impose. 2.1.1 Type A. boite de distribution avec couvercle démontable (channel removable cover) : Le démontage du couvercle plat permet l’inspection et le nettoyage mécanique de l’intérieur des tubes sans débrider les tubulures. Cet avantage est intéressant dans le cas de nettoyage fréquent comme les cas où on utilise le résidu pétrolier ou l’eau de mer qui sont des produits sales. L’inconvénient de ce montage est le risque de fuite à travers les joints (02) surtout à haute pression ou à haute température.

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2.1.2 Type B Chambre de distribution avec fond de fermeture soudé ou bonnet : Le fond peut être elliptique, hémisphérique (1 seule passe) ou tronconique. Le fond elliptique résiste mieux à la pression que le fond plat (type A) et il y a moins de risque de fuite puisqu’on utilise un seule joint. L’inspection et le nettoyage difficile du au fait du démontage des tuyauterie de la chambre de distribution. L’usage de ce type de boite de distribution est réservé aux fluides propres (eau traitée, hydrocarbure léger). Il est souvent associé à un faisceau de tube en U.

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2.1.3 Type C et N : Boite de distribution intégrée à une plaque tubulaire avec couvercle démontable : La chambre de distribution est solidaire de la plaque tubulaire. Deux cas s’imposent : - Chambre de distribution avec faisceau démontable type C. - Chambre de distribution avec faisceau fixe, type N. Type N supprime le joint entre la chambre de distribution et la plaque tubulaire. Type C et N sont associées au fond des calandres L, M, N pour réaliser des échangeurs à plaque tubulaires fixes. Ces échangeurs sont rarement utilisés en raffinage. Ils sont plus adaptés aux industries chimiques et pétrochimiques.

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2.2 La calandre : C’est l’enveloppe métallique entourant le faisceau tubulaire, est généralement construite avec l’acier au carbone.

2.2.1 Type E. Calandre à une passe. (one pass shell) Très couramment utilisée, elle est munie d’une tubulure à chaque extrémité. Dans le cas de grands débits, (ex : gros tonnages de vapeur à condenser), il est nécessaire de réduire la vitesse d’arrivée sur le faisceau pour limiter les risques d’érosion, et de vibration des tubes. Pour ce faire on augmente le diamètre à l’entrée ou bien on installe une dôme de distribution ou un anneau de distribution.

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2.2.2 Type F : Calandre à deux passes avec cloison longitudinale. (Two pass shell with longitudinal baffle) Une cloison longitudinale permet de réaliser deux passes coté calandre. Elle permet de réaliser un contre courant dans le cas de faisceau à deux passes coté tube. L’inconvénient réside dans l’étanchéité entre cloison et calandre et éventuellement la tenue mécanique de la calandre. Il y a risque de problèmes mécaniques dus à la dilatation différentielle des deux cotés de la cloison. Si cette différence est grande, la calandre risque de se déformer en «banane », ce qui entraîne des problèmes de supportage et d’effort sur les tuyauteries. L’échangeur multipasse coté calandre ne se conçoit que si ∆P≤0.3bar et ∆T≤ 100°C.

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2.2.3 Type G et H. L’écoulement du fluide coté calandre est séparé en deux circuits en parallèle. Les cloisons et les déflecteurs sont solidaires du faisceau. Avantages : faibles pertes de charge à condition de ne pas placer des chicanes transversales. La longueur des tubes en acier au carbone est limitée par les standards TEMA à 60 in (152.4 cm). Ces dispositions sont utilisées dans le cas de pertes de charge faible coté calandre (1Mpa ) par exemple, le faire circuler de préférence dans les tubes, pour éviter une trop forte épaisseur de la calandre. 9 Si un fluide est encrassant (par exemple un produit risquant de se polymériser) le faire circuler de préférence dans les tubes, car il est alors possible de nettoyer l’intérieur des tubes sans démonter l’échangeur 9 Fluide le plus corrosif 9 Fluide le moins visqueux 9 Liquide de moins débit volumique 9 En mettant le plus grand débit dans la plus grande section Choix du matériel: 9 S’il y a risque d’encrassement dans les tubes, éviter les tubes en U (difficile à nettoyer mécaniquement) 9 S’il y a risque d’encrassement à l’extérieur des tubes choisir un pas carré plutôt qu’un pas triangulaire et un faisceau tubulaire démontable pour faciliter le nettoyage (le pas carré est préconisé dans l’industrie du raffinage). 9 S’il y a de grands écarts de température entre les deux fluides > 50°C, il est préconisé d’utiliser des échangeurs à tête flottante. 9 Choisir des tubes en U( s’il n’y a pas d’encrassement côté tubes ). 9 S’il y a risque de fuite d’un fluide aux conséquences graves, éviter l’utilisation d’un échangeur a tête flottante dans laquelle l’étanchéité n’est pas parfaite. NB : Ces différents critères peuvent être contradictoires il appartiendra alors à la personne chargée de la conception de trouver le meilleur compromis possible. Si plusieurs solutions sont techniquement possibles, le critère de coût minimal les départagera. 3. Echangeurs compacts non tubulaires :

Comme leur nom l’indique, ce sont des échangeurs de chaleur présentant une grande surface d’échange par unité de volume, environ 700 à 1000m2/m3, alors que l’échangeur tubulaire conventionnel présente une capacité de l’ordre de 100 à 200 m2 /m3. Pour des services équivalents, les échangeurs de chaleur compacts offrent moins de volume et de poids, ont une plus grande efficacité thermique, sont moins chers à qualité de matériau égale Les géométries utilisées favorisent les turbulences et Atténuent le plus souvent les phénomènes d’encrassement, conduisent à de faibles volumes de rétention de fluide limitant les temps de séjour comparativement à l’utilisation d’échangeurs classiques. Compte tenu des r »cents développements technologiques réalisés, ils sont plus utilisés que par le passé dans le domaine du raffinage, de la pétrochimie et du gaz. Tout particulièrement leur compacité apporte des avantages considérables lorsqu’ils doivent être installés sur des installations offshore ou encombrement et poids sont des critères déterminants. . - 32 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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3.1 types des échangeurs compacts : Les échangeurs compacts sont présentés selon la classification suivante : ¾ Echangeur à plaque ¾ Echangeurs à plaque en spirale ¾ Echangeur à plaque circulaire ¾ Echangeur à plaques soudées.

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3.2 Echangeurs bobinés : Ce sont des échangeurs tubulaires de conception spéciale permettant d’installer une grande surface d’échange avec un encombrement réduit. Principe de construction : Le faisceau tubulaire est constitué de tubes enroulés par couches en hélice autour d’un cylindre central appelé noyau ou mandrin. Le sens d’enroulement est généralement inversé pour chaque couche successive. Les couches de tube sont supportées par des cales qui assurent un espacement transversal et longitudinale constant entre les tubes. Les extrémités sont fixées dans des plaques tubulaires avec la possibilité de regrouper les tubes par ensemble affectés à un ou plusieurs fluides. Une calandre cylindrique enveloppe l’ensemble du bobinage, elle est alimentée par un seul fluide circulant à contre- courant par rapport aux fluide côté tube. A l’intérieur de la calandre des dispositifs spéciaux de distribution du fluide peuvent être installés, tels que des plateaux perforés, en particulier en cas d’alimentation diphasique. Afin de diminuer le jeu entre bobinage et calandre, une chemise cylindrique peut être mise en place. Matériaux : Les matériaux de construction de la calandre, du noyau et des tubes sont choisis en fonction des critères de résistance à la corrosion, résistance mécanique à la pression et à la température. NB : ¾ Le matériau des tubes doit être suffisamment ductile pour permettre leur enroulement en hélice ¾ Pour des applications d’échangeurs bobinés à haute température, l’acier inoxydable est utilisé. ¾ Pour des applications d’échangeurs bobinés à basse température « le cas des applications cryogénique », l’aluminium et le plus souvent utilisé, des alliages de cuivre ou aciers inoxydables pouvant également convenir. Avantages : ¾ On peut réaliser avec un seul appareil des échanges thermique différents. ¾ Une grande efficacité thermique en raison de la circulation à contre – courant ¾ Des puissances thermiques requises très importantes (de l’ordre de 100MW) associés à des débits de fluides très élevés (plusieurs centaines de t/h) ¾ Très grandes surfaces d’échange (de l’ordre de 20.000m2) Inconvénients : L’utilisation est limitée en raison des coûts de fabrication très élevés.

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4. Aerorefrigérants : Les aéroréfrigérants utilisent comme fluide réfrigérant l’air froid ambiant qui, après aspiration par des ventilateurs traverse des faisceaux de tubes généralement ailettés a l’intérieur desquels circule un fluide à refroidir ou à condenser. Pour la plupart des aéroréfrigérants des produ its pétrolier les faisceaux sont horizontaux. Ils sont dit à air induit lorsque le ventilateur est placé au dessus du faisceau voir figure ci-dessous ; ils sont dits à air forcé lorsque les ventilateurs sont situés en dessous du faisceau.

4.1 Les faisceaux tubulaires Les faisceaux tubulaires sont constitués de tubes généralement ailetés, de boite de distribution, et de châssis assurant la rigidité de l’ensemble.

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4.1.1 Tubes ailetés et disposition (caractéristiques des tubes) Les tubes nus sont choisis parmi les tubes d’échangeurs normalisés. Le diamètre nominal le plus utilisé est 1 inch BWG14 pour l’acier au carbone, et BWG16 pour l’acier inoxydable. Les longueurs usuelles sont de 20, 24, et 30 ft et des longueurs de 40 et 50 ft, pour certaines unités telles que la liquéfaction des gaz, peuvent être fournies par certains constructeurs. La réfrigération des produits visqueux ou de gaz basses pressions conduit à de faibles coefficients de transfert de chaleur ; ceci justifie la mise en place d’ailettes de refroidissement.

4.1.2. Caractéristiques des ailettes Les ailettes sont enroulées en hélice sur le tube de base. Elles sont fabriquées en aluminium qui est un matériau intéressant par sa ductilité, pour le façonnage et sa très bonne conductivité thermique. Différents modes de fabrication sont utilisés pour réaliser des types d’ailettes adaptés aux conditions de services. - ailettes type L : La forme de L est obtenue par enroulement sous tension d’un feuillard d’aluminium dont une partie constitue le pied de l’ailette par l’ailette voisine. La température maximale d’utilisation est de 120 °C. - Ailettes type double L : Le tube est mieux protégé contre la corrosion atmosphérique due au chevauchement partiel du pied de l’ailette par l’ailette voisine. La température maximale d’utilisation est de 120 à 170 °C. - Ailette type L avec moletage : Un moletage du pied de l’ailette est réalisé simultanément à l’enroulement et améliore le contact ailette-tube. La température maximale d’utilisation est dans la fourchette 175-250 °C. - Ailette extrudés sur tube bimétallique : Elles sont obtenues par extrusion d’un tube en aluminium fretté à froid sur le tube de base. Une bonne résistance à la corrosion atmosphérique est assurée. La fourchette de la température maximale d’utilisation se situe vers 250-300°C. - Ailettes encastrées : L’ailette est encastrée dans une rainure hélicoïdale gravée sur le tube de base. Cela assure un contact de qualité ; par contre la protection contre la corrosion ambiante n’est pas assurée. La température maximale d’utilisation est de 400 °C.

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4.1.3 Disposition des tubes : La disposition des tubes est à pas triangulaire équilatéral droit. Pour des tubes de diamètre nominal 1 in, le diamètre avec ailette est de 21/4 in les pas les plus utilisés sont 21/2 et 25/8 in. 4.2 Boites distribution ou collecteurs : Les boites ou collecteurs permettent d’introduire et de répartir le fluide chaud à l’intérieur des tubes et de récupérer le fluide réfrigéré ou condensé à la sortie. Sauf pour les pour les collecteurs cylindriques, les boites comprennent chacune une plaque tubulaire dans laquelle sont fixés les extrémités des tubes par dudgeonnage ou par soudage. 4.2.1 Boites ou collecteurs à bouchon : C’est le type le plus utilisés et son coût est modéré. Des trous sont aménagés avant en alignement avec les tubes fixés sur la plaque tubulaire. Ils permettent le nettoyage mécanique de l’intérieur des tubes et la condamnation par bouchage d’un tube fuyard en attente d’une opération de maintenance. Des bouchons filetés sont vissés dans trous. Ce type de collecteur peut être utilisé jusqu’à des pressions de 200 bars.

4.2.2 Boites ou collecteurs à couvercle démontable : Pour des fluides encrassant ou corrosifs pour lesquels des vérifications périodiques doivent être effectués fréquemment ; il est plus commode d’utiliser des boites dont chacune des faces avant est munie d’un couvercle démontable. L’étanchéité est assurée par un joint serré par un système de boulonnage réparti sur le périmètre du couvercle. L’utilisation est limitée à 40 bars.

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4.2.3 Collecteurs cylindriques : Il est préconisé pour les pressions supérieures à 200 bars. Le faisceau est constitué de tubes en épingle dont les parties droites sont ailetées. Les extrémités sont soudées sur des bossages solidaires des collecteurs. Le nombre de rangées par collecteur est limité à deux et le nettoyage est chimique.

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4.3 Assemblage des faisceaux tubulaires et arrangements divers : les faisceaux sont obtenus par assemblage de tubes ailetés, de collecteurs, de supports de tubes pour éviter leur fléchissement et de longerons constituant le châssis. La figure ci-dessous montre l’assemblage d’un faisceau à collecteur à bouchon à deux passes coté tube ; la boite de retour guidée dans le châssis est libre pour contrecarrer la dilatation thermique.

4.3.1. Nombre de tube d’un faisceau : le nombre minimum de napperon rangées est limité à 04 pour permettre une circulation à courant croisé. Des faisceaux à 03 rangées sont parfois spécifiés pour diminuer la perte de charge dans les grands débits d’air. La largeur minimale est de 3.2 ou 3.5 m selon le constructeur. Pour la solution classique 1in ;2 ¼ ; avec un pas de 2 ½ in avec une largeur de 3.5 m ; permet de placer 54 tubes. 4.3.2 Répartition de passe et de tubes par passe : la répartition de passes coté tube est réalisé par l’installation de cloisons de séparation soudées dans les boites ou collecteurs.

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Le nombre de passe dicte la vitesse d’écoulement dans les tubes ; les régimes d’écoulement et le coefficient de transfert de chaleur. Pour les faisceaux multi passes, la dilatation ne doit pas être importante pour éviter les dommages mécaniques des tubes ou des plaques tubulaires. Le standard API limite cet écart de température à 111°C dans deux passes contiguës.

4.3.3. Organisation de la circulation : On utilise généralement le courant croisé à contre courant ; ou bien le courant croisé à co-courant pour éviter le givrage. 4.4 Les moteurs et systèmes de transmission : Les moteurs électriques sont de loin les plus utilisés. La transmission de puissance du moteur au ventilateur peut être : - Directe si l’arbre du ventilateur est relié directement au moteur. - Indirecte si l’arbre est relié au ventilateur par poulie, par courroies ou par engrenages.

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4.6 Choix air induit/ air forcé : - La distribution de l’air au travers du faisceau pour la position à air induit est mieux assurée. - La vitesse de l’air en air induit est de 2.0 à 2.5 fois plus avéré qu’en air forcé ; et quand les ventilateurs sont à l’arrêt, l’effet cheminée est plus important. - Le niveau de bruit au sol est moindre en air induit et les premiers tubes qui s’encrassent généralement les premiers sont accessibles pour le nettoyage sans arrêter les ventilateurs.

5- Condenseurs : Les condenseurs sont toujours des appareils à calandre et faisceau tubulaire, construits selon les mêmes plans que les échangeurs, de sorte que toutes les caractéristiques géométriques de ces derniers resteront valables. Ils sont du type à tête flottante. Comme le fluide froid est souvent de l’eau de mer , on utilise des tubes en laiton amirauté 3/4 inch, 16BWG et 16 ft de long, soit au pas triangulaire de 15/16 inch, soit au pas carré de 1inch. Généralement, le condenseur est disposé horizontalement ; dans ce cas, les segments libres des chicanes sont disposés verticalement pour permettre l’évacuation du condensât. Si l’on désire refroidir ce condensât très nettement au-dessous de sa température de bulle, il faut prévoir soit une chicane interne maintenant un certain niveau liquide dans l’appareil, soit un système de siphon adapté sur la bride d’évacuation (fig. v. 1.38). Pour améliorer le transfert à la condensation, on a adopté certain chicanage classique, correspondant aux désignations et figures suivantes : - Courant divisé (divided flow), figure v.1.39 a - Courant divisé et regroupé (split flow), figure 1.39b - Double courant divisé (double splite), figure v.1.39c Dans le cas de sous refroidissement du condensât, on préfère quelquefois monter le condenseur verticalement ; cette disposition permet un réglage facile des surfaces de tubes travaillant à la condensation et des surfaces noyées travaillant au refroidissement.

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5- Rebouilleurs : Les rebouilleurs sont des appareils tubulaires dont le but est d’effectuer une vaporisation partielle des fonds de colonne de distillation afin d’engendrer la phase vapeur qui assurera le fractionnement dans la section d’épuisement. Ces appareils sont construits selon le même principe que les échangeurs à faisceau et calandre, mais avec des variantes imposées par le système de séparation liquide- vapeur adopté. On distingue deux grandes classes d’appareils : 5-1 Rebouilleurs noyés : il se divise en deux : Rebouilleur à une passe à circulation naturelle, à deux entrées « thermosiphons » : Le rebouilleur est alimenté directement par le liquide qui descend du dernier plateau et ne peut ainsi traverser qu’une seule fois le rebouilleur. La circulation est naturelle, c'est-à-dire qu’elle s’effectue uniquement sous l’effet de la différence de pression hydrostatique entre le point de soutirage et le point de réintroduction

Rebouilleur à recirculation par pompe à une entrée : Le rebouilleur est alimenté par le liquide accumulé dans le fond de tour (colonne) et recirculé plusieurs fois dans l’appareil.

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NB : ¾ Dans le deuxième dispositif on peut régler facilement le taux de revaporisation on joue sur le débit de la pompe, pour cette raison le deuxième dispositif est meilleur que le premier. ¾ Afin d’obtenir des pertes de charge très faibles en circulation naturelle, on supprime les chicanes et il est d’usage de respecter certaines proportions entre le diamètre de la calandre DC et la longueur des tubes l. DC l 12 à 17 ¼ in 8 ft 19 ¼ à29 12 ft DC>31 16 ft De plus, pour un appareil à une seule entrée centrale, on considère que l doit inférieure à cinq fois le diamètre DC. 5-2 Rebouilleur à niveau liquide (Kettle Reboiler)

C’est un rebouilleur idéal puisqu’il permet de réaliser jusqu’à 80% de vaporisation sur le résidu de fond de colonne, sans nécessiter un taux de recirculation important du liquide, comme c’est le cas pour les thermosiphons. En plus de sa fonction de vaporisation l’appareil assure la séparation des deux phases. Il est conçu avec un déversoir dont la hauteur correspond au diamètre du faisceau afin que celui-ci soit constamment submergé. La calandre est d’un diamètre nettement supérieur à celui du faisceau afin de ménager au – dessus du niveau liquide une zone de désengagement de la vapeur et éviter les entraînements de liquide. Le faisceau est construit d’une manière classique avec deux plaques tubulaires lorsque le fluide chauffant est un produit pétrolier ; si l’en utilise la vapeur d’eau on fait souvent l’économie de la plaque tubulaire mobile, en employant des tubes en U. Dans ces appareils, la circulation est le plus souvent naturelle. Ces rebouilleurs sont appelés « Kette Reboiler ».

Utilisation : Il est fréquemment utilisé dans les fonctions de rebouillage en distillation de régénération d’amine, de réfrigération par évaporation de fluide frigorigène.

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5-3 Critères de choix des rebouilleurs : Pour choisir un rebouilleur on doit prendre en considération quelques critères selon le tableau suivant :

Types des rebouilleurs

Echange thermique

A Élevé

A′ Élevé

Facile

B Assez. Élevé Facile

B′ Assez. Élevé Facile

Contrôle de l’appareil

Facile

Temps de séjours Résistance à l’encrassement

Moyen Bon

Moyen Excellent

Moyen Bon

Temps de contact du produit

Faible

Faible

Dégazage du liquide Coût d’appareillage

* Moyen

* Moyen

C Faible

Moyen Excellent

Non difficile Élevé Mauvais

D Assez. Élevé Non difficile Grand Bon

Faible

Faible

Grand

Faible

* Moyen

* Moyen

Bon Élevé

* Moyen

A : rebouilleur vertical à recirculation naturelle A′ : Rebouilleur vertical à recirculation forcée B : Rebouilleur horizontal à recirculation naturelle B′ : Rebouilleur horizontal à recirculation forcée C : Rebouilleur type Kettle D : Rebouilleur vertical sans recirculation * : dégazage s’effectue dans la colonne. Les appareils à circulation forcée comportent, par rapport aux appareils à circulation naturelle, les avantages d’utilisation dans le cas de produits visqueux ou chargés et de réduction de surface d’échange mais, par contre, les inconvénients du coût de la pompe et de l’énergie dépensé ainsi que des risques supplémentaires de fuites.

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Chapitre III Calcul des échangeurs 1. Introduction :

Dans tout calcul d’échangeur de chaleur le but est d’obtenir la récupération d’une certaine quantité de chaleur dans des conditions économiques optimales qui est un compromis entre les frais d’investissement et les frais opératoires. La dualité transfert de chaleur- perte de charge domine tout le problème. 2. Etude du transfert de chaleur

2.1 Equation fondamentale : Le bilan thermique global de l’appareil est le suivant :

Q = M ( H1 − H 2 ) = m(h2 − h1 ) Les lettres majuscules sont réservées pour le fluide chaud et les lettres minuscules pour le fluide froid, alors que les indices 1 et 2 correspondent respectivement aux conditions d’entrée et de sortie. M et m désignent les débits massiques horaires des fluides (Kg/h) H et h désignent les enthalpies des fluides en fonction de leurs températures T et t. ( kcal/kg) D’autre part on peut appliquer l’équation de fourrier à l’ensemble de l’appareil : Q = A*

∆t m = U * A * ∆tm ΣR

A est la surface totale d’échange offerte par l’appareil U est le coefficient de transfert de chaleur global ∆tm est la différence de température moyenne du fluide. Pour un appareil donné dont la surface A est une caractéristique géométrique calculable, les valeurs des termes U et ∆tm sont fonction de la disposition interne des tubes, du nombre de passe et des caractéristique de l’écoulement des fluides. 2.2 Différence moyenne de température

L’évolution de la température de chaque fluide à partir des température d’entrée T1 et t1 conditionnent directement la valeur moyenne de ∆t . Elle est fonction : - De la nature et des débits respectifs des deux fluides - Du sens d’écoulement relatif des deux fluides qui peuvent circuler soit à contre courant pur ou à courant parallèle, soit à courant mixte. - 48 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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L’étude de la différence moyenne de température dans un appareil s’effectuera en supposant que le coefficient global de transfert U est constant en tout point, ainsi que les chaleurs spécifiques des fluides et qu’il n y a ni perte thermique, ni changement de phase au cours du transfert. Elle est exprimée par la formule suivante : ∆t m =

∆t1 − ∆t2 Ln (∆t1 / ∆t2 )

∆t1 = T1 – t2 à l’extrémité chaude et : ∆t2 = T2 – t1 Ces deux valeurs sont valable pour le contre courant pur. Pour le courant parallèle : ∆t1 = T1- t1 ∆t2 = T2 – t2

Exemple : T1 = 200 0C T1 = 50 0C Contre courant pur : ∆t1 = T1 – t2 = 100 0C ∆t2 = T2 – t1 = 70 0C Courants parallèles : ∆t1 = T1- t1 = 150 0C ∆t2 = T2 – t2 = 20 0C

T2 = 120 0C t2 = 100 0C

DTLM = 84 0C

DTLM = 64.5 0C

Les surfaces sont dans le rapport inverse des DTLM , soit :

Acc 64.5 = = 0.77 Acp 84

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Les calculs montrent que le contre courant pur est plus avantageux car pour un transfert de chaleur donné caractérisé par la connaissance des quatre températures terminales, conduit à la DTLM la plus grande, c.à.d, à la surface d’échange la plus faible. 2.3 Coefficient de transfert global U

Pour un élément de tube de longueur dL, le flux de chaleur correspondant dQ s’écoulera en rencontrant cinq résistances. Voir figure ci-dessous.

1 : Résistance dans le fluide à l’extérieur du tube, égale à l’inverse du coefficient du film externe. h0 Rso : Résistance due au film d’encrassement déposé sur l’extérieur du tube. Rt : Résistance due à la paroi métallique du tube (cette résistance peut être négligé dans les calculs) Rsi : Résistance due au film d’encrassement déposé à l’intérieur du tube 1 : Résistance dans le fluide à l’intérieur du tube, égale à l’inverse du coefficient de film interne. Ri = hi Comme ces résistance s’exprime en : h.m2.0C/Kcal, il est nécessaire de rapporter tous ces termes à la même surface. On convient de choisir, en référence, la surface extérieur du tube, ce qui amène à corriger les résistances intérieures Rsi et Ri en les multipliant par le rapport D0/di des diamètres extérieur et intérieur du tube. Ces résistances corrigées s’écriront : d Rsio = Rsi . 0 di R0 =

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et di d0 Dans ces conditions, la résistance globale au transfert, égale à la somme des quatre résistances précédentes, prendra la forme : hio = hi

1 1 1 = + Rs 0 + Rsi 0 + U s h0 hi 0 Us est le coefficient de transfert sale relatif à l’élément de tube dL. Lorsque cette élément est neuf, les résistances Rsi et Rso sont nulles et on définit alors un coefficient de transfert propre Up, tel que : 1 1 1 h +h = + = i0 0 U p h0 hi 0 hi 0 .h0

La détermination des coefficients de transfert locaux Us et Up nécessite l’estimation des coefficients de film hi et h0 ainsi que des résistances Rsi et Rso. 2.4 Coefficient du film interne hi :

La définition et le calcul du coefficient de film en convection forcé à l’intérieur d’un tube ont été présentés auparavant dans le chapitre d’introduction au transfert de chaleur. L’expression générale est donnée par la relation due à Sieder et Tate : 0.14

d ⎛µ⎞ Nu = a. Re . Pr ( i ) p .⎜⎜ ⎟⎟ L ⎝ µt ⎠ Est représenté sous les formes pratiques suivantes en fonction du nombre de Reynolds d .G ρ .v.d i avec G = ρ .v , est appelé vitesse massique, de dimension (MT-1L-2). Rappelons que le Re = i = n

µ

m

µ

µ 0.14 ) , est introduit pour tenir compte des effets de chauffage ou de refroidissement µ0 sur la distribution des vitesses dans une section, la figure ci-dessous

terme correctif ϕ = (

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En regime laminaire : Re ≤ 2100 .

1

1 − ⎛ µ d ⎞3 ⎛ jh = 1.86⎜ Re . i ⎟ = Nu. Pr 3 ⎜⎜ L⎠ ⎝ ⎝ µt

⎞ ⎟⎟ ⎠

− 0.14

En régime turbulent Re > 10000 jh = 0.027(Re )

0.8

⎛µ = Nu. Pr ⎜⎜ ⎝ µt −

1 3

⎞ ⎟⎟ ⎠

−0.14

Ces deux fonctions du nombre de Reynolds font l’objet de la représentation graphique de la figure v.1.20 dans l’annexe où sont interpolées empiriquement les courbes relatives au régime transitoire ( 2100 < Re < 10000). Dans cette zone de valeurs de Re, la fonction jh n’est pas définie explicitement, ce qui est particulièrement gênant pour la programmation sur calculateur électronique. Cet abaque ne doit être utilisé que pour les tubes lisses d’échangeurs dans lesquels circulent des liquides organiques, des solutions aqueuses ou des gaz. Les tubes I.P.S. plus rugueux donnent des coefficients de transfert plus élevés pour une même valeur du nombre de Reynolds.

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2.5 Calcul du coefficient de film externe h0

Quelle que soit la géométrie de l’enceinte autour du tube, tous les auteurs et expérimentateurs sont d’accord pour présenter l’expression du coefficient de film externe sous une forme analogue à celle de l’équation ci-dessus pour Re > 10000. La difficulté réside dans le fait qu’il faut déterminer un débit massique moyen ainsi qu’un terme se substituant au diamètre et appelé : diamètre équivalent. L’équivalence du diamètre est résolue en remarquant que, dans un cercle, on peut définir le diamètre de la manière suivante : π .d 2 surface d = 4. 4 = 4. π .d périmètre

Dans le cas de transfert de chaleur, le diamètre équivalent de sera égale à : de = 4. (Section moyenne de passage autour d’un tube / périmètre du tube)

2.6 Echangeur double tube La section de passage entre les deux tubes concentriques est un anneau dont le diamètre équivalent est :

(

π 2 2 D − d0 d e = 4. 4 π .d 0

)

soit 2

de =

Di − d 0 2 d0

2

La vitesse massique Ga est constante tout le long du tube et s’écrit : 4.M Ga = π Di 2 − d 0 2

(

)

Ces valeurs de et Ga permettent l’utilisation directe de la formule donnant Jh pour le calcul du coefficient du film extérieur ho en régime turbulent.

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2.7 Echangeur faisceau et calandre

L’écoulement dans la calandre s’effectue selon la disposition des chicanes, et on peut distinguer deux types de courants : - Un courant principal qui évolue, tantôt normalement au faisceau entre les chicanes, tantôt parallèlement au faisceau à l’aplomb des chicanes. - De nombreux courants secondaires de fuite, due aux tolérance de constructions entre chicanes et calandres, entre tubes et chicanes et surtout entre faisceau et calandre.

Cependant, compte tenu de l’effort de normalisation réalisée dans la construction de ces appareils, il a été possible d’établir des corrélations convenables permettant d’utiliser un forme d’équation analogue à la formule déterminant Jh pour un régime turbulent. Kern définit un seul débit moyen pour l’ensemble de l’appareil et a recours au diamètre équivalent. Le diamètre équivalent est donné par : - 54 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Pas carré

⎛ 2 π .d 2 0 ⎞ ⎜⎜ p − ⎟ 4 ⎟⎠ 4. p 2 ⎝ = − d0 De = 4. π .d 2 0 π .d 0 2 Pas triangulaire

3 2 π 2 . p − .d 0 3.464. p 2 8 = − d0 De = 4. 4 π .d 0 π .d 0 2 Constatant que pour des chicanes normalisée dont la hauteur du segment libre représente 25% du diamètre intérieur de la calandre, les vitesses massiques Gct et Gcl sont du même ordre, Kern utilise la vitesse transversale en association avec le diamètre équivalent De dont la formule suivante qui n’est valable qu’en régime turbulent. h0 .De

λ

⎛ D .G = 0.36.⎜⎜ e ct ⎝ µ

⎞ ⎟⎟ ⎠

0.55

1

⎛ c.µ ⎞ 3 ⎛⎜ µ ⎜ ⎟ ⎝ λ ⎠ ⎜⎝ µt

⎞ ⎟⎟ ⎠

0.14

Et reprenant la fonction Jh : ⎛ h .D ⎞⎛ c.µ ⎞ J h = ⎜ 0 e ⎟⎜ ⎟ ⎝ λ ⎠⎝ λ ⎠

−

1 3

⎛µ ⎜⎜ ⎝ µt

⎞ ⎟⎟ ⎠

− 0.14

= 0.36.(Re )

0.55

Cette fonction fait l’objet de la figure v.1.26 donnée en annexe. Où la valeur du nombre de Reynolds modifié a été extrapolé jusqu’au régime laminaire. 2.8 Calcul de la vitesse massique transversale : Gct La vitesse massique transversale est calculée pour l’aire de passage maximale : M Gct = act Soit B, l’espacement des chicanes, p, et Dc le diamètre intérieure de la calandre. L’aire de passage entre deux chicanes varie selon l’arrangement des tubes. Le tableau V.1.6 donne les valeurs de act pour diverses dispositions.

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2.9 Température calorique

Les équations précédentes permettent le calcule du coefficient de films locaux h0 et hi0 pour un élément d’échange de longueur dL, ainsi que l’estimation du coefficient de transfert de chaleur propre. 1 1 1 h +h = + = i0 0 U p h0 hi 0 hi 0 .h0 Qui demeure une fonction des températures T et t des deux fluides circulant dans l’élément de longueur dL. Comme T et t varient, le coefficient de transfert U variera lui même tout le long de la surface d’échange. Le problème consiste donc à définir pour les fluides des températures moyennes Tc et tc, appelées températures caloriques, telles que le coefficient de transfert Up calculé pour ces températures puissent être considéré comme un coefficient moyen. tc = t1 + Fc (t2 − t1 ) Tc = T2 + F (T1 − T2 ) Le facteur Fc est tiré de la figure v.1.28

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2.10 Température du tube tt

L a résistance due à la paroi du tube étant négligeable, cela signifie que la température est la même sur les parois intérieure et extérieure. Le calcul de cette température est nécessaire pour estimer le terme correctif µ ϕ t = ( ) 0.14 côté tubes, et Φc côté calandre. µ0 D’où : hi 0 (Tc − tc ) = tc + h0 (Tc − tc ) tt = Tc − hi 0 + h0 hi 0 + h0 2.11 Résistances d’encrassement

Le coefficient de transfert Up permet de définir une surface Ap dite propre telle que : Q Ap = U p .F (DTLM ) Cette surface est convenable pour un échangeur neuf qui doit transférer la quantité de chaleur Q. Mais après un certain temps d’utilisation, il se produit des dépôts à l’intérieure et à l’extérieure des tubes et que ces dépôts constituent des résistances Rsi et Rs0 au transfert de chaleur, de sorte que le coefficient global Up diminue. Dans ces conditions, la surface Ap devient très rapidement insuffisantes pour assurer l’échange Q. Il est donc indispensable de calculer la surface de l’appareil pour la valeur minimale admissible du coefficient de transfert quand l’échangeur est sale. En pratique un appareil tubulaire doit fonctionner pendant une année sans nettoyage, c’est pour cela que les valeurs ds résistances Rsi et RS0 des film après un an de service ont été établies empiriquement, grâce à l’expérience industrielle des utilisateurs en fonction de la nature des fluides utilisés. Voir tableau v.1.7 - 57 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Dans les calculs des échangeurs on évaluera à l’aide de ces tables la résistance totale à l’encrassement : d Rs = Rs 0 + Rsi . 0 di Et on alors le coefficient de transfert sale : Us =

1 1 + Rs Up

Tel que : Q U s .F (DTLM ) Inversement pour un appareil de surface donnée As, on calculera Up et Us et on vérifiera que : As =

Rs =

U p −Us U p .U s

Correspond bien aux valeurs standard des tables pour les fluides considérés. Remarque : la valeur du coefficient d’encrassement Rs dépend non seulement de la nature du fluide mais également de sa température, de son origine et de sa vitesse de circulation. L’accroissement de la température et la diminution de la vitesse augmentent Rs pour les produits pétroliers léger et l’eau ; par contre pour les produits lourds et les huiles les basses températures risquent de provoquer des dépôts de paraffines. L’expérience industrielle a permis d’établir des valeurs moyennes des coefficients de transfert sal Us en fonction de la nature du fluide en circulation et de leur rôle en chauffage ou refroidissement. Le tableau v.1.8 présente quelques valeurs usuelles pour une estimation rapide de Us. 3. Etude des pertes de charge Les deux fluides qui traversent l’appareil s’écoulent sous l’effet d’un potentiel mesuré par la différentielle de pression ∆P entre l’entrée et la sortie et que l’on appelle perte de charge La valeur de cette perte de charge est fonction de la vitesse de circulation des fluides et de leurs caractéristiques physiques : densité et viscosité, ainsi que la géométrie de l’appareil. 3.1 Perte de charge à l’intérieur des tubes L’étude fondamentale de l’écoulement des fluides a permis d’établir la formule connue sous le nom d’équation de Fanning, valable en régime isotherme pour une longueur L de tuyauterie de diamètre uniforme di : f .G 2 .L ∆P = d i .ρ Avec : f : coefficient de friction, sans dimension, fonction du nombre de Reynolds ;

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G : vitesse massique = u.ρ ρ : masse volumique moyenne du fluide mesurée à la température calorique ; ∆P : perte de charge. La valeur du coefficient de friction f en fonction du nombre de Reynolds est donnée par les expressions suivantes. 32 Régime laminaire : (Re2100) f = 0.00280 + 0.250 Re −0.32 f = 0.0070 + 0.528 Re −0.42

Tube lisse d’échangeur Tube rugueux IPS

Dans la pratique, on utilisera l’abaque établi par la TEMA. Et reproduit à la figure v.1.20 qui donne des valeurs de f très voisines de celles obtenues par les équations ci-dessus. Pour tenir compte de la non-isothermicité de l’écoulement qui provoque les mêmes déviations qu’en transfert de chaleur, Sieder et Tate proposent de corriger l’équation isotherme donnant ∆P en introduisant le facteur φt dans le dénominateur. f .G 2 .L ∆P = di .ρ .Φ t µ Où : ϕ = ( ) 0.25 en régime laminaire ; µt µ ϕ t = ( ) 0.14 En régime turbulent. µt 3.1.1 Echangeur double tube

Les tubes utilisés pour la construction de ces appareils sont rugueux (A.P.I.5L). On emploiera donc en régime turbulent l’équation donnant f pour un tube rugueux I.P.S. ou bien la figure v.1.20. La longueur L à prendre en considération pour le tube intérieur correspond à la longueur développée des n épingles montées en série, soit 2nl. On néglige dans ce cas, la perte de charge due aux changements de direction. 3.1.2

Echangeurs à faisceau

Les tubes du faisceau sont lisses. Appelons nt le nombre de passes, coté tubes, l la longueur des tubes, Nt le nombre total de tubes du faisceau et M le débit massique du fluide. Dans chaque passe, la vitesse massique et le nombre de Reynolds sont définis par : 4 M .n Gt = . 2 t π d i .N t Re =

d i .Gt i

µ Et la distance totale parcourue par le fluide à l’intérieur des tubes est : - 61 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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L = nt .l Les valeurs portées par l’équation donnant ∆P à l’intérieur des tubes permettent le calcul de celle-ci ; mais il est nécessaire d’ajouter à cette valeur les pertes de charge dues aux circulations du fluide dans les boites de distribution de retour. On a l’habitude d’exprimer ces pertes de charge additionnelles en termes ( u2/2g) qui représente une hauteur de liquide. Pour convertir ces termes en pression il suffit de les multiplier par la masse volumique ρ du fluide. u2 G2 .ρ = 2 2.ρ Dans le cas d’un faisceau d’échangeur, Kern propose de compter quatre termes (u2/2g) par passe. La perte de charge totale rencontrée par le fluide à l’intérieur des tubes s’écrira donc : 2 f t .Gt .n t l 4.nt .Gt 2 ∆Pt = + di .ρ .φt 2.ρ Soit : 2 ⎞ nt Gt ⎛ f t .l ⎜⎜ ∆Pt = + 2 ⎟⎟ ρ ⎝ diφt ⎠ On peut dire encore que la perte de charge secondaire est équivalente à une longueur droite de tuyauterie égale à 2((di/ft) par passe. 3.2 Perte de charge à l’extérieur des tubes 3.2.1 Echangeur double- tube Comme en transfert de chaleur, on définit pour l’anneau un diamètre équivalent de’.

π

(

2

2

)

Di − d 0 sec tiondepassage 4 = 4. d ' e = 4. = Di − d 0 perimètre det ravail π (Di + d 0 ) Cette équivalence permet alors de calculer le nombre de Reynolds R’e que l’on utilisera pour lire le facteur de friction fa sur la fig.v.1.26. Les pertes de charges secondaires, dues aux orifices d’entrée et de sortie ainsi qu’aux connexions entre tubes, sont estimées égales à un terme (u2/2g) par épingle. Si n est le nombre d’épingles de l’appareil, la perte de charge totale dans la section annulaire sera donnée par : 2 nt Ga ⎛ f a .l ⎛ 1 ⎞⎞ ⎜⎜ ∆Pa = 2. + ⎜ ⎟ ⎟⎟ ρ ⎝ de 'i φa ⎝ 4 ⎠ ⎠

3.2.2 Echangeurs à faisceau

Les facteurs caractérisant l’écoulement dans la calandre sont très nombreux : le courant principal du fluide s’écoule tantôt perpendiculairement au faisceau, tantôt parallèlement, au travers d’une section de passage constamment variable. Les tolérances de construction introduisent, en outre, des courants secondaires de fuite qui ont d’autant plus d’importance que le diamètre de la calandre est petit. A l’usage, ces courants secondaires peuvent se développer ou se réduire selon qu’il y a érosion ou colmatage des jeux entre les divers éléments. - 62 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Kern simplifie le problème en ne prenant en considération que les échangeurs industriels pour lesquels la hauteur du segment libre de la chicane h est égale au quart du diamètre intérieur de la calandre. Dans ces conditions, les vitesses massiques Gct et Gcl sont assez voisines et peuvent être confondues. On utilise l’équation la plus simple : Gct=M/act , puis on calcule le nombre de Reynolds en utilisant le diamètre équivalent Rect =(De.GCT )/µ . Le coefficient de friction fct est donné en fonction de Re à la fig v.1.26 et la distance parcourue par le fluide est égale à (Nc + 1)DC. La perte de charge est calculée par l’équation de Fanning modifiée ∆Pc =

f ct .G 2 ct ( N c + 1).Dc ρ .De .φc

4. Méthode de calcul

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CHAPITRE IV Encrassement des échangeurs de chaleur. Les principaux problèmes de fonctionnement rencontrés par les utilisateurs d’équipements d’échange thermique ont trait aux phénomènes d’encrassement, de corrosion, de vibrations et de tenue mécanique. L’encrassement et la corrosion restent les phénomènes les moins compris de l’industrie ; ils se traduisent par : ¾ Un surdimensionnement des appareils dans les bureaux d’études ¾ Une dépense d’énergie supplémentaire ¾ Le remplacement des appareils corrodés ¾ Des coûts d’arrêt des installations pour démontage et nettoyage 1- Encrassement :

L’encrassement, qui sous sa forme la plus générale peut être défini comme l’accumulation d’éléments solides indésirables sur une interface,affecte une grande variété d’opérations industrielles. Dans le cas des échangeurs, la présence d’un fort gradient thermique près de la surface peut perturber les mécanismes d’encrassement isotherme rencontrés, par exemple lors de l’utilisation de membrane ou de filtre. 2- types d’encrassement

Il est possible de classer l’encrassement selon le mécanisme qui contrôle la vitesse de dépôt « régime d’écoulement », selon les conditions d’utilisation des équipements d’échange thermique ou selon le mécanisme dominant, même s’il ne contrôle pas la vitesse de dépôt. Six types différents peuvent alors être définis : ¾ Encrassement particulaire ¾ Corrosion ¾ Entartrage ¾ Encrassement biologique ¾ Encrassement par réaction chimique ¾ Encrassement par solidification 2.1 Encrassement particulaire :

Il s’agit du dépôt puis de l’accumulation sur les surfaces d’échange de particules transportées par l’écoulement des fluides industriels : l’eau des chaudières contenant des produits de corrosion, celle des tours de refroidissement, des particules transportées par l’air et des produits de corrosion (oxydes et hydroxydes de fer ) ; les écoulements gazeux pouvant être fortement chargés de particules de poussières ; les fumées industrielles de résidus solides de combustion

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2.2 Corrosion : L’encrassement par corrosion est le résultat d’une réaction chimique ou électrochimique entre la surface de transfert de chaleur et le fluide en écoulement. Les produits de la réaction qui se forment et restent sur la surface d’échange créent l’encrassement. Il s’agit là d’un mécanisme de corrosion in situ. Lorsque l’encrassement est dû à des produits de corrosion générés ex situ, l’encrassement correspondant est du type particulaire. 2.3 Entartrage :

Il est généralement associé à la production d’un solide cristallin à partir d’une solution liquide. Il dépend donc de la composition de l’eau industrielle. Lorsque les sels dissous sont, comme le carbonate de calcium, à solubilité inverse, le liquide devient sursaturé au voisinage de la surface d’échange plus chaude ; la cristallisation se produit alors sur la surface et le dépôt est dur et adhérent ; dans le cas contraire d’une cristallisation se produisant au sein même d’un liquide plus chaud que la surface, le dépôt est plus mou et friable. L’encrassement par les sels à solubilité normale existe, même s’il est plus rare ; il faut signaler le cas des saumures géothermales à forte teneur en silice. L’entartrage peut se produire dans les échangeurs refroidis à l’eau, dans les unités de dessalement d’eau de mer ou saumâtre dans les chaudières, dans les échangeurs de l’industrie agroalimentaire, dans les systèmes géothermiques. Il existe différentes méthodes de prévention de l’entartrage. 2.4 Encrassement biologique :

Il est dû au développement de micro- organismes (bactéries, algues ou champignons) qui créent un film au contact de la surface d’échange : il peut même, à l’échelle macroscopique, être caractérisé par le développement de coquillages. Les actions de prévention consistent soit à détruire les micro-organismes, soit à empêcher leur développement. Les traitements correspondants utilisent des biocides et il est essentiel de maintenir la concentration du produit pendant le temps de réaction. Le biocide le plus utilisé est le chlore qui est toxique pour la plus part des micro-organismes et a une action rapide. Le choix final du traitement à adopter est en général un compromis entre les problèmes de toxicité, de pollution, de coût et de maintenance. La tendance à l’encrassement biologique est naturelle puisque les bactéries sont omniprésentes dans l’eau ; en outre, les conditions physico-chimiques rencontrées dans les échangeurs sont le plus souvent favorables à son développement.

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2.5 Encrassement par réaction chimique :

On rencontre ce type d’encrassement quand une réaction chimique se produit près d’une surface d’échange et que les solides produits par la réaction s’y déposent. Cette réaction est souvent une polymérisation ; il en résulte la formation d’un dépôt. Les domaines concernés sont essentiellement l’industrie pétrochimique (craquage thermique des hydrocarbures lourds), l’industrie agroalimentaire (pasteurisation du lait) et les circuits de chauffage utilisant des fluides organiques. 2.6 Encrassement par solidification :

Il s’agit de la solidification d’un liquide pur au contact d’une surface d’échange sous-refroidie (formation d’une couche de glace à l’intérieur des conduites forcées ou de givre)ou du dépôt d’un constituant à haut point de fusion d’un liquide au contact d’une surface de transfert de chaleur froide (dépôt d’hydrocarbures paraffiniques). Une vapeur peut également se déposer sous une forme solide sans passer par l’état liquide (formation du givre). 2.7 Modes combinés : La plupart des dépôts réels sont le résultat de la combinaison d’au moins deux des types précédemment décrits. Dans les échangeurs refroidis à l’eau par exemple, les dépôts peuvent provenir de l’entartrage, de l’encrassement particulaire, de la corrosion in situ et de l’encrassement biologique. Au stade initial de la formation du dépôt, un type peut prédominer et accélérer ainsi la contribution des autres. Si quelques progrès ont été réalisés dans la compréhension du mode d’action des types élémentaires, leurs interactions restent encore bien souvent difficiles à préciser. 3.

Mécanismes de l’encrassement

Cinq phases ont été identifiées dans l’apparition et le développement de L’encrassement : 3.1 Initiation Cette phase est associée au temps nécessaire avant de pouvoir observer la formation d’un dépôt encrassant sur une surface d’échange propre. 3.2 Transfert des particules à la paroi Les particules sont transportées jusqu’au voisinage de la paroi grâce aux forces extérieures (thermiques, électriques etc.…) 3.3 Adhésion des particules : Les particules transférées à la paroi peuvent s’y maintenir grâce aux forces d’adhésion dues à l’attraction moléculaire (forces de Van Der Wales), aux forces électriques ou capillaires. 3.4 Réentraînement des particules déposées Il est classique de supposer que le mécanisme de réentraînement est lié aux forces de cisaillement s’exerçant sur le dépôt. Lorsque la force aérodynamique est supérieure aux forces d’adhésion d’une particule, le réentraînement se produit par érosion. Lorsqu’il concerne un agglomérat de particules, il correspond à un phénomène d’écaillage. - 71 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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3.5 Vieillissement du dépôt Il s’agit d’un changement de texture de dépôt d’origine chimique ou cristalline. On peut alors observer soit sa consolidation, soit son écaillage. 4- Facteurs principaux affectant l’encrassement L’ampleur de l’encrassement sur la surface d’échange thermique, pour un fluide donné, dépend des paramètres suivants : 4.1 Vitesse d’écoulement Une vitesse d’écoulement élevée du fluide minimise tous les types d’encrassement. Cependant une grande vitesse d’écoulement requiert une puissance de pompage énorme et peut contribuer à l’érosion du métal. 4.2 Température La température fluide - métal est un paramètre important. Dans le cas de produits polymérisables contenant des chaînes insaturées (oléfines), une surchauffe peut provoquer une réticulation des gommes présentes. Ce phénomène s’intensifie en présence d’un catalyseur qui va favoriser beaucoup plus les réactions de polymérisation. II n’est, alors, plus possible de dissoudre les gommes par auto nettoyage. Le phénomène de réticulation des gommes se rencontre généralement Dans les bouilleurs. La vitesse d’une réaction chimique est aussi fonction de la température. La vitesse d’encrassement dans le temps est liée à la constante de vitesse de la réaction chimique. 4.3 Nature de surface et de matériaux de fabrication

La rugosité de la paroi du tube et la taille des cavités sur la paroi contribuent à l’initiation de l’encrassement. Un bon choix des matériaux de construction évitera l’encrassement par corrosion. 4.4 Nature de la charge

Une charge plus ou moins lourde et contenant des éléments chimiques polymérisables peut conduire à un encrassement par polymérisation. Industriellement, la teneur en oléfine dans les essences est limitée de 1 à 2 % afin de remédier aux problèmes de bouchage des équipements. 5- conséquence de l’encrassement : Comme nous l’avons vu déjà les conséquences de l’encrassement sont : ¾ une dépense d’énergie supplémentaire ¾ le remplacement des appareils corrodés ¾ les coûts d’arrêt des installations pour démontage et nettoyage ¾ un surdimensionnement des appareils dans les bureaux d’étude

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Annexes

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Fig. V.1.14 - 76 Du 10 au 14/06//2006 IAP-CU SKIKDA – FORMATION INDUSTRIE

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Propriété de l’eau sur la courbe de saturation

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Bibliographie 1. Le pétrole raffinage et génie chimique, P. Wuithier 2. Brochure IAP : « encrassement des … » A Lahiouel 3. Unit operations of chemical engineering, W.L. McCabe ; J. Smith; Mc Graw Hill inc., 1976 4. Matériels et équipements; P. Trambouze. Recherche bibliographique: A. Mahfoudi

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