Echangeur de chaleur. La présente invention a pour objet un échangeur de chaleur à faisceau de tubes dans lequel les lignes centrales des tubes du faisceau constituent des génératrices d'au moins une surface de révolution.
On connaît des échangeurs de chaleur de ce type dans lesquels les lignes centrales des tubes du faisceau sont droites et constituent des génératrices d'au moins un cylindre, à l'axe duquel elles sont parallèles, ou d'au moins un hyperboloïde, avec l'axe duquel elles forment un angle. Ces échangeurs à tubes droits ont l'inconvénient qu'il faut prendre des précautions spéciales pour permettre la dilatation des tubes afin qu'ils ne subissent pas de contraintes pouvant amener leur rup ture lorsqu'ils s'échauffent.
Un antre incon vénient de ces échangeurs est que, même lorsque les lignes centrales des tubes cons tituent des génératrices d'un hyperboloïde de dimensions judicieusement choisies, la section de passage offerte an fluide à l'extérieur des tubes varie le long de l'échangeur suivant une loi telle qu'il est impossible d'obtenir sur un tronçon suffisamment long de l'échan geur les conditions optima de transmission de chaleur.
On connaît aussi des échangeurs de chaleur de ce type dans lesquels les lignes centrales des tubes sont des hélices coaxiales, consti tuant des génératrices d'au moins un cylindre. Dans ce cas, les tubes ne peuvent pas être plus serrés dans la partie centrale du faisceau qu'à ses extrémités, ce qui empêche également d'obtenir les conditions optima de transmis sion de chaleur et une perte de charge modé rée. Il est en outre difficile de fixer solide ment les tubes dans les plaques terminales de l'échangeur.
L'invention vise à obvier à ces inconvé nients tout en permettant de remplacer aisé ment chaque tube sans toucher aux autres.
A cet effet, dans l'échangeur de chaleur qui fait l'objet de l'invention, lesdites lignes centrales des tubes du faisceau sont des arcs de cercle.
I1 en résulte que lors de leur échauffe ment, les tubes peuvent se courber d'une manière uniforme en se dilatant. L'angle que forme avec l'axe de la surface de révolution le plan de chaque ligne centrale en arc de cercle, et le rayon de cet arc de cercle peuvent être choisis de manière que la partie centrale de la surface de révolution soit presque cylin drique, ce qui permet une excellente trans mission de chaleur et une faible perte de charge.
Dans le dessin annexé, des formes d'exé cution de l'échangeur de chaleur sont repré sentées à titre d'exemple.
La fig. 1 représente schématiquement, en coupe axiale, la surface de révolution ' enve loppe des lignes centrales d'une nappe de tubes d'un échangeur de chaleur. La fig. 2 représente schématiquement, en plan et en rabattement, la ligne centrale d'un tube de cette nappe.
La fig. 3 représente en coupe axiale ana logue à celle de la fig. 1 les surfaces de révo lution enveloppes des lignes centrales des tubes de toutes les nappes d'un échangeur de chaleur à nappes coaxiales.
La fig. 4 représente, en vue latérale, les lignes centrales des tubes d'iuze nappe de cet échangeur de chaleur.
La fig. 5 est une coupe axiale analogue à celle de la fig, 3 d'une autre forme d'exé cution.
La fig. 6 représente une variante de la forme d'exécution selon la fig. 5, et la fig. 7 montre, en vue latérale et en deux coupes transversales<B>A -A</B> et B-B, l'échangeur de chaleur représenté schéma tiquement aux fig. 3 et 4.
A la fig. 1, l'enveloppe des lignes centrales des tubes d'une nappe est une surface de révolution autour de l'axe a, la génératrice de cette surface dans -Lui plan axial étant la ligne b.
Cette surface de révolution se com pose de trois parties distinctes: la première partie, comprise entre les sections 1 et 2, a une allure générale convergente de la sec tion 1 à la section 2; la deuxième partie, comprise entre les sections 2 et 3, a l'allure générale d'in cylindre droit, de révolution, à section constante; la troisième partie, com prise entre les sections 3 et 4, a une allure générale divergente de la section 3 à la sec tion 4.
A la fig. 2, on a indiqué un cylindre droit substitué au tronçon approximativement cylindrique de la fig. 1 compris entre les sec tions 2 et 3, ce cylindre étant prolongé dans la fig. 2 jusqu'aux sections 1 et 4 de la fig. 1. La section 10 est la section médiane des fig. 1 et 2.
Le segment rectiligne c de la fig. 2 repré sente la trace, dans le plan du dessin, d'un semi-plan orthogonal au plan du dessin, pas sant par les points 5 et 6 et par le point de percée 8 dé l'axe a dans la section 10, l'inter section de ce semi-plan avec le cylindre de la fig. 2 étant la demi-ellipse d représentée à la fig. 2 après rabattement dans le plan du des sin.
Les points 7', 8' et 9' de la demi-ellipse rabattue d sont les rabattements des points de percée respectifs 7, 8 et 9 de la demi- ellipse dans les sections respectives 2, 10 et 3. La courbe e de la fig. 2 représente un arc de cercle, défini par les trois points 7', 8' et 9' et limité en 11' et 12'. Le segment c de la fig. 2 représente également la projection dans le plan du dessin<B>de</B> l'arc de cercle e, dans sa position véritable par rapport à l'axe a.. La rotation de l'arc de cercle e autour de l'axe a engendre la surface de révolution représentée à la fig. 1.
Cet arc de cercle e constitue donc une autre génératrice de cette surface et définit avec précision la première génératrice b située dans un semi-plan axial coïncidant avec le plan clu dessin, étant entendu que le tronçon ainsi obtenu de la génératrice b, compris entre les sections 2 et 3, n'est qu'ap proximativement et non rigoureusement rec tiligne. Au point de vue technique, cette der nière approximation est sans importance pra tique, car la différence entre le cylindre droit et la surface de révolution réelle, comprise entre les sections 2 et 3, sera, comprise dans les tolérances de fabrication.
Si on adopte une tolérance déterminée pour les dimensions de la surface de révolution réelle comprise entre les sections 2 et 3, par rapport. aux dimensions du cylindre, on peut tenir compte de cette tolérance dans le tracé de la géné ratrice e en arc de cercle, de sorte que celle-ci ne doit pas être définie rigoureusement par les points 7', 8' et 9', mais peut s'en écarter dans les limites définies par la tolérance admise.
Le mode de génération de la surface repré sentée à la fig. 1, par la rotation d'une géné ratrice en arc de cercle autour d'un axe, cons titue le principe de réalisation de l'échangeur de chaleur à nappes coaxiales de tubes selon les fig. 3, 4 et 7. Dans cet échangeur de cha leur, les diverses nappes-de tubes sont réali sées de façon que les lignes centrales de tous les tubes constituant une nappe soient conte nues dans une surface de révolution obtenue de la manière représentée aux fig. 1 et 2, les surfaces clé révolution qui définissent ces diverses nappes ayant un même axe, a et même plan médian 10.
La fig. 3 représente la coupe, par un plan axial, des diverses surfaces de révolution définissant chacune une nappe . des tubes constituant le faisceau tubulaire, les lignes f représentant la trace de ces surfaces dans le plan du dessin. Les sections 1, 2, 3 et 4 de la fig. 3 sont celles définies aux fig. 1 et 2.
La fig. 4 représente la disposition des tubes 13 dans une nappe, ces tubes étant cintrés sLÜvant l'arc de cercle e défini à la fig. 2 et les sections terminales 1 et 4 étant celles définies aux fig. 1 et 2.
Le mode de construction des faisceaux tubulaires peut s'adapter à des dimensions très diverses d'échangeurs de chaleur gràce à la liberté de choix qui existe pour les emplacements respectifs des sections 1, 2, 3, 4 et 10 et des points 5 et 6, définis à la fig. 2. En particulier, on peut réaliser un faisceau tubulaire dans lequel la partie approximative ment cylindrique droite comprise entre les sections 2 et 3 a une longueur nulle.
Ceci est le cas dans la forme d'exécution de la fig, 5, dans laquelle les lignes centrales des tubes sont disposés dans les plans axiaux du faisceau, la génératrice b (fig. 1) de la surface de révolution qui définit chaque nappe étant alors congruente avec la généra trice e (fig. 2) constituée par la ligne cen trale d'un tube de cette nappe.
A la fig. 5, les lignes g représentent les traces des surfaces de révolution qui définis sent les diverses nappes et avec lesquelles coïncident ces génératrices.
Les tubes du faisceau sont fixés d'une manière connue par mandrinage ou par des bourrages dans des plaques terminales. Les plaques terminales sont plus souvent planes, mais elles peuvent être bombées. Dans le cas des échangeurs de chaleur devant résister à une pression élevée, les faisceaux de tubes disposés selon la fig. 5 se prêtent particu lièrement bien à la réalisation de plaques terminales bombées, car la surface de ces plaques bombées peut être sensiblement ortho gonale aux axes des tubes, comme l'indique schématiquement la fig. 6 dans laquelle les lignes<I>i</I> représentent les axes des tubes et ,l représente une plaque terminale bombée.
La fig. 7 représente un échangeur de cha leur à -faisceau de tubes dans lequel les tubes sont disposés selon les fig. 3 et 4. Les lignes 1 et les plaques terminales délimitent l'emplace ment du faisceau, duquel un tube<I>le</I> est repré senté.
L'enveloppe n se compose d'un tronçon médian cylindrique droit et de deux tronçons terminaux tronconiques dans lesquels l'ar rivée et le départ du fluide en circulation à l'extérieur des tubes se font par les tubu lures<I>p</I> et q. Le fluide circulant à l'intérieur des tubes est guidé par les tubulures r et s boulonnées d'une manière connue aux pla ques terminales planes m. L'axe a de l'appareil est également l'axe du faisceau de tubes.
Le détail de la disposition des tubes dans les sec tions respectives AA et BB de la fig. 7 montre que la section de passage du fluide extérieur aux tubes du faisceau est notablement plus grande dans les tronçons d'entrée et de sortie de ce fluide que dans le tronçon cylindrique médian.
Les avantages des échangeurs de chaleur à faisceau de tubes de la forme décrite découlent des indications ci-dessus. En effet, il est connu que le rapport du coefficient de transmission calorifique à la perte de charge inhérente à la transmission calorifique est le meilleur lorsque les surfaces de transmission de chaleur ne pré sentent pas de résistance de forme à l'écoule ment du fluide.
Cette condition de transmis sion optimum de la chaleur est réalisée dans le tronçon médian des échangeurs de chaleur décrits dans lequel l'écoulement du fluide exté rieur se fait parallèlement aux nappes de tubes à une vitesse voulue, celle-ci étant obtenue par l'adoption d'une section de passage déterminée à cet effet. Les pertes de charge du fluide exté rieur dues à la résistance de forme des tubes dans les tronçons d'entrée et de sortie sont minimes grâce au grand écartement des tubes dans ces sections et à la grande section de passage réalisable.
En outre, la divergence des tubes dans la section de sortie du fluide exté rieur permet une bonne recompression du fluide extérieur à partir de son énergie ciné tique au sortir du tronçon central à faible section de passage. Dans l'ensemble, les con ditions d'écoulement du fluide circulant à l'extérieur des tubes sont les meilleures tant en ce qui concerne le coefficient de transmis sion calorifique élevé qu'en ce qui concerne la faible perte de charge.
Les conditions d'écoulement du fluide circulant à l'intérieur des tubes ne présentent pas d'intérêt particu lier par rapport à celles réalisées dans les échangeurs de chaleur de types connus; il est connu que .ces conditions d'écoulement sont satisfaisantes. Aii point de vue de la dilatation thermique, la courbure des tubes entraine l'avantage de la limitation des contraintes d'origine thermique, ainsi qu'il est connu.
Heat exchanger. The present invention relates to a tube bundle heat exchanger in which the central lines of the tubes of the bundle constitute generatrices of at least one surface of revolution.
Heat exchangers of this type are known in which the central lines of the tubes of the bundle are straight and constitute generatrices of at least one cylinder, to the axis of which they are parallel, or of at least one hyperboloid, with the axis of which they form an angle. These exchangers with straight tubes have the drawback that special precautions must be taken to allow the tubes to expand so that they are not subjected to stresses which could lead to their rupture when they heat up.
Another drawback of these exchangers is that, even when the central lines of the tubes constitute generators of a hyperboloid of carefully chosen dimensions, the section of passage offered to the fluid outside the tubes varies along the exchanger. according to a law such that it is impossible to obtain optimum heat transmission conditions over a sufficiently long section of the exchanger.
Heat exchangers of this type are also known in which the central lines of the tubes are coaxial helices, constituting generatrices of at least one cylinder. In this case, the tubes cannot be more tightened in the central part of the bundle than at its ends, which also prevents obtaining the optimum conditions for heat transmission and a moderate pressure drop. Furthermore, it is difficult to secure the tubes firmly in the end plates of the exchanger.
The invention aims to overcome these drawbacks while making it possible to easily replace each tube without affecting the others.
To this end, in the heat exchanger which is the subject of the invention, said central lines of the tubes of the bundle are arcs of a circle.
As a result, when heating up, the tubes can bend uniformly while expanding. The angle formed with the axis of the surface of revolution by the plane of each central line in an arc of a circle, and the radius of this arc of a circle can be chosen so that the central part of the surface of revolution is almost cylindrical. drric, which allows excellent heat transfer and low pressure drop.
In the accompanying drawing, embodiments of the heat exchanger are shown by way of example.
Fig. 1 shows schematically, in axial section, the surface of revolution 'enveloping the central lines of a layer of tubes of a heat exchanger. Fig. 2 schematically shows, in plan and in fold-back, the central line of a tube of this sheet.
Fig. 3 is an axial section similar to that of FIG. 1 the revolving surfaces envelopes the central lines of the tubes of all the layers of a coaxial sheet heat exchanger.
Fig. 4 shows, in side view, the central lines of the iuze sheet tubes of this heat exchanger.
Fig. 5 is an axial section similar to that of FIG. 3 of another embodiment.
Fig. 6 shows a variant of the embodiment according to FIG. 5, and fig. 7 shows, in side view and in two cross sections <B> A -A </B> and B-B, the heat exchanger shown schematically in figs. 3 and 4.
In fig. 1, the envelope of the central lines of the tubes of a sheet is a surface of revolution about the axis a, the generatrix of this surface in the axial plane being the line b.
This surface of revolution is made up of three distinct parts: the first part, comprised between sections 1 and 2, has a general shape converging from section 1 to section 2; the second part, between sections 2 and 3, has the general appearance of a straight cylinder, of revolution, with constant section; the third part, comprised between sections 3 and 4, has a general appearance different from section 3 to section 4.
In fig. 2, a right cylinder has been indicated substituted for the approximately cylindrical section of FIG. 1 included between sections 2 and 3, this cylinder being extended in FIG. 2 to sections 1 and 4 of fig. 1. Section 10 is the middle section of Figs. 1 and 2.
The rectilinear segment c of FIG. 2 represents the trace, in the drawing plane, of a semi-plane orthogonal to the drawing plane, not through points 5 and 6 and through the breakthrough point 8 of the a axis in section 10, l 'inter section of this semi-plane with the cylinder of FIG. 2 being the half-ellipse d shown in FIG. 2 after folding in the plane of the sin.
Points 7 ', 8' and 9 'of the folded-over half-ellipse d are the fold-downs of the respective breakthrough points 7, 8 and 9 of the half-ellipse in the respective sections 2, 10 and 3. The curve e of the fig. 2 represents an arc of a circle, defined by the three points 7 ', 8' and 9 'and limited by 11' and 12 '. Segment c of fig. 2 also represents the projection in the plane of the drawing <B> of </B> the arc of a circle e, in its true position with respect to the axis a .. The rotation of the arc of a circle e around l 'axis a generates the surface of revolution shown in FIG. 1.
This arc of a circle e therefore constitutes another generatrix of this surface and precisely defines the first generatrix b situated in an axial semi-plane coinciding with the plane of the drawing, it being understood that the section thus obtained of the generator b, included between the sections 2 and 3, is only ap proximately and not rigorously reclined. From a technical point of view, this last approximation is of no practical importance, because the difference between the right cylinder and the real surface of revolution, included between sections 2 and 3, will be, included in the manufacturing tolerances.
If we adopt a tolerance determined for the dimensions of the real surface of revolution between sections 2 and 3, relative. to the dimensions of the cylinder, this tolerance can be taken into account in the tracing of the generator e in an arc of a circle, so that it does not have to be strictly defined by the points 7 ', 8' and 9 ', but may deviate from it within the limits defined by the accepted tolerance.
The mode of generation of the surface represented in FIG. 1, by the rotation of a generator in an arc of a circle around an axis, constitutes the principle of production of the heat exchanger with coaxial layers of tubes according to FIGS. 3, 4 and 7. In this heat exchanger, the various layers of tubes are made so that the central lines of all the tubes constituting a layer are contained in a surface of revolution obtained as shown in Figs. . 1 and 2, the key surfaces of revolution which define these various layers having the same axis, a and the same median plane 10.
Fig. 3 shows the section, by an axial plane, of the various surfaces of revolution each defining a web. tubes constituting the tube bundle, the lines f representing the trace of these surfaces in the plane of the drawing. Sections 1, 2, 3 and 4 of fig. 3 are those defined in FIGS. 1 and 2.
Fig. 4 shows the arrangement of the tubes 13 in a web, these tubes being bent along the arc e defined in FIG. 2 and the end sections 1 and 4 being those defined in FIGS. 1 and 2.
The method of construction of the tube bundles can be adapted to very different dimensions of heat exchangers thanks to the freedom of choice which exists for the respective locations of sections 1, 2, 3, 4 and 10 and points 5 and 6 , defined in fig. 2. In particular, a tube bundle can be produced in which the approximately straight cylindrical part between sections 2 and 3 has zero length.
This is the case in the embodiment of fig, 5, in which the central lines of the tubes are arranged in the axial planes of the bundle, the generatrix b (fig. 1) of the surface of revolution which defines each layer being then congruent with the generator e (fig. 2) constituted by the central line of a tube of this layer.
In fig. 5, the lines g represent the traces of the surfaces of revolution which define the various layers and with which these generatrices coincide.
The tubes of the bundle are fixed in a known manner by mandrelling or by jamming in end plates. End plates are more often flat, but they can be bulging. In the case of heat exchangers having to withstand high pressure, the tube bundles arranged according to FIG. 5 lend themselves particularly well to the production of convex end plates, because the surface of these convex plates can be substantially orthogonal to the axes of the tubes, as shown schematically in FIG. 6 in which the lines <I> i </I> represent the axes of the tubes and, l represents a domed end plate.
Fig. 7 shows a heat exchanger with -beam of tubes in which the tubes are arranged according to FIGS. 3 and 4. Lines 1 and the end plates delimit the location of the bundle, of which a tube <I> the </I> is shown.
The envelope n is made up of a right cylindrical median section and two frustoconical end sections in which the arrival and departure of the fluid circulating outside the tubes is made through the tubes <I> p </ I> and q. The fluid circulating inside the tubes is guided by the tubes r and s bolted in a known manner to the flat end plates m. The a axis of the apparatus is also the axis of the tube bundle.
The detail of the arrangement of the tubes in the respective sections AA and BB of fig. 7 shows that the section of passage of the fluid external to the tubes of the bundle is notably greater in the inlet and outlet sections of this fluid than in the median cylindrical section.
The advantages of tube bundle heat exchangers of the form described arise from the above indications. Indeed, it is known that the ratio of the heat transmission coefficient to the pressure drop inherent in the heat transmission is the best when the heat transmission surfaces do not present any form of resistance to the flow of the fluid.
This condition of optimum heat transmission is achieved in the middle section of the heat exchangers described in which the flow of the external fluid takes place parallel to the layers of tubes at a desired speed, this being obtained by adopting a passage section determined for this purpose. The pressure drops of the external fluid due to the form resistance of the tubes in the inlet and outlet sections are minimal thanks to the large spacing of the tubes in these sections and to the large passage section achievable.
In addition, the divergence of the tubes in the outlet section of the external fluid allows good recompression of the external fluid from its kinetic energy on leaving the central section with a small passage section. On the whole, the flow conditions of the fluid circulating outside the tubes are the best with regard to both the high heat transfer coefficient and the low pressure drop.
The flow conditions of the fluid circulating inside the tubes are of no particular interest compared to those achieved in heat exchangers of known types; it is known that these flow conditions are satisfactory. From the point of view of thermal expansion, the curvature of the tubes gives rise to the advantage of limiting stresses of thermal origin, as is known.