ET DE CHALEUR SERRE - · PDF fileTableau 2. Résultats de calculs théoriques au niveau du transfert de chaleur pour 1/2 et 1 changement d'air à I'heure pour une température

DANIEL YVES MARTIN

CONCEPTION ET CONSTRUCTION D'UN ÉCBANGEUR DE CHALEUR POUR CONTROLER L'EuMIDITÉ DANS UlW SERRE

Mémoire présenté

à la Faculté des études supérieures de l'université Lavai

pour l'obtention du grade de maître ès sciences (M-Sc.)

Département des sols et de génie agroalimentaire Faculté des sciences de l'agriculture et de l'alimentation

0 Daniel Yves Martin, 1997

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AVANT-PROPOS

Ce projet de maîtrise est d'abord et avant tout le h i t de relations de confiance et d'amitié que

je ne voudrais pas passer sous silence Je tiens donc à remercier M. Roberge Michaud, directeur

au Ministère de l'Agriculture des Pêcheries et de I7AIimentation du Québec qui m'a pennis, à

l'imérieur de mes fonctions professionnelles assumées a ce ministère, d'effectuer des études de

niveau supérieur. La confiance et le soutien qu'il m'a témoignés tout au long du projet fut une

source de grande motivation. Dans un deuxième temps, je désirerais remercier le directeur de

cette maîtrise, le professeur Roger Thériault, du département des sols et de génie agroalimentaire

de l'université Laval. Sa sagesse et ses conseils, toujours très judicieux, ont été fort appréciés.

le tiens également à souligner le support des professeurs Daniel Rousse du département de génie

mécanique et Régis Boily du département de génie rural. A titre de codirecteurs de maîtrise,

ceux-ci ont grandement contribué au succès de ces travaux.

Je voudrais également souligner le travail de messieurs Jean-Marc Boudreau, Gérard Lemay

et François Léveillée du Centre d'Information et de Développement Expérimental en

Semculture (CIDES). Leur expertise et leur professiomalisme ont été déterminants dans la

fabrication, l'instrumentation et la gestion du système, qui a été réalisé dans l'une des serres

expérimentales de l'Institut de technologie agricole de Saint-Hyacinthe.

Je désirerais également souligner que le financement du projet a été assuré en grande partie par

le ministère des Ressources Naturelles du Québec. La compagnie Plasti-drain Limitée a

contribué aussi de façon signrficative en fournissant la tuyauterie nécessaire à la construction du

coeur de l'échangeur de chaleur. Sans l'appui de ces organisations, ce projet n'aurait jamais pu

être mené à terme.

AVANT-PROPOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . i

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . TABLE DES M A T ~ R E S ü

LISTE DES TABLEAUX . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . LISTE DES FIGURES t

INTRODUCTION - .

CHAPITRE 2 CONCEPTION DU PROTOTYPE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2.2 DESIGN DE L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.1 Estimation des coefficients de convection de transfert de chaleur h . . . . . . . . 4

. . . . . . . . . . . . . . 2 . 2 2 Estimation des coefficients de transfert de chaleur global U I . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.3 Estimation des bilans thermiques

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.4 Évaiuation des pertes de charge 1 ( . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.5 Conception assistée par ordinateur 1

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3 RÉALIS ATION DU PROTOTYPE 1

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.1 Description du prototype 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.2 Montage et instrumentation 1 :

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CHAPITRE 3 QUANTIFICATION DE LA PERFORMANCE 2(

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1 R~SULTATS OBTENUS 2(

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 CONTRÔLE DE L'HUMIDITÉ 3

7' . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3 CONCEP TION DU PROGICIEL ECHANGE-EXE -.

. . . . . . . . 3.4 PERFORMANCES GÉNÉRALES DE L~ECHANGEUR DE CHALEUR 2t

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . RÉFÉRENcEs 4:

ANNEXE 1 PROGICIEL DE CONCEPTION D~UN ÉCHANGEUR DE CHALEUR: ECHANGE-EXE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4:

ANNEXE 2 PROGRAMMATION DU SYSTÈME D'ACQUISITION DE DOMES 2 1 x DE CAMPBELL SCENTIFIC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5~

ANNEXE 3 CARACTÉRISTIQUES GÉOMÉTRIQUES DES TUYAUX ANNELÉS EP THERMOPLASnQUE DE LA COMPAGME PLASTI-DRAIN LMTÉE UTILISÉS DANS L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR . . . . . . . . . . . . . . 65

LISTE DES TABLEAUX

Tableau 1. Paramètres retenus pour le design préliminaire de I'échangeur decfialeur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

Tableau 2. Résultats de calculs théoriques au niveau du transfert de chaleur pour 1/2 et 1 changement d'air à I'heure pour une température intérieure de 20 OC et extérieure de - 10 OC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . - . . . . . 15

Tableau 3. Résultats de calculs théoriques au niveau de l'écoulement des fluides pour 1/2 et 1 changement d'air à l'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

Tableau 4. Fiche technique de l'échangeur de chaleur tel que construit . . . . . . . . . . . . . 17

Tableau 5. Résultats du 26 mars 1996 (8 h 10) avec 0'5 changement d'air à I'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

Tableau 6. Résultats du 5 avril 1996 (4 h 50) avec 0,9 changement d'air à l'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

Tableau 7. Résultats du 30 avril 1996 (18 h 10) avec 0,9 changement d'air à I'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

Tableau 8. Résultats de I'échangeur de chaleur; 5 avril 1996 de7hSOalOh20 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

Tableau 9. Caractéristiques hydrauliques des conduites utilisées . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 1

Tableau 10. Exemple de calculs effectués par le progiciel ÉCHANGE.EXE . . . . . . . . . 32

LISTE DES FIGZllRES

Figure 1. Vue schématique et en élévation de l'échangeur de chaleur incluant la position des instruments de mesure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

Figure 2. Vue de la section A-A d e I'échangeur de chaleur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

Figure 3. Distribution des températures, 26 mars 1996 (8 h 10) avec 0.5 changement d'air à l'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 3

Figure 4. Distribution des températures, 5 avril 1996 (4 h 50) avec 0.9 changement d'air à l'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

Figure 5 . Distribution des températures, 30 avril 1996 (1 8 h 10) avec 0-9 changement - . d'air a l'heure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 5

Figure 6. Pertes de charge dans I'échangeur de chaleur à 0'9 changement d'air à l'heure 36

Figure 7 Distribution de I'humidité relative dans la serre du 5 au 9 avil 1996 . . . . . . . . 37

Figure 8. Quantité d'eau évapotranspirée aux 10 minutes et non condensée sur les parois . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

INTRODUCTION

Après avoir connu une forte croissance, l'industrie québécoise des d t u r e s en serre connaît

aujourd'hui une période de consolidation de ses entreprises. Dans cet esprit, l'utilisation

rationnelle des ressources figure au premier plan des préoccupations de ce secteur. Pour les

régions nordiques, les dépenses reliées à I'utilisation de l'énergie, particulièrement pour le

chauffage des installations, représentent une part importante des coûts de production. C'est

pourquoi, en 1994, le Syndicat des Producteurs en Serre du Québec lançait en partenariat,

notamment avec le ministère de I'Agriculture, des Pêcheries et de l'Alimentation du Québec, un

programme d'évaluation de la consommation d'énergie de plusieurs entreprises semcoles. C'est

donc dans le cadre du programme Ékiloserre (SPSQ, 1995) qu'environ 300 exploitations de

cultures en serres ont été visitées et ont fait l'objet de recommandations afin de diminuer leur s

dépendance énergétique.

À la fin de ce programme en 1995, un des grands constats a été qu'il existait très peu de

techniques pour réduire les dépenses reliées à la gestion de l'humidité. En effet, pour favoriser

les échanges gazeux entre les plantes et l'air de même que pour diminuer les risques de maiadie.

les producteurs sont tenus de contrôler le niveau d'humidité. Ce contrôle se fait actuellement

par chauffage et ventilation simultanés. Ce procédé est très onéreux en termes d'énergie,

puisqu'il fmt évacuer un air réchauffé par le système de chauffage de la serre et le remplacer par

un air extérieur sec et froid. On estime qu'entre 13 et 18% des coûts de chauffage sont reliés

à la gestion de l'humidité (De Halleux et Gauthier, 1995). En estimant ces fiais à environ 3,00%

du m' (Johnstone et Abdallah, 1989)' c'est près de 2,6 millions de dollars qui sont dépensés

annuellement pour la gestion de l'humidité pour les 88 hectares de serres en production

maranchère au Québec (MAPAQ, 1992). Bien que moins problématique, la culture de plantes

ornementales sous serre exige néanmoins un certain contrde de l'humidité, ce qui occasionne

également dans ce cas des coûts de chadfige supplémentaires. On estime à environ 134 hectares

la superficie consacrée à la culture sous serre de plantes ornementales au Québec.

CHAPITRE 1

W W E DE LITTÉRATURE ET OBJECTIFS

Un des moyens envisagés pour favoriser la gestion de l'humidité est de considérer l'utilisation

d'un échangeur de chaleur air-air qui permet, pendant les périodes de ventilation hivernales, de

prélever une partie de la chaleur contenue dans l'air intérieur chaud et humide quittant les serres

pour préchauffer l'air extérieur froid et sec entrant dans le complexe. Le système peut ainsi

récupérer une partie de la chaleur latente et sensible contenue dans I'air chaud des serres.

Actuellement, certains échangeurs commerciaux sont disponibles dans le domaine agricole, la

plupart possédant des efficacités thermiques basées sur les températures moyennes d'entrée et

de sorties d'environ 40% (Jorgenson et May, 1989). Coûteux et sujets au givre, ces modèles ont

suscité peu d'intérêt de la part des producteurs agicoles québécois. Néanmoins, Lepoidevin

et al. (1981) et Brundrett et al. (1984) démontraient qu'il était possible de construire des

échangeurs de chaleur ayant des efficacités de l'ordre de 70 à 80% destinés spécifiquement à la

déshumidification des serres et qui ne seraient pas nécessairement affectés par le givre. Ces

appareiis avaient comme caractéristique commune de considérer la longueur des serres comme

élément important afin d'accroître la surface d'échange de l'échangeur. Albright (1985) a

trouvé qu'une efficacité de 80% pouvait être atteinte à la condition d'avoir une surface

d'échange assez grande et de permettre à I'air de demeurer suffisamment longtemps dans

l'échangeur. Malgré leur grande efficacité, ces appareils n'ont jamais f i t l'objet de

développement commercial, probablement en raison-de la fiagilité des matériaux utilisés. Le

prototype de Lepoidevin et a1.(198 1) était constitué de contre-plaqué et de film de polyéthylène

pour former des canaux d'écoulement rectangulaires tandis que Brundrett et ai. (1 984) utilisaient

le principe d'un échangeur de chaleur à tubes constitués de 7 tuyaux en film de polyéthylène de

229 millimètres de diamètre, à l'intérieur d'une enveloppe circulaire de 762 millimètres de

diamètre, également en film de polyéthylène. Dans ces deux échangeurs, un écoulement à

contre-courant est utilisé à cause de sa plus grande efficacité par rapport à l'échangeur à

écoulement parallèle ou transversal.

Ces recherches et quelques calculs préliminaires permirent de prédire que la construction d'un

échangeur de chaleur à écoulement contre-courant air-air pouvant avoir une efficacité minimale

3

de 65% était réalisable. Néanmoins, il fallait vérifier qu'il était possible de construire un modèle

dont le coût serait accessible aux producteurs en serre et sur lequel le givre aurait peu d'effet.

En conséquence, les objectifs généraux de l'étude présentée ici sont de:

a) concevoir un système récupérateur de chaleur peu dispendieux, ayant une efficacité

thermique minimale de 65 %, destiné à améliorer la gestion de L'humidité dans les

serres;

constnllre et évaluer les performances d'un prototype évoluant en conditions réelles.

CHAPITRE 2

CONCEPTION DU PROTOTYPE

2.1 PRINCIPES RETENUS

Après avoir effectué un certain nombre de simulations, iI tùt décidé de construire un échangeur

de chaleur multi-tubes. En raison de sa très grande surface d'échange, de son faible coût

d'achat, de sa résistance à la corrosion et de sa très grande durabilité, le tuyau annelé flexible en

thermoplastique non perforé (BNQ, 199 1) a été retenu pour constituer le coeur de l'échangeur

de chaleur. En raison de sa durabilité, le tuyau annelé à intérieur lisse pour l'évacuation des eaux

pluviales (BNQ, 1990) a été retenu pour constituer l'enveloppe extérieure de l'échangeur de

chaleur. Ces deux matériaux permettent égaiement d'envisager l'enfouissement dans le sol de

l'échangeur de chaleur de manière à libérer de l'espace dans la serre. De plus. aiin de diminuer

le plus possible le coût de l'expérimentation, il a été décidé de construire un prototype qui

mettrait davantage l'accent à évaluer la fàisabiiité du système qu'à rencontrer tous les besoins

de déshumidification d'une serre. C'est pourquoi le prototype a été conçu pour permettre un

taux maximal d'un changement d'air par heure dans la serre expérimentale, ce qui est insuffisant

pour assurer une déshumidification adéquate d'une serre en tout temps mais adéquat pour

évaiuer la faisabilité du modèle.

. 2.2 DESIGN DE L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR

2.2-1 Estimation des coefficients de convection de transfert de chaleur h

L'étude de Brundrett et al. (1984) est particulièrement intéressante puisqu'elle décrit à la fois

un modèle mathématique relié aux échanges de chaleur ainsi que les résultats de deux prototypes

construits à partir du modèle théorique développé. L'élaboration du présent prototype fit en

grande partie basée sur cette étude tout en l'adaptant aux besoins particuliers de ce projet.

Le modèle mathématique de Brundrett et al. (1 984) repose sur les relations classiques décrivant

le transfert de chaleur sensible impliquant la convection forcée de l'air et le transfert de chaleur

latente impliquant la condensation de la vapeur d'eau. Trois relations sont utilisées pour exprimer

les diffërents coefficients de convection de transfert de chaleur présents dans l'échangeur.

5

A) Le coefficient de convection de transfert de chaieur à I'inténeur d'un tube h, (Wm2 K) e

calculé avec l'équation ( 1 ) (Brundrett et ai., 1 984):

ou: Re, = nombre de Reynolds a l'intérieur du tube et D, = diamétre interne de la conduite (m).

Rappelons que le nombre de Reynolds se calcule selon l'équation (2) (Streeter et Wylie, 1975

ou : V = vitesse du fluide dans la conduite ( d s ) , D = diamètre de la conduite (m), p = densité du fluide à la température considérée (kg/m3) et u = viscosité du fluide à la température considérée (kg/m s).

Il est intéressant de noter que la relation utilisée par Bnindrett et al. ( 1984) peut être retrouve

en utilisant la relation de Colbum (KarIekar et Desmond, 1 977) qui exprime le nombre de Nusse

selon l'équation (3).

ou: Nu = fe nombre de Nusselt et Pr = le nombre de PrandtI de l'air à la température considérée.

De façon générale, le coefficient de convection de transfert de chaleur pour un écoulemei

turbulent dans une conduite est défini selon I'équation (4) (Karlekar et ~esmond, 1977).

où: k = conductivité de l'air à la température considérée (W/m K) et Nu = le nombre de Nusselt.

En utilisant les propriétés de l'air à une température moyenne de O OC et en introduisant ce

paramètres dans les équations (3) et (4) on obtient une relation très près de celle de Brundret

et al. ( 1 984).

B) Le coefficient de convection de transfert de chaleur à l'extérieur d'un tube ho ( W h 2 K) es

calculé à partir de l'équation (5) (Bmndrett et al. ,1984):

où : Re, = nombre de Reynolds prévalant du côté extérieur des tubes et D, = diamètre hydraulique équivalent (m).

Le diamètre hydraulique équivalent D, est formé par l'enveloppe extérieure et l'extérieur dei

tubes intérieurs et se calcule à l'aide de l'équation (6):

où :

S = surface d'écoulement dans une conduite (mZ) et

P, = périmètre mouillé dans une conduite (m).

Dans ce cas. la relation utilisée par Brundrett et al. (1984) (équation (5)). lorsqu'on utilise le:

propriétés de l'air à O OC, se rapproche plus de celle de Rohsenow (Karlekar et Desmond

7

1977) qui. propose l'équation (7) pour le calcul du nombre de Nusselt lorsque le nombre dl

Prandtf se situe entre 0,5 et 1.

C) Le coefficient moyen de condensation h,, (W/m2 K) se calcule selon l'équation (8

(Brundreît et al., 1984):

où: PI =

P v = g = k* =

- 4 - C p . 1 = - L- T, = N =

densité de l'eau à la température considérée (kg/m3), densité de la vapeur d'eau a la température considérée (kg/m3), constante gravitationneîle (mls'), conductivité thermique de l'eau (W/m K), chaleur latente de vaporisation de l'eau (Jkg), chaleur spécifique de l'eau (Jkg K), température de saturation de l'air (K), température de la paroi des tubes (K) et nombre de tubes horizontaux qui se superposent verticalement dans ux assemblage de tubes en rangs et en colonnes.

Cette relation de Brundrett et al. (1984) est fréquemment utilisée dans la littérature (hcroperi

et Dewitt, 1990) pour le calcul du coefficient de convection de transfert de chaleur lorsqu'il !

a changement de phase du fluide et que l'échangeur de chaleur est constitué de conduite:

cirudaires superposées. On suppose également que le condensat formera une pellicule aqueust

continue sur les conduites.

8

2.2.2 Estimation des coefficients de transfert de chaleur global U

L'air chaud et humide rencontrant une paroi froide peut subir deux états, soit conserver son

contenu en eau sous forme de vapeur ou bien voir celui-ci passer en partie a l'état liquide parce

que le point de rosée est atteint.

Pour calculer le coefficient de transfert de chaleur global pour la condition sèche II, ( ~ l m ' K)

(évalué a partir de la surface extérieure des tuyaux), la relation (9) est utilisée (Karlekar et

Desmond, 1 977):

où: r, = rayon extérieur des conduits intérieurs (m), k = conductivité thermique du matériel constituant le tuyau (W /m K) et r, = rayon intérieur des conduits intérieurs (m).

En ce qui a trait aux zones humides, c'est-à-dire ceiles où la condensation de la vapeur d'eau se

produira, Brundrett et al. (1 984) proposent, pour déteminer le coefficient de transfert de chaleur

global Uw l'addition en série des résistances générées par les différents coefficients de convection

de transfert de chaleur (h,, h,, et bnd) et par la paroi des conduites utilisées. Nous retiendrons,

en première estimation, cette théorie pour calculer le coefficient de transfert de chaleur global

U, (WmZ K), calailé à partir de la surface extérieure des tuyaux. L'équation (1 0) exprime cette

théorie:

2.2.3 Estimation des bilans thermiques

L'objectif visé dans l'analyse d'un échangeur de chaleur est d'être en mesure de pouvc

exprimer le taux de transfert de chaleur Q entre l'air chaud et l'air froid en terme du coefficie

de transfert de chaleur U et de la surface d'échange de l'échangeur. Les équations décriva

l'équilibre des échanges de cbaleur sensible, lorsqu'il n'y a aucune variation d'énergie cinétiqi

ou potentielle des fluides et aucun transfert de chaleur a l'environnement, s'expriment de

façon suivante (Karlekar et Desrnond, 1977) :

où:

Q = taux de transfert de chaleur (W); E/, = puissance perdue par l'air chaud (W), Eg = puissance gagnée par l'air froid (W) et Et = puissance transférée au travers du système d'échange (W)

L'équilibre thermique peut aussi être décrit par 1' équation ( 1 2).

où:

h = débit massique de l'air chaud (kgls)

cc = chaleur spécifique à pression constante de l'air chaud (Jkg K) T, = température de l'air chaud entrant (K) Ta = température de l'air chaud sortant (K)

mf = débit massique de I'air froid (kg/s) c, = chaleur spécifique à pression constante de l'air froid (Jkg K)

= température de l'air froid entrant (K) T, = tempérahire de l'air froid sortant (K) U = coefficient de transfert de chaleur global (w/rn2 K) A = surfàce d'échange de chaleur (m')

LMTD = Werentiel de température moyen logarithmique (K)

Puisque les débits massiques ainsi que la chaleur spécifique des deux fluides seront pratiquemei

égm on peut exprimer l'efncacité thermique E de l'échangeur à contre-courant par I'équatic

(13) (Karlekar et Desmond, 1977) :

2.2.4 Évaluation des pertes de charge

Un paramètre fondamental dans le design d'un échangeur de chaleur est l'évaluation des perte!

de charge produites dans le système. 11 doit y avoir en effet un compromis a effectuer entre le:

pertes de charges induites par des vitesses élevées, l'atteinte de coefficients de convection dc

transfert de chaleur élevés et le taux de transfert de chaleur. Pour évaluer les pertes de chargc

dans une conduite, on utilisera l'équation de Darcy-Weisbach (Streeter et Wylie, 1975) soit:

où: Ap = perte de charge dans une conduite (Pa) f = coefficient de fiidion L = longueur de la conduite (m)

Afin de déterminer le coefficient de fiction on peut utiliser la solution empirique développée par

Colebrook (Streeter et Wylie, 1975) à savoir:

ou:

E = la rugosité du tuyau (m).

Au moment de la conception, la valeur de E fut estimée à 0,001 mètre en se basant sur des

valeurs fournies par le diagramme de Moody (S treeter et Wylie, 1975).

11

2.2.5 Conception assistée par ordinateur

Une fois les modèles mathématiques définis. une routine informatisée écrite avec le langage

d&&Ehsio a été utilisée pour simuler la variation des paramètres de l'échangeur de chaleur.

Il était possible de modifier les dimensions et le nombre de conduites. les températures d'entrée

de l'air chaud et froid, les caractéristiques physiques (chaleurs spécifiques, viscosités, etc) de ces

derniers ainsi que leurs débits volumiques. Ces simulations ont permis de déterminer les

caractéristiques du prototype. Comme critère initiai, le prototype devait être capable d'effectuer

de 0.5 à 1 changement d'air à l'heure dans une serre individuelle de 6 mètres de largeur par 30

mètres de longueur et d'un volume de 576 m3. Les paramètres retenus pour le design préliminaire

sont présentés au tableau 1. Dans ce tableau, on peut noter que I'échangeur de chaleur pourrait

être constitué de 6 conduites de 76 mm + intérieur d'une longueur de 24 mètres chacune. Les

tableaux 2 et 3 illustrent quelques résultats obtenus lors des simulations pour les conditions de

0,s et de I changement d'air a l'heure. Ces calculs théoriques ont mis en évidence l'importance

d'une d a c e d'échange considérable pour obtenir une efficacité thennique intéressante. Cette

surface s'obtient par l'ajout de tuyaux et par le fait d'avoir un échangeur long.

2.3 RÉALISATION DU PROTOTYPE

2.3.1 Description du prototype

A partir des simulations informatiques, il semblait possible de construire un échangeur de

chaleur pouvant avoir une efficacité thermique de près de 80%. Le prototype d'un échangeur

de chaleur a donc été construit au cours des mois de février et mars 1996. Cet équipement a

fonctionné de mars à mai 1996. L'appareil fut construit dans une chapelle de 576 rn3 d'un

complexe de serres jumelées localisées à l'Institut de Technologie Agricole de St-Hyacinthe.

Cette chapelle est isolée des autres unités du complexe par un film de polyéthylène ainsi que par

des portes d'accès indépendantes. Recouverte de film de polyéthylène, cette chapelle abritait au

moment du fonctionnement de l'équipement, des cultures de tomates et de concombre de façon

à faire fonctionner en condition réelle l'échangeur de chaleur.

La fiche technique de l'échangeur de chaleur tel que constmit est présentée au tableau 4. Les

figures 1 et 2 illustrent schématiquement le montage réalisé. On pourra retrouver à l'annexe 3

12

les caractéristiques géométriques des conduites utilisées. On peut remarquer a la figure 2 que le

noyau de l'échangeur de chaleur était constitué de 4 tuyaux annelés flexibles en thermoplastique

non perforés de 76 mm + intérieur entourant 1 tuyau annelé flexible en thermoplastique non

perforé de 10 1 mm 4 intérieur. Ces conduites se trouvaient a l'intérieur d'un tuyau annelé a

intérieur lisse de 305 mm 4. L'air fkoid provenant de l'extérieur circulait à l'intérieur des petites

conduites. L'air chaud venant de Ia serre circulait dans les 4 chambres de même dimension

créées par la disposition des conduites de 76 et de 101 mm a. Cette configuration a été

retenue pour son côté très pratique lors de l'assemblage de l'échangeur de chaleur et a permis

d'obtenir une répartition assez d o r m e de l'air chaud et froid dans les différentes canalisations.

Elle permettait également de conserver dans un même ordre de grandeur la surface d'échange

actuelle (62,l m') par rapport au modèle théorique qui utilisait 6 tuyaux de 76 mm @ intérieur

(68'8 m'). De plus, cette méthode de positionnement des tuyaux permettait de créer de très

grands passages pour l'écoulement de I'air chaud et humide. Il est permis de penser que, par

grands f?oids, le givre ne viendra pas bloquer l'écoulement de I'air chaud et qu'ainsi des cycles

de dégivrage ne seront pas requis.

2.3.2 Montage et instrumentation

L'assemblage des composantes a été réalisé sur place avec des matériaux de construction

conventionneis. Les plenums ont été construits a partir de panneaux de contre-plaqué de 19 mm

d'épaisseur et les conduites flexibles permettant de relier les plenums de l'air chaud à

i'échangeur de chaleur sont du type accordéon que l'on retrouve fréquemment dans les

installations domestiques de ventilation. Les tuyaux flexibles permettant d'évacuer I'air chaud

refroidi dans l'échangeur de chaleur étaient isolés par une gaine de laine minérale. La conduite

permettant l'entrée de I'air froid provenant de l'extérieur était recouverte d'un matériel isolant.

L'enveloppe extérieure de l'échangeur de chaleur était en bonne partie isolée thermiquement par

rapport à I'air de la serre. Une couche d'air de 25 mm d'épaisseur est créée par la présence des

anneaux servant à donner de la rigidité au tuyau de plastique de 305 mm 4. Ces anneaux sont

présents sur 50% de la longueur d'un tuyau.

L'échangeur a fait l'objet d'une instrumentation poussée (fig. 1). Le noyau du module

d'instrumentation est constitué d'un système d'acquisition de domees 21X de Campbell

Scientific. Il e e t les idonnations reçues tout en analysant l'humidité relative présent1

dans la serre. Ce n'est que lorsque des conditions prédéterminées d'humidité relative étaien

rencontrées dans la serre que l'échangeur était activé, grâce à des relais électroniques reliés ai

système d'acquisition 2 1 X. De tàçon générale, la consigne d'humidité relative a été fixée à 75%

pour la majeure partie de l'expérimentation. L'annexe 2 présente la programmation du systèmc

d'acquisition 2 1 X.

Afin de pouvoir comprendre les mécanismes d'échange de chaleur qui surviendraient dan!

I'échangeur de chaleur, différents types de capteurs ont été installés. Quarante-cinc

thermocouples de type constantan-cuivre ayant une précision de * 1 OC ont été insérés dans le!

tuyaux- Cinq stations de mesure situées respectivement a 0, 25 .50,75 et 100% (stations 3 à 7

sur la figure 1) de la longueur de l'échangeur ont été établies. Chacune de ces stations comportai1

9 thermocouples. La figure 2 montre la disposition de ceux-ci. De plus, afin de connaître li

température extérieure, un thermocouple constantan-cuivre fut également installé sur la paroi

extérieure de la serre.

Afin de contrôler les variations d'humidité relative dans les courants d'air chaud et froid, de:

sondes d'humidité modèle 207 de Campbell Scientific. précises à * 0,4OC sw les lectures dei

températures et à * 5% sur l'humidité relative, ont été installées a trois endroits: une dans la

conduite de 300 mm @ recevant l'air fioid réchauffé dans l'échangeur de chaleur, une autre dans

le plenum de sortie de l'air chaud refioidi dans l'échangeur de chaleur et une demière dans une

boite ventilée située au centre de la serre. Cette dernière sonde permettait, d'une part de

contrôler les variations d'humidité relative qui se produisaient dans la sene au fur et a mesure

que I'échangeur de chaleur opérait et d'autre part, de contrôler l'activité de l'échangeur en

fournissant le signal au système d'acquisition d'actionner les ventilateurs selon des consignes

préétablies.

Afin de pouvoir établir une relation entre la quantité d'eau condensée dans l'échangeur ainsi que

l'échange de chaleur latente, l'échangeur de chaleur a été incliné avec une pente de 1%. la partie

la plus basse se trouvant du wté le plus chaud de l'échangeur. À cette extrémité, l'eau condensée

était recueillie et mesurée par un auget à bascule, semblable à celui utilisé pour mesurer la

pluviométrie dans une station météorologique.

14

Des capteurs de pression d'une capacité de 750 Pa ont été installés dans les plenums d

ventilateurs afin de déterminer a quel moment l'échangeur de chaleur était en opération et

même temps de s'assurer que les 2 ventilateurs opéraient correctement. Aux stations 3 à 7 (fig.

on retrouve des prises de pression statique (fig. 2) dans chacun des types de conduites présente

Ceci a été fIit afin d'évaluer les pertes de charge qui surviennent tout au long de l'échangeur i

fonction des différents diamètres de conduites utilisés. Un manomètre incliné portatif a été utili

pour évaluer les pressions exercées dans le système.

Pour calculer les débits d'air, un anémomètre à fil chauffant a été utilisé. Les vitesses ont é

évaluées pour les écoulements chaud et fioid en utilisant une méthode d'intégration standard (

20 points sont mesurés à une section transversale donnée avant de déterminer la vitesse moyem

de I'écoulement. Les vitesses obtenues ont été validées en les comparant aux spécifications (

manufacturier des ventilateurs en regard des pressions statiques mesurées dans les plenums

les débits obtenus par les courbes de performance.

Tableau 1. Paramètres retenus pour le design péliminaire de I'échangeur de chaleur

DIMENSIONS DES CONDUITES NERNES: 6 tuyaux de 76 mm 4 intérieur de 24 mètres de long

PROPRIÉTÉS DE LA PAROI DES CONDUITES INTERNES: Épaisseur: 1 mm Conductivité thermique estimée: 0.15 Wlm K

DIMENSION DE LA CONDUTE EXTERNE: tuyau de 300 mm 4 intérieur de 24 mètres de long et lisse a I'intérieur

DEBITS D'AIR: 0.08 m3/s (1/2 changement d'air à l'heure) 0.16 m3/s ( 1 changement d'air a l'heure)

Tableau 2. Résultats de caiculs théoriques au niveau du transfert de chaleur pour 1/2 et 1 changement d'air à l'heure pour une température intérieure de 20 O C et extérieure de -10 O C

Débit Puissance transférée

Temp. sortie

air fioid

Efficacité U imtd Temp. entrée

air chaud

Temp. sortie

air chaud

Temp. entrée

air fioid

Tableau 3. Resultats de caiculs théoriques au niveau de l'écoulement des fluides pour 1/2 et I changement d'air à l'heure

--

Débit Vitesse dans les

petits tuyaux

Vitesse dans

l'enveloppe extérieure

Perte de charge

dans les petits

tuyaux

Nombre de Reynolds dans

les petits tuyaux

Perte de charge dans

l'enveloppe extérieure

Nombre de Reynolds

dans l'enveloppe

extérieure

Tableau 4. Fiche technique de I'échangeur de chaleur tel que construit

CONDWTE EXTÉRIEURE : tuyau annelé i intérieur lisse de 305 mm $ intérieur et de 36 1 mm 4 extérieur

CONDUITES INTERNES: 4 tuyaux annelés flexibles en thermoplastique non perforés de 76 mm intérieur et de 88 mm $ extérieur avec une paroi de 0,7 mm d'épaisseur et 1 tuyau annelé flexible en thermoplastique non perforés de 10 1 mm 4 intérieur et de 1 15 mm 4 extérieur avec une paroi de 1 ,O mm d'épaisseur

1 LONGUEUR DE L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR: 24, 3 mètres

1 VOLUME HORS-TOUT: 9'95 m3 - - -. . .- r SURFACE D'ECHANGE DE L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR: 62,l m'

FABRICANT DES TUYAüX ANNELÉS FLEXIBLES EN THERMOPLASTIQUE NON PERFORÉS: Plasti-drain Limitée (St-Clet, Québec)

INSTRUMENTATION: 1 système d'acquisition 2 1 X (Campbell Scientific.) 45 thennocouples 3 sondes d'humidité relative 2 capteurs de pression 0-750 Pa 1 auget a bascule

- -- -

VENTILATEURS :

nombre: 2

fabricant: Delhi Industries inc

l Modèle : 4 10/6 10

Moteur : 0,186 W (0,25 HP)

Capacités: O m3/s @ 580 Pa de pression statique

1 0,33 m3/s @ O Pa de pression statique

Tous les tuyaux sont en plastique annelé Le tuyau de 305mrn dia. est lisse à l'intérieur

= Prises de pression statique

c Air chaud et humide

F Air froid et sec

76mm Largeur des tuyaux en millirnétres

+ Position des therrnocouples

La surface totale d'écoulement de l'air à l'intérieur des petits tuyaux est de 26 158 mm carrés

La surface d'écoulement entre les petits tuyaux est de 35 789 mm carrés

Figure 2-Vue de la section A-A de I9échangeur de chaleur

QUANTIFICATION DE LA PERFORMANCE

L'échangeur de chaleur a été opéré du 21 mars au 21 mai 1996. Durant cette période, 2

conditions ont été évaluées; du 21 mars au 28 mars un taux d'environ 0,5 changement d'air a

l'heure dans la serre expérimentale de 576 rn3 a été maintenu alors que du 29 mars au 2 1 mai,

un taux de 0,9 changement d'air à l'heure a été appliqué. Compte tenu des pertes de charge dans

le système et de la puissance du moteur du ventilateur il ne fit pas possible d'augmenter le débit

au-delà de 0,9 changement d'air P l'heure.

Les tableaux 5, 6 et 7 montrent les résultats obtenus pour 3 journées typiques. Les figures 3, 4

et 5 illustrent la distribution des températures dans I'échangeur pour ces mêmes jours. Ces

données sont fournies par les thennocouples répartis dans l'échangeur de chaleur ainsi que par

2 sondes d'humidité. La première journée type concerne le 26 mars 1996. A cette date, le débit

du courant d'air chaud était de 0.099 m3/s alors que celui de l'air froid était de 0,079 m31s. Le

profil de distribution des températures pour cette joumée (fig. 3) est tout à fait typique des

résultats obtenus de I'échangeur de chaleur lorsqu'il fonctionnait à- un taux de 1/2 changement

d'air a l'heure. Les figures 4 et 5 illustrent la distribution des températures pour le 5 et le 30

avril. Pour ces cas, le débit du ventilateur du côté chaud est de 0,148 m3/s tandis que celui du

côte froid est de 0,14 1 rn3/s. Encore ici, les profils présentés sont représentatifs des résultat'

obtenus lorsque l'échangeur fonctionnait a un taux de 0,9 changement d'air à l'heure.

En utilisant l'équation (13), on calcule qu'au taux de 112 changement d'air a l'heure pour le:

conditions rencontrées, l'efficacité thermique moyenne est de 84 % avec un écart type de 5 %

L'efficacité thermique moyenne enregistrée pour le taux de 0,9 changement d'air à l'heure es

de 78 % avec un écart type de 3.5 %. Ces résultats sont en accord avec les calculs théorique:

présentés au tableau 2.

L'examen des figures 3 à 5 permet de constater une nette différence dans la distribution de:

températures dans l'échangeur en fonction de la température extérieure. On note, notammen

21.

pour I'air froid. une distribution de températures non-linéaire pour de basses température:

extérieures (fig. 3 et 4) tandis que la distribution des températures suit un pronl quasi linéairc

pour une température extérieure plus élevée (fig. 5). Cette variation dans les profils dc

distribution met en relief la contribution de la chaleur latente dans le processus d'échange dc

chaleur. On observe qu'à partir du moment où I'air chaud et humide atteint son point de roséc

dans l'échangeur, la chaleur de vaporisation de l'eau devient disponible et est transférée à 1' ail

Eoid. Ce phénomène se traduit égdement par le maintien a un niveau élevé des températures dt

I'air chaud tout au long de I'échangeur, même aux basses températures extérieures. Ce fluidr

tend à libérer sa chaleur latente avant de libérer sa chaleur sensible'. Compte tenu de cettc

situation, pour interpréter adéquatement les mécanismes de transfert de chaleur en présence

nous devons considérer l'enthalpie des fluides. L'équation (1 6) permet d'estimer l'enthalpie dt

I'air humide (Albright, 1990).

ou: he = enthalpie en l~J / 'kg~ ,, t = température sèche de l'air (OC) et W = contenu en eau ( k u g , ,).

En utilisant les données fournies par les themiocouples et les sondes d'humidité relative installée:

dans l'échangeur de chaleur et en se référant à la charte psychrométnque ou au progiciel d~

domaine public PLUSEXE (Albright. 1990), on peut calculer aux stations de mesure 3 à 7 1t

contenu en eau et l'enthalpie des 2 courants d'air pour une pression atmosphérique normale

Pour effectuer les calculs, on estime que le gain d'énergie de I'air froid s'effectue de façor

sensible puisque son contenu en eau est constant tout au long de I'échangeur. Ce contenu en eaL

est évalué par les données fournies par la sonde d'humidité située à la station 2 (fig. 1). Le gair

d'enthalpie du fluide fioid est donc essentiellement lié à la variation de sa tempéraîure de statior

en station. L'enthalpie de I'air chaud est évaluée à sa sortie de l'échangeur grâce aux donnée2

foumies par la sonde d'humidité localisée à la station 9. Connaissant la variation d'enthalpie dc

l'air koid tout le long de I'échangeur de chaleur, on peut déduire celle de l'air chaud er

appliquant le principe de conservation d'énergie. L'équilibre des échanges thermiques es1

22

exprimé par l'équation (1 7).

O,, = o, où:

Q,, = puissance perdue par l'air chaud (kW) et &= puissance gagnée par I'air fioid. (kW)

L'équilibre thermique peut aussi être décrit par l'équation (1 8).

débit volumique de l'air chaud (m3/s), densité de I'air chaud entrant (kg/m3), densité de l'air chaud sortant (kg/m3), enthalpie de l'air chaud entrant (Wkg 3, enthalpie de l'air chaud sortant (kJlkg ,), débit volumique de I'air froid (m3/s), densité de l'air froid sortant (kg/m3), densité de l'air froid entrant (kg/m3), enthalpie de I'air froid entrant ( m g , =) et mthalpie de I'air froid sortant ( m g ,,).

Le contenu en eau de l'air chaud se modifie au fur et à mesure qu'il y a condensation dans

l'échangeur. Une fois les variations d'enthalpie de I'air chaud évaluées, on peut déduire à l'aide

de l'équation (16) le contenu en eau de celui-ci puisque les variations de température sont

fournies par les thermocouples répartis tout au long de l'échangeur.

Le tableau 8 présente les résultats de l'évaluation des caractéristiques de l'air chaud et froid pour

le 5 avril pour une période débutant à 7 h 50 et se terminant à 10 h 20. II démontre le

fonctiomement de l'échangeur dans une séquence de départ et d'arrêt. On retrouve également

dans ce tableau les résultats de calcul quantifiant l'efficacité de l'échangeur, le gain de puissance

de l'air froid, la contribution de la chaleur latente au mécanisme d'échange de chaleur et les

quantités d'eau condensées évaluées par calcul et tel que mesurées par l'équipement de captage

installé a la station 12. La contribution de la chaleur latente se calcule selon l'équation ( 19).

L = contribution de la chaleur latente au processus d'échange de chaleur (%).

La quantité d'eau condensée a toutes les dix minutes se calcule théoriquement par I'équatio (20).

M = quantité d'eau condensée aux dix minutes dans l'échangeur de chaleur (mL] WC. = contenu en eau du fluide chaud entrant (kgJkg ,,) et W, = contenu en eau du fluide chaud sortant ( k g J k g ,-).

Le tableau 8 permet de constater que pour des températures extérieures variant entre 1 et 3 Y

et pour des taux d'humidité de l'air chaud entrant dans l'échangeur variant entre 63 et 70 %, 1,

contribution de la chaleur latente au processus d'échange de chaleur varie entre 39 et 43 %. De

simulations efféctuées avec des températures extérieures variant entre - 10 et -20 ' C et avec de

humidités relatives intérieures variant de 75 à 85 % pour une température intérieure de 20 O(

permettent d'estimer que la contribution en chaleur latente pourra excéder 50 % pour cl

système. La quantité d'eau condensée estimée à partir de l'équation (20) permet de quantifie

a moins de 10 % prés la quantité d'eau réellement condensée dans l'échangeur de chaleur. Pou

les conditions illustrées au tableau 8, le taux de condensation de l'eau est d'environ 168(

millilitres à l'heure. On peut estimer qu'à une température extérieure de - 10 OC et à und

tempérahire intérieure de 20 OC, maintenue à une humidité relative de 85 %, c'est près de 320(

millilitres d'eau à l'heure qui seront condensées.

Le gain de puissance de l'air fioid varie de 2802 à 3089 watts. Des simulations effectuées avec

des températures intérieure de 20 OC et extérieure de - 10" C permettent d'estimer ce gain a prè:

de 4400 watts. Pour une température extérieure de 14 OC, ce gain est de 874 watts. Comptc

24

de 4400 watts. Pour une température extérieure de 14 OC, ce gain est de 874 watts. Comptt

tenu que l'énergie utilisée pour actionner les 2 ventilateurs est de 637 watts, le coefficient dc

performance de t'appareil variera donc de 1'37 à 6,9 pour des températures extérieures allant dc

14 a -10°C. Le coefficient de performance (COP) est évalué a l'aide de l'équation (21).

COP = Puissance ~ran.$eree

Puissance utilisée (21 1

Afin de déterminer les pertes de charge, des piézomètres ont été installés au niveau des station!

3 à 7 dans les différentes conduites. La figure 6 illustre les résultats lors du fonctionnement di

l'échangeur à un taux de 0.9 changement d'air à l'heure. Les équations ( 14) et ( 15) permetteni

d'évaluer les coefficients de fiction et la rugosité des tuyaux utilisés lorsque les pertes de chargf

et les vitesses sont connues. Le tableau 9 illustre les résuitats obtenus. Les résultats obtenus pou]

les conduites de 76 et 101 mm sont en accord avec ceux obtenus par Davis et al. (1980:

concernant l'écoulement de l'air dans des conduites de thermoplastique annelées. Pour ce!

chercheurs, le rapport E/D peut en effet prendre pour valeur 0'05 en première évaluation lor:

d'un design considérant ce type de conduite dans un projet de ventilation. En ce qui a trait i

I'écoulernent de l'air dans la conduite extérieure de 300 mm, les valeurs obtenues sont nettemen

infërieures à celles estimées au moment de la conception. La conduite étant lisse à l'intérieur

cela réduit substantiellement la fiction.

Le but de cette expérimentation étant de concevoir un équipement permettant d'assurer unc

gestion optimale de l'humidité dans une serre, l'évolution de I'humidité relative dans la serre i

été enregistrée pendant le fonctionnement de l'échangeur de chaleur. La figure 7 présente lei

résultats obtenus entre le 5 et le 9 avril 1996. Les résultats démontrent les performances di

l'appareil comme déshumidificateur dans la serre expérimentale. Rappelons que cette sem

abritait, au moment du fonctionnement de l'équipement, une dnire hydroponique d'environ 30(

plants de tomates et de concombres à maturité. Pendant cette période, l'échangeur de chaleu

a fonctionné sans arrêt, la consigne de départ-arrêt ayant été établie a 75 % d'humidité relative

On peut observer le cycle d'évapotranspiration des plants de la serre. Ainsi, on note qu'apre

25

le coucher du soleil, les plants diminuent leur activité photosynthétique. Au plus bas de cette

période, on note des humidités relatives qui o s d e n t entre 79 et 82 %. Les pointes

d'évapotranspiration suMement vers midi, ce qui induit des valeurs maximales d'humidité

relative variant entre 90 et 92 %. L'humidité relative moyenne est d'environ 85 %.

Ces résultats sont très encourageants en ce qui a trait à la capacité de contrôler de façon optimale

l'humidité d'une serre. En e f f i en régie convent io~e~e de chauffage-ventilation, un producteur

agricole obtient des résultats en dents de scie sans contrôle réel sur les valeurs d'humidité

relative. Or, dans cette expérience, on note des cycles bien distincts qui n'atteignent jamais 100

% d'humidité relative. Comme prévu, l'échangeur de chaleur ne peut complètement enlever toute

l'humidité générée par I'évapotmpiration de pointe puisque l'humidité relative excède le niveau

de consigne établie. On peut néanmoins utiliser les résultats obtenus pour déterminer ces besoins I

de pointe et les utiliser pour la planification d'un nouvel échangeur de chaleur.

En connaissant les débits des courants d'air chaud et froid ainsi que leur humidité relative a

l'entrée de l'échangeur et en connaissant l'humidité relative de la serre en tout temps, on peul

effêctuer un bilan de masse au niveau de la vapeur d'eau dans la serre. La figure 8 illustre ce bilar

pour la pénode du 5 au 9 avril. II s'agit en fait de la quantité d'eau évapotranspirée aux IC

minutes et non condensée sur les parois de la serre. En traçant une courbe moyenne mobile, or

peut obtenir la tendance en évapotranspiration pour une pénode d'une heure (6 périodes de 1 (

minutes). Les résultats obtenus indiquent un débit minimal d'évapotranspiration de 0,65 litre pai

période de IO minutes alors que le débit maximal sera près de 1,l litre par période de 10 minutes

Ces débits équivalent respectivement à 0.3 1 litrdjour-plant et à 0,52 litdjour-plant. EI

conséquence, on pourra, en connaissant le nombre de plants de tomates d'une serre mieux établi

les besoins en déshumidification.

L'ensemble des informations obtenues a permis l'amélioration de la routine informatique utilisé1

lors de la conception du proptotype. C'est ainsi que le progiciel ÉCHANGE.EXE a été crél

pour faciliter le design d'un échangeur de chaleur multi-tubes dont le noyau est constitué dl

26

tuyawc annelés en thermoplastique. Les paramètres à entrer par l'usager concernent le nombre

et la dimension des petits tuyaux, les dimensions de la conduite externe (diamètre et longueur),

les températures et humidités relatives extérieures et intérieures et la quantité d'eau

évapotranspirée par heure. A partir de ces informations, le progiciel détermine:

le débit requis aux ventilateurs,

les pertes de charge du système,

les températures, l'humidité relative et l'enthalpie aux sorties des airs chaud et froid,

la quantité d'eau condensée dans ['échangeur,

la quantité d'eau totale évacuée et

l'efficacité thermique de I'échangeur de chaleur.

Les limites de ce progiciel s'appliquent pour des conduites internes de 38 a 150 mm de diamètre.

11 prévoit également l'utilisation d'une conduite externe circulaire avec un intérieur lisse. Le

tableau 10 illustre une sortie du progiciel en utilisant comme données de base les caractéristiques

des courants d'air chaud et noid entrant dans l'échangeur enregistrées le 5 avril à 7 h 50 (tableau

8). En comparant les résultats de ces 2 tableaux aux niveaux des caractéristiques des 2 courants

d'air, de l'eficacité thermique, de la quantité de chaleur latente et de la quantité d'eau

condensée, on remarque que le progiciel estime très fidèlement les résultats mesurés lors de

l'expérimentation.

Les résultats obtenus par ce prototype d'échangeur de chaleur sont en accord avec ceux obtenu:

par d'autres chercheurs (LepoideWi et al., 1981; Brundrett et al., 1984). Tls démontrent, en effet.

qu'en utilisant une Surface d'échange sufnsamment grande, il est possible d'obtenir une efficacit€

thermique intéressante. Ce modèle, tout en utilisant ce principe fondamental, offre l'avantage

d'être simple de fabrication et de ne pas être sensible au givre. À cet effet, notons que Ic

prototype a été utilisé au cours de l'hiver 1996-97 afin de s'assurer que les performances dt

l'échangeur ne seraient pas affectées par les basses températures. Alors que des température2

extérieures inférieures a -20 OC ont été fréquemment enregistrées au cours de cet hiver, en aucur

temps les dépôts de givre n'ont été suffisants pour modifier les performances de l'échangeur. 1

a été noté, tout au plus, dans la région la plus froide de l'échangeur, un dépôt de quelque!

millimètres dans les parties creuses des tuyaux annelés.

28

Tableau 5. Résultats du 26 mars 1996 (8 h 10) avec 0,5 changement d'air à l'heure

1 Débit du fluide chaud: 0,099 m3/s 1

1 Humidité relative à la station 2 ( sortie du fluide h i d réchauEé): 15.7% 1

1 Temp&atures moyennes aux thermocoup les ( " C) 1

Tableau 6. Résultats du 5 a v d 1996 (4 h 50) avec 0,9 changement d'air à l'heure

station 3 station 3 station 5 station 6 station 7

Dibit du h i d e chaud: 0,148 mJ/s

Fluide chaud

Fluide tioid

1 Dibit du fluide M d : 0.14 1 m3/s 1

1 HLuniditti relative i ;a station 9 ( sortie du fluide chaud reîioidi): 94,7 %

20

17.6

18.9

15

Tempciranires moyennes aux therrnocouples (" C)

17,8

t 2,9

Fluide chaud

Fluide îioid

station 5

14,8

10.6

14,s

7.3

station 3

19.5

15.6

1 0,6

-2

station 6

12.4

6-5

sution 4

16.7

13.0

I

station 7 I

9,9

-0,s

29

Tableau 7. Résultats du 30 avril 1996 (18 h 10) avec 0,9 changement d'air à I'heure

1 Dtibit du fluide chaud: 0,148 rn3/s

1 D&it du tluide tioid: O. 14 1 m31s

1 Humiditti relative P la station ? ( sortie du fluide tkoid iéchaunë): 72.4 %

1 Humiditk relative i la station 9 ( ?;ortie du tluidr chaud reîkoidi): 935 % rp p p

Températures moyennes aux t t ~ m m c ~ ~ p k ~ ( 'c)

station 6

17.8

15.8

siation 5

19.0

17.1

1

L

Fluide chaud

Fluide tioid

L

station 7

16.8

1 4,3

station 3

21.1

19.4

station 4

19.8

18-2

Tableau 8. RLsultats de l'Changeur de chaleur;- 5 avril de 7 h 50 à 10 h 20

en eau

-53% 0008100 0.0081 29 O 008255 O. 008392 O OOB52l O 008679 O 008742 O 008864 O 009051 O 008747 O. 008534 0,008767 O 008525 O 008599 O 009030

S DE t'AIR FROID SORTANT

Cantmu en eau

0,002208 0.002f 65 0.0027 59 0.002193 0,002166 0,002210 0.002522 0.00222s O. 002298 0,002327 0.002257 0.0021 55 0.002240 0.002223 0.002235 0.002377

Comenu en eau

k4nt5 0.002208 0.002165 0.0021 59 0.0021 93 0.0021 66 0.002210 O 002522 0.002225 O 002298 0 002327 O 002257 0.0021 55 O 002240 0.002223 0.002235 O 002377

EFFICACIXS. CHALEUR LATENTE ET QUANTKS% BEAU CONDENSEES 1 a é d'eau

m e n d e tneorique

ml 270.77 280.87 281.84 273.67 292.04 285.27 2n. 1 1 292.04 289.55 295.22 306.55 294.62 292.33 279.15 280.46 262.14 0.00

Tableau 9. Caractéristiques hydrauliques des conduites utilisées

Type de

conduite

rugosité E

(m)

coefficient de

fiction f

76 mm 4 interne

0,0048

0,08 18

10 1 mm 4 interne

0,0052

0,0745

3 O0 mm 4 interne

0,0002

0,0345

Tableau 10. Exemple de caiculs effetués par le progiciel ÉCHANGE-EXE

U Irnftrt DES PETITS TUYAUX (M) -076 IG m n n t DES PCTITS TUYAUX (M) -086 XJR D l S PETITS 'KWAQX (U) .O01 D t TUYALn: 6 E ItrPtRIEUR (M) : 3 LE Q ü t V r u l t r r DU =AU IlZZRItZIR ()O : . O f 6 !E tQü1VILLIMT DU î"WAU EXTERISUR (a): 5.2S7972t-O2 rit DU TMAU (a): 24.3 wtn ~ E R M I Q U E w C) .is ,m DU I(PII (C) 10 ,'Xllllt Pt SA'KlMTI01 ( C ) 1 5

RtSüLTATS OCS CALCüLS

DtBIT DU ItOIDE QAOD (M3/S)- .1S T t W P t R A m DU CUlIDE CMüD A LotMTREB (C) : 20.58 HUnfDXm RCUTXVB DO FLüIDt CBIUû A L'tHTRZE(%) 68.4 ENTWAWfg D I L'AIR DU ?"Y,üIDE CIUllO A L ' W ï W G (=/KG C): 46.98734 RAPPORT D'BrmIDITt DU W I D U CX&tlD A L8gWTRCC (KG EAIJ/KG AIR): 1.03SSS3t-O2

TW(PBRATWRE OB SORTIE DU FLUIDE (C) : 11.18001 âüUXDIT1 RELATIVE DO FCOIDC CEAUP A LA SORTIg ) 95 a m r g DU rwmr CIUUD A LA SORTIE (W/RG C) : 31.01237 RAPPORT D'HUNIDITC DU M I D t CHAUD A LA SORTIE (KG EAO/KG AIR): 7.85120lt-O3

DtaIT DU W I D t -ID (U3/S)- -15 TE)BtRATüNS D v t l f f R t t OW FLUfDt FROID ( C ) : 1.27 BVnfDITZ REUTIVE DU FLUfDt PROID A L ' m t ( 8 ) : 53.5 ~1~ DU PLûKDt ?ROID A LftrPlltE ( U / K G C ) : 6 .609384 RAPPORT DoEüHIDITt DU ?LUIDt FROID A LoEirrRtt (KG EAU/KG A I R ) : 2.209796E-03

TCMPtRATüU Dg SORTIE DU FLüXDt FROID (C) : 16.97999 mxmn JULWVX DU P~OIOI FROID A LA SORTIE : i a . s i 9 6 9 g M T E U P f l DU ?LüIDS FROID A f A SORTZUL (IW/KG C ) 22.67629 RAPPORT D'BIRIIDIm DU nUIDt ?RûID A LA SORTIE (KG WU/KG AIR) 2.209796Z-O3

- 4 alr chaud a i r - - . frold - . . .

station 3 station 4 station 5 station 6 station 7

Figure 4-Distribution des températures, 5 avril 1996 (4 h 50) avec 0,9 changement d'air à l'heure

1 O 15

Distance (m)

alr trold l . -.-

Figure 6-Pertes de charge dans l'échangeur de chaleur ri 0,9 changement d'air li l'heure

CONCLUSION

Conformément aux objectifs de ce projet, le prototype d'un échangeur de chaleur visant ;

contrôler l'humidité dans les serres a été conçu au cours de l'automne 1995, a été construi

durant l'hiver et testé au cours du printemps 1996. Basé sur le principe d'un échangeur d(

chaleur muiti-tubes, celui-ci utilise des tuyaux annelés flexibles en thermoplastique non perforé:

pour constituer le noyau de l'échangeur de chaleur. Ceux-ci ont été retenus en raison de leur:

très grandes surfaces d'échange, de leur faible coût d'achat, de leur résistance a la corrosion

de leur très grande durabilité ainsi que pour leur capacité à être un jour enfouis dans le sol. Cc

document explique l'approche théorique utilisée pour le design d'un prototype de l'échangeu.

de chaleur, les caractéristiques de celui-ci tel que construit ainsi que l'instrumentation dont il i

fait l'objet. Comme le prototype visait à valider des modèles mathématiques, l'échangeur dc

chaleur construit ne peut effectuer au maximum qu'un changement d'air à l'heure dans la serrc

expérimentale. Ce taux de ventilation n'est pas suffisant pour assurer une déshumidificatior

complète de la serre en tout temps. mais est adéquat pour permettre la compréhension de:

mécanismes de transfert de chaleur.

Des essais effectués au cours du printemps 1996 dans une serre de 160 m' de surface, ayant ur

volume d'air de 576 m3 et contenant 300 plants matures de tomates et de concombres, on1

permis de vérifier le comportement du système par rapport aux modèles théoriques utilisés. Le:

résultats de ces essais démontrent une efficacité moyenne de 84 % pour un taux de 112

changement d'air à l'heure et une efficacité moyenne de 78 % pour un taux de 0,9 changemeni

d'air à l'heure. La chaleur latente contribue de façon importante au processus de transfert de

chaleur. Eile peut contribuer jusqu'à 40 % de l'énergie échangée dans le système évalué. Face

a ce constat, le modèle mathématique permettant de simuler les échanges de chaieur a éti

modifié de manière à considérer les variations d'enthalpie de l'air chaud et froid. Cette nouvellc

approche permet de mieux caractériser les phénomènes de transfert de chaleur, d'être plus préci:

sur les variations des températures de l'air chaud et fioid dans l'échangeur de chaleur et d'être

plus près de la réalité en ce qui a trait à l'efficacité du système. L'expérimentation a égalemeni

permis de mesurer un débit de pointe d'évapotranspiration d'une serre contenant des plants de

40

tomates et de concombres matures. Une valeur de 0'5 litrdjour-plant a été obtenue. Combint

avec les domees concernant les échanges de chaleur, on pourra déterminer de façon beaucoi

pius précise les caractéristiques d'un échangeur de chaieur destiné à rencontrer les besoins c

pointe en déshumidification d'une serre. Les résultats de ce prototype étant très concluants,

construction d'un modèle précommercial peut être envisagée. Pour permettre I'optirnisation c

ce type d'échangeur de chaleur, il faudra néanmoins approfondir la connaissance sur 14

mécanismes d'échange de chaleur, qui impliquent un changement de phase' ceci afin de permetti

une meilleure évaluation des coefficients de transfert de chaleur. II faudra également évaluc

quelle peut être la distance limite entre deux conduites intérieures avant que le givre r

représente un problème pour l'écoulement de l'air chaud.

Aibright, L.D. 1985. Effêcîiveness of heat exchangers examined. Arnerzcm-Nurseryman 16 1 ( 1 ): 101-103-

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42

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ANNEXE 1

PROGICIEL DE CONCEPTION D'UN ÉCHANGEUR

DE CHALEUR: ÉCHANGEXXE

44

PROGICIEL ECHANGEEXE

* LE PROGICIEL PERMET DE CALCULER LES CARACTÉRISTIQUES DU PROTOTYPE 1 O

DE CALCULER UN NOUVEAU DESIGN

CLS

INPUT " CALCULS POUR LE PROTOTYPE 1 (O) OU AUTRE MODELE (N)"; PRO$

**= ENTREES DES DONNEES DE BASE POUR CONDUITES PLASTIQUES ANNELES

INPUT "NOMBRE DE TUYAUX"; N

INPUT "DIAMETRE INTERNE DES PETITS TUYAUX (0.038.0.051. 0.076. 0.101. 0.152) (M)"; DI

l NPUT "DIAMETRE EXTERNE DES PETITS TUYAUX (0.049.0.061.0.088..0.116.0.177) (M):"; DE

INPUT "EPAISSEUR DE LA PAROI DES PETnS TUYAUX (0.001M) (M)"; EP

INPUT "DIAMETRE DU TUYAU ENVELOPPE EXTERIEURE (M)"; D

INPUT "CONDUCTIVITE DU TUYAU (0.15) (W/M C):"; K

INPUT "LONGUEUR DE TUYAUX (M)"; L

*** PROPRIETES DE L'AIR DANS LA SERRE ET A L'EXTERIEUR

1 NPUT "QUANTITE D'€AU EVAPOTRANSPIREE (UHR)"; QEVAP

INPUT "TEMPERATURE DE LA SERRE (C)"; TCE

INPUT "HUMIDITE RELATIVE DE iA SERRE (%)"; HRCE

REM INPUT "DÉBIT DU FLUIDE CHAUD (M3/S)"; QC

INPUT "TEMPERATURE EXTERIEURE (C)"; TF€

INPUT "HUMIDITE RELATIVE EXTERIEURE (%)"; HRFE

REM INPUT "DÉBIT DU FLUIDE FROID (M3/S)"; QF

INPUT "TEMPERATURE DU MUR (C)"; TW

INPUT "TEMPERATURE DE SATURATION (C)"; TSAT

5 CLS

CALCUL DES CARACTERISTIQUES DES GCOULEMENTS. UN CALCUL ITERATIF

45

CHERCHE LA VALEUR DU DEBIT PERMEITANT DE RENCONTRER

L'ÉVAPOTRANSPIRATION HORAIRE. LES ESSAIS COMMENCEMA 0.5 M3/S POUR LES 2

FLUIDES.

QF = .OS

QC = .O5

7 Al = ((3.1416 ' (DI / 2) 2) ' N) PWI = N 3.1416 ' Dl

DHI = 4'AI /PWl

VI = QF / ((3.1416 ' (Of / 2) A 2) ' N)

REi = (1 -3 ' VI * DHI) / -000017

'** CALCUL DU COEEf IClENT DE TRANSFERT DE CHALEUR INTÉRIEUR DES TUBES Hi

Hi = (-0004069 ' REi A -8) / DHI

*** CALCUL DU COEEFICIENT DE TRANSFERT DE CHALEUR EXTÉRIEUR DES TUBES Ha

AT= (3.1416'(D A 2 14)) - (N 3.1416' (DE "214))

PW = (3,1416 ' 0) + (N ' 3.1416 ' DE)

Dh=4 'AT lPW

Vo = QCIAT

REo = (1 -255 ' Vo Dh) / .O000175

Ho = (.O004069 ' RE0 .805) / Dh

**t CALCUL DU COEFICIENT DE TRANSFERT DE CHALEUR DE CONDENSATION HCOND *+ TEMPERATURE DE L'EAU SUPPOSEE O C

HNCOND = 1000 A 2 * 9.8 ' (.574 1 1000) A 3 ' (2502 + ((3 / 8) ' 4.21 7 ' (TSAT - TW)))

HDCOND = N ' DE .O0175 (TSAT - TW)

HCOND = (HNCOND / HDCOND) A -25 ' -725 ' 1000

*tt CALCUL DE Ui

Ui = 1 / ((DI 1 DE ' 1 1 Ho) + (EP 1 K) + (1 / Hi) + (1 / HCOND))

'" CALCUL DES CARACTERISTIQUES DE L'ECHANGEUR. II FAUT OBTENIR L'EQUILIBRE

ENTRE PLMTD ET PFLUIDE FROID

*** AIRE D'ÉCHANGE DU PROTOTYPE 1 EST COUPE DE 25 % A CAUSE DES POINTS DE

CONTACT DANS CECHANGEUR

IF PRO$ = "O" OR PRO$ = "O" THEN 14

IF Dl = -038 THEN 9

IF DI = .O76 THEN 10

I F DI = -101 THEN 11

IF Di = -051 THEN 12

IF DI = ,152 THEN 13

9 AT1 = .25

GOTO 15

10 AT1 = S001

GOTO 15

11 AT1 = .662

GOTO 15

12 AT1 = .336

GOTO 15

13AT1 = 1.0018

GOTO 15

14 UA = (Ui 11000) ' 48

GOTO 16

*** CARACTERlSTiQUE DU FLUIDE FROID SELON ALBRIGHT(l99O) P l 0 ET SS

16 IF TFE >= O THEN 17 ELSE 20

17 PWSFE = EXP(-S800! 1 (273.15 + TFE) + 1.391493 - 4.864024E-02 ' (TF€ + 273.15) +

.000041764768# ' (273.1 5 + TF€) A 2 - .000000014452093# (273.1 5 + TFE) A 3 + 6.5459673#

LOG(273.15 + TFE))

GOTO 30

20 PWSFE = EXP(-5674.5359# 1 (273.15 + TFE) + 6.3925247# - 9.677843E-03 ' (TFE + 273.15) +

.O000006221 57# ' (273.1 5 + TFE) A 2 + .0000000020747825# ' (273.15 + TFE) A 3 - 9~484024000000001D-13 * (273.1 5 + TFE) A 4 + 4.163501 3# LOG(273.15 + TFE))

30 PWFE = HRFE / 100000 * PWSFE

WFE = -62198 ' PWFE / (101.325 - PWFE)

HFE = 1.006 ' TFE + WFE ' (2501 + 1.805 ' TFE)

m CALCUL DE RH0 BASÉ SUR REGRESSION RH0 = -0.0047T+1.3014

RHOFE = -.O047 ' TF€ + 1 -3014

O+* CARACTERlSTiQUE DU FLUIDE CHAUD ENTRANT

IF TCE >= O THEN 40 ELSE 50

40 PWSCE = EXP(-5800! / (273.15 + TCE) + 1.391493 - 4.864024E-02 ' (TCE + 273.15) +

.O00041 764768# ' (273.1 5 + TCE) A 2 - .000000014452093# ' (273.1 5 + TCE) A 3 + 6.5459673# '

LOG(273.15 + TCE))

GOTO 60

50 PWSCE = EXP(-5674.5359#/ (273.1 5 + TCE) + 6.3925247# - 9,677843503 ' (TCE + 273.1 5) +

.000000622157# ' (273.15 + TCE) A 2 + .0000000020747825# ' (273.15 + TCE) A 3 - 9.484024000000001 D-13 ' (273.1 5 + TCE) A 4 + 4.1 63501 3# ' LOG(273.15 + TCE))

60 PWCE = HRCE / 100000 ' PWSCE

WCE = -62798 ' PWCE / (101,325 - PWCE)

HCE = 1 .O06 ' TCE + WCE * (2501 + 1.805 * TCE)

RHOCE = -.O047 ' TC€ + 1.3014

*" CALCUL DES CARACTÉRISTIQUES DU FLUIDE FROID SORTANT PAR INCRÉMENT DE 0.7

DEGREE

TFS = TCE - -1

FOR I = TCE TO TFE STEP -.l

HFS = 1 .O06 ' TFS + WFE (2501 + 1.805 * TFS)

RHOF S = -,O047 * TFS + 1.3014

IF TFS >= O THEN 65 ELSE 70

65 PWSFS = U(P(-S800! 1 (273.15 + TFS) + 1.391493 - 4.864024E-02 ' (TFS + 273.15) +

.O00041 764768# ' (273.1 5 + TFS) A 2 - .000000014452093# (273.1 5 + TFS) A 3 + 6.5459673# '

LOG(273.15 + TFS))

GOTO 75

70 PWSFS = EXP(-5674.5359# / (273.15 + TFS) + 6-3925247# - 9.677843E-03 ' (TFS + 273.15) +

.000000622157# ' (273.1 5 + TFS) A 2 + .0000000020747825# ' (273.15 + TFS) A 3 - 9.484024000000001 0-1 3 (273.1 5 + TFS) A 4 + 4.163501 3# ' LOG(273.15 + TFS))

48

75 HRFS =-PWFE / (PWSFS / 1000) 100

PF = QF ' (RHOFS + RHOFE) / 2 ' (HFS - HFE)

HI CALCUL DES CARACTÉRISTIQUES DU FLUIDE CHAUD SORTANT (HUM REL ESTIME A

95%) m RH0 MOYEN FLUIDE CHAUD SORTANT ESTIME A 1.25

HCS = HCE - (PF / QC * 1.25)

TCS = TFE + -01

FOR J = TFE TO TCE STEP .1

PWSCS = (W(-5800! / (273.15 + TCS) + 1.391493 - 4.864024E-02 ' (TCS + 273.15) + -000041 76476W

' (273.1 5 + TCS) A 2 - .000000014452093# (273.1 5 + TCS) A 3 + 6.5459673# * LOG(273.15 + TCS)))

PWCS = 95 1100000 ' PWSCS

WCS = .62198 ' PWCS / (101 -325 - PWCS)

HCSl = 1 .O06 TCS + WCS ' (2501 + 1,805 TCS)

RHOCS = -.O047 ' TCS +. 1.3014

IF HCSl >= HCS THEN 90

TCS = TCS + -1

NEXT J

'** CALCUL DE LMTD

90 LMTD = ((TCE - TFS) - (TCS - TFE)) / LOG((TCE - TFS) / (TCS - TFE))

PLMTD = UA ' LMTD

IF PLMTO >= PF THEN 100

TFS = TFS - -1

NEXT I

*** CALCUL DE L'EFFICACITE THERMIQUE

1 O0 E = ((TFS - TFE) / (TCE - TFE)) 100

'** CONTRIBUTION EN CHALEUR LATENTE

LA = (1 - ((1 .O06 (TCE - TCS)) I (HCE - HCS))) * 100

- 49 m QUANTITE D'EAU CONDENSE A L'HEURE EN LITRE

M = (WC€ - WCS) ' ((RHOCE + RHOCS) 12) + QC ' 3600

e** QUANTITE D'EAU EXTRAITE DE LA SERRE A L'HEURE EN LITRE

WEXT = ((((RHOCE + RHOCS) / 2) ' QC ' WCE) - (((RHOFE + RHOFS) 12) ' QF ' WFE)) + 3600

IF WEXT < QEVAP THEN 104 ELSE 105

104QF = QF + -05

QC = QC + -05

GOTO 7

+++ CALCUL DES PERTES DE CHARGE DANS LES PETITS TUYAUX

+'* CALCUL DU COEFFICIENT DE FRICTION ( SELON STREETER P. 293)

EPSILON PREND POUR VALEUR -005 M SELON PROTOTYPE 1

IO5 FESSAI = .O2

I l 0 FI = (1 1 (--86 ' LOG(((1 / (FESSAI A .5 * REI)) ' 2.51) + ((-005 / Dl) 13.7)))) " 2

IF FESSAI >= FI GOTO 150 ELSE GOTO 120

120 FESSAI = FESSAI + .O02

GOTO 110

150 HFLl = FI ' (L / DHI) ' ((RHOFE + RHOFS) / 2) + (VI A 2 / 2)

+** CALCUL DES PERTES DE CHARGE A CENTREE (COEFFICIENT PERTE DE CHARGE

ESTIMÉ A 0.6)

HFEF = (QF / Al / .6) A 2 ' (RHOFE + RHOFS) / 2

HF1 = HFLl + HFEF

W' CALCUL DES PERTES DE CHARGE DANS LE TUYAU EXTÉRIEUR

EPSILON PREND POUR VALEUR 0.00066 SELON PROTOTYPE 1

FESSAI1 = -02

160 FE = (1 / (--86 ' LOG(((1 1 (FESSAI1 A .5 ' REO)) ' 2.51) + ((-00066 1 DH) 13.7)))) A 2

2u

IF FESSAI1 >= FE GOTO 180 ELSE GOTO 170

170 FESSAI1 = FESSAI1 + -002

GOTO 160

180 HFEXL = FE ' (L 1 DH) ((RHOCE + RHOCS) 12) (VO A 2 12)

-1 CALCUL DES PERTES DE CHARGE A L'ENTREE (COEFFICIENT PERTE DE CHARGE

ESTIME A 0.6)

HFEC = (QC / AT / -6) A 2 (RHOCE + RHOCS) / 2

HFEX = HFEXL + HFEC

H I LE PROGICIEL IMPRIME PAR OEFAUT LES RESULTATS

LPRINT

LPRINT "DONNEES DE BASE"

LPRINT

LPRINT "DIAMETRE INTERNE DES PETITS TUYAUX (M)"; DI

LPRINT "DIAMETRE EXTERNE DES PETITS TUYAUX (M)"; DE

LPRINT "EPAISSEUR DES PETITS TUYAUX (M)"; EP

LPRINT "NOMBRE DE TUYAUX:"; N

LPRINT "DIAMETRE EXTERIEUR (M):"; O

LPRINT "DIAMETRE EQUIVALENT DU TUYAU INTERIEUR (M):"; DHI

LPRlNT "DIAMETRE EQUIVALENT DU TUYAU EXTERIEUR (M):"; Dh

LPRINT "LONGUEUR DU TUYAU (M):"; L

LPRlNT "CONDUCTIVITE THERMIQUE (WIM C)"; K

LPRlNT TEMPERATURE DU MUR (C)"; TW

LPRINT 'TEMPERATURE DE SATURATION (C)"; TSAT

LPR1NT

LPRINT "RESULTATS DES CALCULS"

LPRINT

LPRINT "COEFF.TRANSFERT CHALEUR OS TUYAUX (WIM2 K):"; Hi

LPRINT "COEFF. TRANSF ERf DE CHALEUR EXT TUYAUX (WN2 K):"; Ho

LPRINT "COEFF. TRANSFERT DE CHALEUR CONDENSATION (WM2 K):"; HCOND

LPRINT "COEFF. TRANSFERT DE CHALEUR GLOBAL (W/M2 K):"; Ui

LPRINT 'VITESSE DANS LES PETITS TUYAUX (M/S):"; VI

LPRlNT "VITESSE DANS LE TUYAU EXTÉRIEUR (M/S):"; Vo

LPRINT "# DE REYNOLDS PETITS TUYAUX:"; REi

5 1

LPRINT "# DE REYNOLDS TUYAU EXTERIEUR:"; REo

LPRlNT "COEFF- PERTE DE CHARGE PETITS TUYAUX:"; FI

LPRINT "COEFF. PERTE DE CHARGE TUYAU EXTERIEUR:"; FE

LPRINT "PERTE DE CHARGE TOTALE DANS LES PETITS TUYAUX (Pa)"; HF1

LPRINT "PERTE DE CHARGE DANS LE TUYAU EXTERNE (Pa)"; HFEX

LPRt NT

LPRINT "DEBIT DU f LUIDE CHAUD (M3/S)="; QC

LPRINT "TEPAPERATURE DU FLUIDE CHAUD A L'ENTREE (C) :": TC€

LPRINT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE CHAUD A L'ENTREE(%)"; HRCE

LPRINT "ENTHALPIE DE L'AIR DU FLUIDE CHAUD A L'ENTREE (KJIKG C):"; HCE

LPRINT "RAPPORT D'HUMIDITE DU FLUlDE CHAUD A L'ENTREE (KG EAUlKG AIR):"; WCE

LPRI NT

LPRINT "TEMPERATURE DE SORTIE DU FLUIDE CHAUO (C) :"; TCS

LPRINT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE CHAUD A LA SORTIE (%): 95"

LPRiNT "ENTHALPIE DU FLUIDE CHAUO A tA SORTIE (KJIKG C):"; HCS

LPRINT "RAPPORT DIHUMIDITE DU FLUIDE CHAUD A LA SORTIE (KG EAUIKG AIR):"; WCS

LPRl NT

LPRINT "DEBIT DU FLUIDE FROID (M3/S)=": QF

LPRINT "TEMPERATURE D'ENTREE DU FLUIDE FROID (C) :"; TF€

LPRINT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE FROID A L'ENTREE (%):"; HRFE

LPRINT "ENTHALPIE DU FLUIDE FROID A L'ENTREE (KJIKG C):"; HFE

LPRINT "RAPPORT D'HUMIDITE DU FLUIDE FROID A L'ENTREE (KG EAUIKG AIR):"; WFE

LPRi NT

LPRINT "TEMPERATURE DE SORTIE DU FLUIDE FROID (C) :"; TFS

LPRINT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE FROID A LA SORTiE (%):"; HRFS

LPRINT "ENTHALPIE DU FLUIDE FROID A LA SORTIEE (KJ/KG C)"; HFS

LPRINT "RAPPORT D'HUMIDITE DU FLUIDE FROID A LA SORTIE (KG EAUIKG AIR)"; WFE

LPRINT

LPRl NT "LMTD (C)"; LMTD

LPRINT "QUANTITE DE CHALEUR TRANSFEREE:(kW)"; PLMTD

LPRINT "CONTiBUTION EN CHALEUR LATENTE (%)"; LA

LPRINT "QUANTITE D'EAU CONDENSEE A L'HEURE (L)"; M

LPRINT "QUANTITE D'EAU EVAPOTRANSPIREE A CONTROLER A L'HEURE (L)"; QEVAP

LPRINT "QUANTITE D'EAU EXTRAITE A L'HEURE (1)"; WEXT

LPRINT "EFFICACITE:"; E; "%"

200 INPUT "ON CONTINUE (O/N):"; O$

IF O$'= "O" OR O$ = "O" THEN 300 ELSE END

END

CLS

*** AFFlCHAGE PERMElTANTDERESAlSlR DES lNF ORMATIONS ETDE RECOMMENCER LES

CALCULS

PRlNT "1- NOMBRE DE TUYAUX"; N

PRINT "2- DIAMETRE INTERNE DU TUYAU (M)"; DI

PRlNT "3-DIAMETRE EXTERNE DU TUYAU (M)"; DE

PRlNT "4- DIAMETRE DU TUYAU EXTERIEUR (M)"; D

PRlNT "5- EPAISSEUR DE LA PAROI (M)"; EP

PRlNT "6- TEMPERATURE DU FLUIDE CHAUD ENTRANT (C)"; TCE

PRINT "7- HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE CHAUD ENTRANT (Oh)"; HRCE

PRINT "8- DÉBIT DU FLUIDE CHAUD (M3/S)"; QC

PRlNT "9- TEMPERATURE DU FLUIDE FROID ENTRANT (C)"; TFE

PRlNT "1 O- HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE FROID ENTRANT (%)"; HRFE

PRlNT "1 1- DEBIT DU FLUIDE FROID (M3/S)"; OF

PRlNT "12- TEMPERATURE DE SATURATION (C)"; TSAT

PRINT "1 3- CONDUCTIVITE DU TUYAU (WfM C):"; K

PRlNT "14- LONGUEUR DE TUYAUX (M)"; L

PRINT "1 5- QUANTITE D'EAU EVAPOTRANSPIREE A L'HEURE (L)": QEVAP

PRINT

PRINT

INPUT "CHOISIR LE NUMERO DE LIGNE A CHANGER OU APPUYER SUR O (ZERO)"; LIGNE

PRINT

IF LIGNE = 1 THEN 305 ELSE 306

305 INPUT "NOMBRE DE TUYAUX"; N

GOTO 300

306 IF LIGNE = 2 THEN 310 ELSE 314

310 INPUT "DIAMETRE INTERNE DU TUYAU (M)"; Dl

. GOTO 300

314 IF LIGNE = 3 THEN 31 5 ELSE 31 9

31 5 INPUT "DIAMETRE EXTERNE DU TUYAU (M)"; DE

GOTO 300


320 INPUT "DIAMETRE DU TUYAU EXTERIEUR (M)"; D

GOTO 300


325 INPUT "EPAISSEUR DE LA PAROI (M)"; EP

53

GOTO 300

329 IF UGNE = 6 THEN 330 ELSE 334

330 INPUT "TEMPERATURE DU FLUIDE CHAUD ENTRANT (C)"; TCE

GOTO 300

334 IF LlGNE = 7 THEN 335 ELSE 339

335 INPUT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE CHAUD ENTRANT (%)"; HRCE

GOTO 300


340 INPUT "DÉBIT DU FLUIDE CHAUD (M3IS)": QC

GOTO 300


M5 INPUT "TEMPERATURE DU FLUIDE FROID ENTRANT (C)"; TFE

GOTO 300


350 INPUT "HUMIDITE RELATIVE DU FLUIDE FROID ENTRANT (%)": HRFEa

GOTO 300


355 INPUT "DÉBIT DU FLUIDE FROID (M3/S)"; QF

GOTO 300


360 INPUT "TEMPERATURE DE SATURATION (C)": TSAT

GOTO 300


365 INPUT "CONDUCTIVITE DU TUYAU (W/M C):"; K

GOTO 300


370 INPUT "LONGUEUR DE TUYAUX (M)"; L

GOTO 300


385 INPUT "QUANTITÉ D'EAU EVAPOTRANSPIREE L'HEUREn; Q N A P

GOTO 300

ANNEXE 2

PROGRAMMATION DU SYSTÈME D'ACQUISITION DE

DONNÉES 21 X DE CAMPBELL SCIENTIFIC

55

PFlOGRAMNIAlïON DU SYSTÈME D'ACQUISITION DE DONNEES 21 X DE CAMPBELL SCIENTIFIt

Prograrn:Acquis.et controle echangeur I (VER 4.5) 961 031

Flag Usage:

lnput Channel Usage:

Excitation Channel Usage:

Continuous Analog Output Usage:

Control Port Usage: Depart des ventilateurs

Pulse lnput Channel Usage: Pluviometre

Output Array Definitions:

1 Table 1 Programs

O1 : 10 Sec. Execution Interval

O1 : P l 7 Panel Temperature

01 : 1 Loc : #1 Temperature du bornier

02: P l 1 Temp 1 07 Probe

01:l Rep

02: 1 IN Chan

03: 1 Excite al1 reps wlEXchan 1

04: 2 Loc : #2 Temperature ambiante

05: 1 Mult

06: 0,0000 Offset

RH 207 Probe

R ~ P IN Chan

Excite ail reps wiEXchan 1

Temperature Loc

Loc : #3 Hum-Rel Ambiante

Mult

07: 0.0000 Offset

04: Pl1 Temp107Probe

01: 1 Rep

02:3 INChan

03: 1 Excite ail reps w/EXchan 1

04: 4 Loc : #4 Temperature Froid rechauffe

05: 1 Mult

06: 0.0000 Offset

Page2 Table 1

05: P l 2 RH 207 Probe

01:1 Rep

02:4 INChan

03: 1 Excite al1 reps wiEXchan 1

04: 1 Temperature Loc

05: 5 Loc : #5 Hum-Rel. Froid rechauffe

06: 1 Mult

07: 0,0000 Offset

(*=c-=~=~c====-===z=z=-===~~~~- *)

('Routine de lecture d'humidite #3 HR Chaud refroidi')

( * = ~ i ~ = ~ - l r = c - = - = ~ _ _ c e ~ - = ~ = ~ - = ~ - = - 7

06: P11 Temp 1 07 Probe

01:1 Rep

02:5 INChan

03: 1 Excite all reps w1EXchan 1

04: 6 Loc : #6 Temperature Chaud refroidi

05: 1 Mult

06: 0.0000 Offset

07: Pl 2 RH 207 Probe

01:l Rep

02: 6 IN Chan

03: 1 Excite al1 reps w/U<chan 1

04: 1 Temperature Loc

05: 7 Loc : #7 Hum-Rel. Chaud refroidi

06: 1 Mult

07: 0.0000 Offset

08: P2 Volt (DIFF)

01: 1 R ~ P

58

02: 5 5000 mV slow Range

03: 5 IN Chan Pression MODUS #2066 exit

04:70 Loc:#70PressionMODUS#2066exitDeltaP

05:0.023 Mult .

06: -60.746 Offset

09: P30 Z=F

01:1.3 F

02: 71 Z Loc : Valeur de Rho

IO: P30 Z=F

01: 0.5 F

02: 72 Z Loc : Valeur exposant 112 pour racine carree

Page 3 Table 1

i 1: P37 Z=X'F

01 : 70 X Loc Pression #2066

02: 2 F

03: 73 Z Loc : Valeur de 2"Delta P

12: P38 Z = W

01 : 73 X Loc 2" Delta P

02: 71 Y Loc Rho

03: 74 Z Loc : Valeur 2'0elta P / Rho

13: P47 Z=XAY

01: 74 X Loc 2" Delta P / Rho

02: 72 Y Loc Exposant 112 pour racine cafree

59

Z Loc : Vitesse= (2*Delta P / Rho) Y i 2

14: PZ Volt (DIFF)

01:l Rep

02: 5 5000 rnV slow Range

03: 4 IN Chan Pression MODUS #2503

04: 76 Loc : #76 Pression du MODUS #2503 Input

05: 0.0262 Mult

06: -64.197 Offset

Z=X*F

X Loc Pression #2503

F

Z Loc : Valeur de 2" Delta P

z = m X Loc 2 * Delta P

Y Loc Rho

Z Loc : Valeur de 2" Delta P / Rho

17: P47 Z=XAY

01:78 XLoc2"DeltaPIRho

02: 72 Y Loc Exposant 112 pour racine carree

03: 79 Z Loc : Vitesse= (2*Delta P I Rho) A 112

60

( Ouverture du port de controle pour la *)

(' lecture des multiplexeurs 3 (*=-=;~;-;=;;;-=d=-=-=i=-=~-=i -*)

18: P20 Set Port

01: 1 Set high

02: 1 Port Nurnber

Beginning of Loop

Delay

Loop Count

Excitation with Delay

EX Chan

Delay w/EX (units=.Ol sec)

03: 0000 Delay after EX (units=.Ol sec)

04: 5000 mV Excitation

21 : P l 3 Therrnocouple Temp (SE)

01:l Rep


03:15 INChan

61

04: 1 Type T (Copper-Constantan)

05: 1 Ref Temp Loc

06: 10- Loc : # I O 4 Temp stations 0-1 a 2-1 4

07: 1 Muit

08: 0.0000 Offset

22: P95 End

(* Routine de lecture du multiplexeur #2 *)

(' Thermocouples 2-1 5 a 4-9 et Temp.ext. *)

(+-=;-=-=-=r;=-==c-==z~=~==-=-=- '1

23: P87 Beginning of Loop

01 : 0000 Delay

02: 32 Loop Count

24: P22 Excitation with Delay

01: 3 EX Chan

02: 1 Delay w/EX (units=.Ol sec)

03: O Delay after EX (units=.Ol sec)

04: 5000 rnV Excitation

25: P13 Thennocouple Temp (SE)

01:l Rep


03:16 tNChan

04: 1 Type T (Copper-Constantan)

05: 1 Ref Temp Loc

06: 42- Loc : #42-67 Temp station 2-1 5 a 4-9 (T.ext=Loc 67)

07: 1 Mult

08: 0.0000 Offset

26: P95 End

Page 5 Table 1

27: PZ0 Set Port

01: 00 Option

02: 1 Port Number

28:P3 Pulse

01:1 Rep

02: 1 Pulse Input Chan

03: 2 Switch dosure

04: 68 Loc : #68 PIuviometre

05: 1 Mul t

06: O Offset

29: P92 If time is

01 : 0000 minutes into a

02: 10 minute interval

03: 10 Set high Flag O (output)

30: P77 Real Time

01 : 1 1 10 Year,Day,Hour-Minute

(*=-=-=c-=i;-=c;==;;-==--=;-=- 7

(' Moyenne des Temperatures *) ( - - - - - - - - - - - - - - - - - * , - , , , - , - , - *)

31: P71 Average

01: 58 Reps

02: 10 Loc Temperature dans echangeur

32: P71 Average

01:1 Rep

02: 2 Loc Temp sonde HR Ambiante

33: P71 Average

01: l Rep

02: 4 Loc Temp sonde HR Froid rechauffe

34: P71 Average

01:l Rep

02: 3 Loc HR ambiante

Page 6 Table 1

35: P71 Average

01: 1 Rep

02: 5 Loc HR froid rechauffe

36: P71 Average

01: 1 Rep

02: 7 Loc HR chaud refroidi

37: P71 Average

01:l Rep

02: 75 Loc Vitesse a la sortie #2066

38: P71 Average

01: 1 Rep

02: 79 Loc Vitesse a I'entree #2503

(*=ï-=-====-=-=-=-=-==-=(-ï-=-===-=-=-==-=-=----==-=--c-=-=r----==-==__=__=-=-=-- -*)

(* Total du condensat (Calib.: 10 tips = 100ml) *)

(* =;-=-=-=-=-=-=-=-=;=-=--=-=i=-=-=-- -7

39: -P72 Totalize

01:l Rep

02: 68 Loc Condensat

40: P End Table 1

Table 2 Programs

Sec. Execution lnterval

If X<=>F

X Loc Humidite relative ambiante

>=

F Consigne d'humidite= 80%

Then Do

Do

Set high Flag 1

Do

Set high Flag 2

Page 7 Table2

04: P94

05: P89

01: 2

02: 3

03: 22

04: 30

06: P86

01: 11

07: P86

01: 22

08: P94

09: P86

01: 21.

10: P86

01: 22

I I : P95

12: P95

13: P20

01: Il

If X<=>f=

X Loc Temperature ambiante

>=

F Consigne de temperature= 220C

Then Do

Do

Set high Flag 1

Do

Set low Flag 2

Do

Set low F lag 1

Do

Set low Flag 2

End

End

Set Port

Set accordincr to flaa 1

67

02: 2 Port Number Ventilateur cote froid

14: P20 Set Port

01 : 12 Set according to flag 2

02: 3 Port Number Ventilateur cote chaud

15: P End Table 2

" 3 Table 3 Subroutines

01: P End Table 3

* 4 Mode 4 Output Options

01 : 00 TapelPrinter Option

02: 00 Printer Baud Option

* A Mode 10 Memory Allocation

01 : 100 lnput Locations

02: 100 Intermediate Locations

* C Mode 12 Security (OSX-O)

01 : 00 Security Option

02: 0000 Security Code

Page 8 Input Location Assignments (with comments):

Key:

T=Table Number

E=Entry Number

L=location Number

T: E: L:

1 : 1 : 1 : Loc : #l Temperature du bomier

1 : 2: 2: Loc : #2 Temperature ambiante

1 : 3: 3: Loc : #3 Hum.Rel Ambiante

1 : 4: 4: Lac : #4 Temperature Froid rechauffe

1: 5: 5: Loc : #5 Hum-Rel. Froid rechauffe

1 : 6: 6: Loc : #6 Temperature Chaud refroidi

i : 7: 7: Loc : #7 Hum.Rel. Chaud refroidi

1 : 21 : 1 O: Loc : # I O 4 1 Temp stations 0-1 a 2-1 4

1 : 25: 42: Loc : #42-67 Temp station 2-1 5 a 4-9 (T.ext=Loc 67)

1 : 28: 68: Loc : #68 Pluviometre

1: 8: 70: Loc : #70 Pression MODUS #2066 exit Delta P

1 : 9: 71 : Z Loc : Valeur de Rho

1 : 10: 72: Z Loc : Valeur exposant 1 /2 pour racine carree

1 : 1 1 : 73: Z Loc : Valeur de 2"Deita P

1 : 12: 74: Z Loc : Valeur 2'Delta P / Rho

1: 13: 75: Z Loc : Vitesse= (2'Delta P I Rho) V I 2

1 : 14: 76: Loc : #76 Pression du MODUS #2503 Input

1 : 15: 77: Z Loc : Valeur de 2' Delta P

1 : 16: 78: Z Loc : Valeur de 2" Delta P / Rho

1 : 17: 79: Z Loc : Vitesse= (2'Delta P / Rho) A 112

ANNEXE 3

~ A R A ~ T É R I ~ T I Q U E ~ GÉOMÉTRIQUES DES TUYAUX ANNELÉS EN

THERMOPLASTTQUE DE LA COMPAGNIE PLASTI-DRAIN LIMITÉE

UTLISÉS DANS L'ÉCHANGEUR DE CHALEUR

L,: longueur d'une crête

Li : longueur d'une dépression

P: distance entre 2 crêtes

t,,: épaisseur de la paroi au sommet d'une crête

ti: épaisseur de la paroi dans une dépression

L: épaisseur intermédiaire de la paroi .

H: hauteur hors tout d'une anneau

Di: Diamètre intérieur

Do: diamètre extérieur

diamètre

nominal

75

100

3 O0 .

Lo

mm

6,3

93

32,5

Li

mm

6,4

5,7

18,3

P

mm

12,7

15,O

50.8

L

mm

0,7

I,O

2,2

6

mm

0,8

1'0

3,6

t O

mm

0,7

0,9

1.6

H

mm

6,4

7'8

29

Di

mm

76

101

305

Do

mm ,

88

116

361 A

TEST TARGET (QA-3)

APPLIED IMAGE. lnc - 1653 East Main Street - -. - - Rochester, NY 14609 USA -z -- - - Phone: i l 6/482-0300 -- -- - - F a 71 61268-5989

O 1993. Applied Image. lm. Ail Rights Resenred

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ET DE CHALEUR SERRE - · PDF fileTableau 2. Résultats de calculs théoriques au niveau du transfert de chaleur pour 1/2 et 1 changement d'air à I'heure pour une température