FR2465984A1 - Echangeur de chaleur a tubes et a plaques - Google Patents

Abstract

L'ECHANGEUR COMPORTE DES TUBES PLATS 1 DISPOSES PAR RANGEES PARALLELES ET PLACES DANS DES TROUS AJOURES 8 MENAGES DANS DES PLAQUES A REFROIDIR 2 ET 3. DES SAILLIES 4 ET 6 ET DES CREUX 5 ET 7 FORMENT DES SECTEURS CONTINUS SUCCESSIFS DIVERGENTS-CONVERGENTS. APPLICATION: RADIATEURS EAU-AIR ET HUILE-AIR.

Description

L'invention est relative aux échangeurs de chaleur et plus particulièrement aux échangeurs de chaleur à tubes et à plaques.

L'invention s'applique notamment à la construction d'échangeurs de chaleur pour des échanges liquide-air dans des usages différents, à la construction de condenseurs à air et d'évaporateurs pour la condensation et pour l'évaporation de différents liquides, ainsi qu'à la construction d'échangeurs air-air. Les échangeurs conformes à l'invention peuvent être utilisés pour travailler soit avec de l'air pur, soit avec de l'air poussiéreux.

I1 est particulièrement avantageux d'appliquer l'invention à la construction d'échangeurs pour des radiateurs eau-air et huile-air de systèmes de refroidissement de groupes moteurs mobiles ou fixes.

On connait des échangeurs à tubes et à plaques constituants des radiateurs eau-air pour véhicules automobiles, tracteurs et locomotives. Pour leur construction, on utilise des tubes plats ou ronds pour le passage du liquide de travail à refroidir, ces tubes étant introduits dans des trous correspondants faits dans des plaques plates à refroidir. Les tubes pour le refroidissement du liquide de travail peuvent etre placés soit par rangées parallèles, soit en quinconce.

Il en résulte, dans l'espace entre les tubes de ces radiateurs, la formation de canaux rectangulaires lisses, dans lesquels il n'y a pas de dispositifs de tourbillonnement augmentant le processus d'échange de chaleur.

Or, on a besoin d'augmenter le processus d'échange de chaleur du fait que les radiateurs eau-air des dif férents, groupes moteurs fonctionnent dans un régime où le coefficient de transmission K du radiateur est approximativement égal au coefficient d'échange de chaleur de de l'air (KSy 41) C'est pourquoi, la diminution du volume et de la masse du radiateur eau-air implique l'augmentation de K, qui dépend uniquement de la valeur de Ct 1- Comme on le sait, les valeurs de g 1 dans des ca, naux lisses, sont minimales. Pour cette raison, ltencom- brement et la masse des échangeurs à tubes et à plaques connus atteignent des valeurs importantes.

Pour réduire l'encombrement et la masse de ces radiateurs eau-air, il faut augmenter le coefficient d'échange de chaleur ol 1, ce qui ne peut être réalisé que s'il y a des turbulences dans le courant d'air des canaux des radiateurs , turbulences provoquées par différents dispositifs générateurs de tourbillonnement.

On connait des échangeurs à tubes et à aques conpor- tanEdestub3plats pour la circulation de l'eau à refroidir. Ces tubes sont montés par rangées parallèles ou en quinconce dans le paquet de plaques refroidies. En même temps, pour l'intensification du processus d'échange de chaleur par convection dans l'espace entre les tubes, les plaques refroidies sont réalisées de manière que le profil de la section suivant le sens du mouvement de l'air de refroidissement présente la forme d'une ligne ondulée continue symétrique : les plaques à refroidir adjacentes sont alors placées dans le faisceau tubulaire, leurs saillies et creux étant équidistants. Les canaux, pour le passage de l'air de refroidissement sont alors formés entre les plaques adjacentes, et la section des canaux le long du mouvement de l'air est réalisée selon un profil ondulé.

L'analyse des résultats d'essais de ces radiateurs eau-air connus fait apparaitre qu'ils ont une petite efficacité thermohydraulique, car l'accroissement des valeurs du coefficient d'échange de chaleur g 1 dans ces canaux est considérablement dépassée par l'augmentation des dépenses d'énergie pour l'intensification des échanges de chaleur, par rapport aux radiateurs comportant des mêmes canaux mais lisses. Ceci s'explique par le fait qu'au cours de la circulation de l'air dans ces canaux, en amont et en aval de chaque tournant il se forme un système tourbillonnaire, du même ordre de grandeur (ou égale) que la hauteur de la saillie du canal ondulé. En même temps, la hauteur de la saillie, dans les constructions de ces canaux, est du même ordre de grandeur (ou égale) que-le diamètre hydraulique du canal.

Il eD résulte que l'énergie supplémentaireamenée à l'air de refroidissement dans les canaux ondulés est dépensée essentiellement (à 70-80%) pour la turbulence du noyau de courant, dans lequel les valeurs des gradients du champ thermique et de la densité du courant thermique sont petites, ce qui aboutit à une augmentation insignifiante de densité du courant thermique.Du fait que ces systèmes tourbillonnaires ont une énergie cinétique considérable, ils surmontent les forces de viscosité et de frottement, et ils se dissocient graduellement en s'introduisant dans la couche limite de l'air. I1 en résulte que la couche limite se met à tourbillonner et que la conductivîté turbulente et la densité du courant thermique s'accroissent dans cette couche;De ce fait, l'intensification de l'échange de chaleur dans le canal ondulé dépend essentiellement de la turbulence de la couche limite du courant, et non pas de son noyau, bien que la dépense d'énergie supplémentaire, amenée au courant d'air dans le canal ondulé pour la turbulence de son noyau, soit notablement plus grande que pour la turbulence de la couche limite. I1 s'ensuit une basse efficacité thermohydrraulique de la surface d'échange dans les échangeurs à tubes et à plaques connu.

L'invention a pour but un échangeur à tubes et à plaques réalisé selon une construction des canaux pour le passage de l'un des fluides caloporteurs qui assurerait une intensification de l'échange de chaleur par convection dans les canaux munis de dispositifs de tourbillonnement d'une forme déterminée en fonction de l'espace entre les tubes. Un tel échangeur étant remarquable par l'accroissement plus rapide et plus égal de l'échange de chaleur par rapport à l'accroissement des résistances hydrauliques, et ce en comparaison avec des canaux similaires, mais lisses.

L'échangeur conforme à l'invention comporte des tubes pour le passage de l'un des fluides caloporteurs, ces tubes étant disposés dans des trous d'un paquet de plaques à refroidir et ayant un profil en section, dans le sens d'écoulement de l'autre fluide caloporteur, présentant la forme d'une ligne ondulée continue symétrique et il est caractérisé en ce que les saillies et les creux de chaque plaque refroidie sont disposés en face des saillies et des creux des plaques refroidies adjacentes, pour former entre les plaques refroidies des secteurs con tinuS-symétriques divergents-convergents, l'angle d'ouverture du divergent étant plus grand que l'angle critique de la perte initiale de stabilité hydrodynamique de la structure laminaire-d'écoulement du fluide caloporteur considéré.

I1 est avantageux que les saillies et les creux des plaques refroidies soient conjugués avec des secteurs rectilignes, ayant le même angle d'inclinaison par rapport à l'axe de symétrie de la ligne ondulée delasection de la plaque refroidie, cet angle étant égal å la moitié de l'angle d'ouverture divergent.

Suivant le régime de travail d'écoulement du fluide caloporteur considéré, il s'est avéré avantageux que l'angle d'inclinaison du secteur rectiligne conjugué fasse, avec l'axe de symétrie de la ligne ondulée de section de la plaque refroidie, un angle compris entre 8" et 450.

Pour assurer une répartition régulière du fluide caloporteur considéré, suivant les canaux entre les tubes de l'échangeur, il faut que, à l'entrée et à la sortie de ce fluide caloporteur dans le paquet de p-laques refroidies, les secteurs de chaque divergent-convergent des canaux présentent ds secteurs rectilignes de plaques refroidies situés dans le plan de symétrie de la ligne ondulée de section des plaques refroidies.

Il est avantageux que le rayon d'arrondi intérieur des saillies et des creux des plaques refroidies ne dépasse pas vingt fois l'épaisseur du matériau de la plaque refroidie.

Pour assurer une bonne technologie de fabrication de l'échangeur, il est avantageux que l'orientation des bords des trous des plaques refroidies adjacentes, par rapport aux saillies et aux creux correspondants, soit exécutée symétriquement.

I1 est également avantageux que les bords des trous soient réalisés, sur toute leur surface, suivant la génératrice de la surface des tubes.

L'application de l'invention à la construction d'échangeurs à tubes et à plaques, par exemple de radiateurs eau-air pour véhicule automobile et tracteur, permet de réduire leurvolume et leur masse de 1,5 à 2 fois par rapport aux échangeurs et radiateurs connus, toutes les autres conditions étant égales. Par ailleurs les échangeurs et radiateurs selon l'invention présentent une résistance à l'encrassement par les particules de poussière et de boue suspendues dans l'air, plus élevée que celle des échangeurs et radiateurs connus.

Dans ce qui suit, l'invention est expliquée par les exemples concrets de sa réalisation avec références aux dessins annexés, sur lesquels - la figure 1 montre une vue d'ensemble de la construction de l'échangeur à tubes et à plaques, suivant l'invention; - la figure 2, montre une construction de l'une des plaques adjacentes de cet échangeur; - la figure 3, montre une construction de l'autre plaque adjacente de cet échangeur : et, - la figure 4, montre un profil de la section de l'une des plaques de cet échangeur.

L'échangeur à tubes et à plaques se compose de tubes plats 1 (figure 1) disposés, par exemple, en rangées parallèles, pour le passage d'un fluide caloporteur, et sur lesquels sont montées, avec un pas h, des plaques à refroidir adjacentes, supérieure 2 et inférieure 3, baignées par l'air refroidissant. Le profil des plaques refroidies 2 et 3, dans leur section suivant le mouvement de l'air indiqué par la flèche, est réalisé sous la forme d'une ligne continue ondulée.

Les plaques refroidies adjacentes supérieure 2 et inférieure 3 sont montées dans l'échangeur de chaleur de sorte que les saillies 4 et les creux 5 de chaque plaque adjacente supérieure 2 soient respectivement disposés, en face des saillies 6 et des creux 7 de chaque plaque adjacente inférieure 3. Il en résulte que dans l'espace entre les tubes de l'échangeur, des canaux sont formés, sous la forme de secteurs divergents, convergents et se trouvent disposés continuellement et successivement suivant le sens de mouvement de l'air refroidissant; l'angle d'ouverture du divergent et l'angle de rétrécissement du convergent sont égaux.

Pour le raccordement des tubes plats 1 avec les plaques refroidies 2 et 3, on prévoit dans ces dernières des trous 8 avec des bords 9. En même temps, on réalise symétriquement l'orientation des bords 9 des trous 8 de la plaque supérieure 2 (figure 2) et de la plaque inférieure adjacente 3 (figure 3), par rapport aux sai- lies 4 (figure 2) et 6 (figure 3) et creux 5 (figure 2) et 7 (figure 3) correspondants.

Les saillies 4 (figure 4) et les creux 5 des plaques refroidies 2 sont conjugués avec des secteurs rectilignes 10, ayant le même angle d'inclinaison t par rapport à l'axe de symétrie 11 de la ligne ondulée de la plaque refroidie 2. Les saillies 5 (figure 1) et les creux 7 des plaques 3 se conjuguent de la même façon.

L'espace entre les tubes de l'échangeur est donc formé par des secteurs continus symétriques divergents-convergents, avec un même angle 9 pour l'ouverture du divergent et le rétrécissement du convergent.

Du côté de l'entrée et de la sortie de l'air de refroidissement, la ligne ondulée de la section des plaques à refroidir 2 et 3 (figure 4) est limité par des secteurs rectilignes 12 se trouvant sur l'axe 11 de symétrie. De la sorte, les plaques à refroidir 2 et 3 (figure 1) sont limitées, dans le sens de mouvement de l'air de refroidissement indiqué par la flèche, par des secteurs plans-parallèles.

Les saillies 4 et 6 et les creux 5 et 7 présentent un rayon d'arrondi intérieur R (figure 4).

L'intensification de l'échange de chaleur par convection, dans la construction proposée, se réalise de la manière ci-après.

Pendant que l'air de refroidissement s'écoule dans l'espace entre les tubes de l'échangeur, l'échange de chaleur par convection dans les canaux s'opère en raison du fait que, dans les secteurs divergents de l'écoulement du fluide caloporteur, la perte de stabilité hydrodynamique de la structure laminaire se produit principalement, seulement sur les parois du divergent. La valeur de l'angle d'ouverture p (figure 1) du divergent, pour laquelle il se produit la perte initiale de la stabilité hydraulique de la structure laminaire de l'écoulement dans celui-ci, est appelée valeur critique.Pour les conditions hydrodynamiques du mouvement de l'air dans un divergent de section circulaire, on a déterminé expérimentalement que la valeur minimale de cet angle est égale à 8". La plage choisie pour les variations de la valeur de l'angle d'ouverture 9 > du divergent se trouve dans des limites comprises entre 16 et 90 , donc supérieure à l'angle critique, ce qui assure la perte non amortie de la stabilité hydrodynamique de la structure laminaire du mouvement de l'air dans les secteurs divergents du canal dans l'espace entre les tubes. I1 en résulte, qu'aux angles correspondants Y d'ouverture, et à un certain régime du mouvement, des systèmes tourbillonnaires situés dans la couche limite du fluide caloporteur sont engendrés sur les parois du divergent. Cette circonstance provoque une augmentation con sidérale de laviscosité et de la conductivité turbulentes dans cette couche, ainsi que du gradient de température et dc la densité du courant thermique. Le coefficient d'é change de chaleur & o( entre l'air de refroidissement et les parois des canaux divergents-convergents s'accroit considérablement (jusqu'à 2,5 fois). En même temps, l'e-- nergie supplémentaire n'est pas amenée au noyau du courant d'air. Cela s'explique par le fait que les saillies 4 et 6 et les creux 5 et 7 des secteurs successifs divergents-convergents sont conjugués suivant le rayon R (figure 4). Si R varie dans des limites comprises entre 1 et 20 fois ( s étant l'épaisseur du matériau de la plaque refroidie 2 ou 3- figure i), il se forme, le long des parois des secteurs divergents-convergents des canaux, un tourbillon tridimensionnel situé dans la couche limite du fluide caloporteur. En même temps, la structure hydrodynamique du noyau du courant dans les canaux, reste, dans toute la gamme des régimes d'écoulement du fluide calopor- teur, la même que celle dans un canal similaire mais lisse.

A la sortie de l'échangeur ainsi réalisé, l'énergie supplémentaire, dépensée pour l'intensification de l'échange de chaleur par convection, est utilisée essentiellement pour la génération du tourbillon tridimensionnel près de la paroi, tourbillon qui conditionne l'accroissement notable des valeurs de la viscosité et de la conductivité turbulentes dans la couche limite d'écoulement, en comparaison avec les valeurs de ces paramètres dans un canal similaire, mais lisse. Ce mécanisme conditionne l'accroissement important de l'échange de chaleur, tout en ne nécessitant que de faibles dépenses d'énergie pour le pompage du fluide caloporteur dans les canaux divergentsconvergents.Dans les canaux divergents-convergents, pour la gamme des régimes d'écoulement du fluide caloporteur, on a obtenu un accroissement maximal de la valeur du coef ficient d'échange de chaleur i 1 et ce dans un rapport
compris entre 2,2 et 2,5; l'augmentation des pertes de charge du fluide caloporteur, égale à J E} est com- prise entre 2,2 et 2,5; Gt et o(/ désignent les coefficients d'échange de chaleur respectivement dans les canaux divergents-convergents et dans les canaux lisses et et S pv désignent les pertes de charge du fluide caloporteur respectivement dans les canaux divergentsconvergents et dans les canaux lisses.Selon l'invention on a donc réussi a réduire notablement de 2 à 2,5 fois) le volume, la masse et le coût des constructions existantes de radiateurs eau-air (par exemple pour tracteurs, automobiles et locomotives), toutes les autres conditions étant égales à celles d'une surface d'échange à canaux lisses pour l'espace entre les tubes.

En cas de fonctionnement du radiateur eau-air, conforme à l'invention avec de l'air empoussiéré ou boueux, la génération des bourbillons sur les parois des canaux empêchent la précipitation, sur ces parois, des particules de poussière et de boue suspendues dans l'air, du fait qu'elles se trouvent, près de la paroi, dans la zone d'action des forces centrifuges qui contribuent à leur passage, à travers la couche de brassage, dans le noyau de flux, avec l'éjection ultérieure du radiateur par le courant principal d'air.

Pour assurer le déroulement favorable du processus susindiqué d'intensification de l'échange de chaleur par convection dans les canaux divergents-convergents, formés par les plaques refroidies 2 et 3 adjacentes, les saillies 4 et 6 et les creux 5 et 7 de ces plaques 2,3 sont conjugués avec des secteurs rectilignes 10 (figure 4) ayant le même angle d'inclinaison 9 par rapport à l'axe de symétrie Il de la ligne ondulée de section. Il en résulte, que la surface d'échange de chaleur, du côté air, est formée par les secteurs symétriques divergents-convergents des canaux.L'égalité des angles 8 est nécessitée par le fait que l'un des côtés des plaques refroidies 2 ou 3 (figure 1) constitue, par exemple, un secteur divergent du canal d'air, tendis que son autre côté constitue le secteur convergent du canal et vice-versa. L'absence de la symétrie des angles d'inclinaison 9 (figure 4) des secteurs rectilignes 10 conjugués peut aboutir à une longueur relativement grande des secteurs convergents des canaux d'un côté des plaques refroidies 2 et 3 (figure 1) ce qui contribue à l'amortissement des systèmes tourbilonnai resprèsde la paroi.En même temps, de l'autre côté des plaques refroidies 2 et 3, la longueur du secteur divergent de canal, dans lequel sont engendrés essentiellement les systèmes tourbillonnaires tridimensionnels diminue, et il se produit l'intensification de l'échan- ge de chaleur par convection.

L'angle d'inclinaison 9 (figure 4) des secteurs rectilignes 10 conjugués varie, conformément au régime d'écoulement du fluide caloporteur, dans des limites comprises entre 8 et 45 , ce qui correspond à une gamme des valeurs de l'angle kg d'ouverture du divergent (figure i) égal au double de l'angle 9 (figure 4), comprise entre 16 et 90".

Cette gamme de modification de l'angle 9 garan tit un accroissement supérieur/ou égal du coefficient d'échange de chaleur , 1 par rapport à l'augmentation des pertes de charge, en comparaison avec la surface d'échange à canaux lisses. Toutefois, la diminution de la valeur de l'angle 9 , lorsque Y < 8 , se manifeste par une intensification faible de l'échange de chaleur par convection. ce qui ne présente aucun intérêt pratique dans les échangeurs à tubes et - plaques de volume, de masse et de coût inférieur.Lorsque l'angle 9 est inférieur à 8 , la longueur du secteur de convergent du canal augmente considérablement et, par conséquent, son action stabilisatrice sur la structure turbulente de l'écoulement dans le canal s'accroit aussi. I1 en résulte que, dans le convergent de grande longueur, les tourbillons s'amortissent dans sa partie amont et sa partie restante ne travaille plus en régime d'intensification de l'échange de chaleur par convection.L'augmentation de l'angle d'inclinaison 8 a une valeur supérieure de 45 , aboutit à un accroissement dépassant les pertes de charge du fluide caloporteur, par rapport à l'augmentation du coefficient d'é change de chaleur &alpha; < ## en comparaison avec les canaux iden
&alpha;' ##' tiques mais lisses. Cela n'assure pas un déroulement favorable du processus d'intensification de l'échange de chaleur par convection, et aboutit a de grandes dépenses d'énergie injustifiées pour le pompage du fluide caloporteur si l'on veut obtenir l'intensification nécessaire de l'échange de chaleur par convection. Si on augmente l'angle tp f > 45 , l'influence stabilisatrice du convergent sur le développement de la structure turbulente du courant du fluide caloporteur, sortant du secteur divergent, s'accroît considérablement. En conséquence, les systèmes tourbillonnaires tridimensionnels engendrés dans le secteur divergent du canal s'amortissent presque complètement. En même temps, les systèmes tourbillonnaires qui se forment dans les creux 5 et 7 (figure 1) changent leur structure tridimensionnelle en structure bidimensionnelle. La présence des systèmes tourbillonnaires bidimensionnels dans les creux 5 et 7 intensifie faiblement le processus d'échange de chaleur et nécessite pour leur maintien des dépenses d'énergie, relativement grandes, ce qui n'est pas rationnel.

Afin d'assurer une répartition régulière de l'air suivant les canaux dans l'espace entre les tubes de l'é- changeur, la ligne ondulée de section des plaques refroidies 2 et 3 est du côté d'entrée et de sortie de l'air, limitée par des secteurs rectilignes 12 (figure 4) se trouvant sur l'axe ll de sa symétrie. Dans ce cas, la résistance des canaux adjacents est égale, ce qui aboutit à une répartition régulière du débit d'air selon les canaux dans l'espace entre les tubes; l'efficacité thermohydraulique de l'échangeur à tubes-plaques augmente donc.

Dans le but d'assurer une bonne technologie de fabrication des échangeurs selon l'invention, l'orientation des bords 9 des trous 8, des plaques adjacentes 2 et 3 (figure I), par rapport aux saillies 4 et 6 et aux creux 5 et 7 correspondants, est réalisée symétriquement. C'est grace à cette orientation des bords 9 des trous 8 qu'il est possible d'assurer l'assemblage de l'échangeur, dans lequel, dans l'espace entre les tubes, il se forme les secteurs divergents-convergents des canaux.

Afin d'assurer-un meilieurcontact thermique, par frittage au four, entre les plaques refroidies 2 et 3 et 'les tubes plats 1 aux endroits dès trous 8 desdites plaques refroidies, on n'a pas prévu de saillies 4 et 6 ni de creux 5,7. En cas d'ajourage des trous 8 dans les plaques refroidies 2 et 3 suivant leur surface ondulée, la surface génératrice des bords 9 des trous 8 ne sera pas identique à la surface génératrice des tubes plats, ce qui n'assure pas leur adhérence parfaite, après frittage, avec la surface des tubes plats 1, suivant tout le contour des bords 9 des trous 8, et altère le contact thermique entre les plaques refroidies 2 et 3 et les tubes plats.

Un radiateur eau-air selon l'invention permet, comme le montrent les résultats de l'étude expérimentale entreprise pour la mise au point du radiateur, de réduire son volume et sa masse de 1,5 à 2 fois, toutes les autres conditions étant égales. En tenant compte que la construction des radiateurs d'eau de tracteurs, automobiles et locomitives fabriquée à partir des métaux courants (laiton, profilés laminés de cuivre électrolytique pur et brasure à l'étain) et en prenant en considération la production en masse de ces radiateurs (atteignant plusieurs millions d'unités par année), l'application de l'invention permettra d'obtenir un grand effet économique, en partant du rapport entre les profits et les frais nécessaires pour la fabrication des échangeurs selon l'invention.

Claims (7)

1. REVENDICATIONS

   1. Echangeur de chaleur à tubes et à plaques, comportant des tubes, pour l'écoulement de l'un des fluides caloporteurs, ces tubes étant disposés dans des trous d'un paquet de plaques à refroidir et ayant un profil en sec tion, dans le sens d'écoulement de l'autre fluide caloporteur, présentant la forme d'une ligne ondulée continue, caractérisé en ce que les saillies et les creux de chaque plaque refroidie sont disposés en face des saillies et des creux des plaques refroidies adjacentes, pour former, entre les plaques refroidies des secteurs continus symétriques divergents-convergents, l'angle d'ouverture du divergent étant plus grand que l'angle critique de la perte initiale de la stabilité hydrodynamique de la structure laminaire d'écoulement du fluide caloporteur considéré.
2. 2. Echangeur selon la revendication 1, caractérisé en ce que les saillies et les creux des plaques refroidies sont conjugués avec des secteurs rectilignes, ayant le même angle d'inclinaison par rapport à l'axe de symétrie de la ligne ondulée de la section de la plaque refroidie. Cet angle étant égal à la moitié de l'angle d'ouverture du divergent.
3. 3. Echangeur selon la revendication 2, caractérisé en ce que l'angle d'inclinaison du secteur rectiligne conjugué fait, avec l'axe de symétrie de la ligne ondulée de section de la plaque refroidie, un angle compris entre 8 et 45C
4. 4. Echangeur selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que à l'entrée et à la sortie du fluide caloporteur considéré dans le paquet de plaques refroidies, les secteurs de chaque divergent-convergent des canaux présentent des secteurs rectilignes de plaques refroidies situés dans le plan de symétrie de la ligne ondulée de section des plaques refroidies.
5. 5. Echangeur selon l'une quelconque des revendications I à 4. caractérisé en ce que le rayon d'arrondi intérieur des saillies et des creux des plaques refroidies ne dépasse pas vingt fois l'épaisseur du matériau de la plaque refroidie.
6. 6. Echangeur selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que l'orientation des bords des trous des plaques refroidies adjacentes par rapport aux saillies et aux creux correspondants, est réalisée symétriquement.
7. 7. Echangeur selon la revendication 6, caractérisé en ce que les bords des trous sont réalisés, sur toute leur surface, suivant la génératrice de la surface des tubes.