Communication_Chouka.. - iusti
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12èmes Journées Internationales de Thermique<br />
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SIMULATION DE LA CONVECTION NATURELLE DANS UNE CAVITE ANNULAIRE<br />
PARTITIONNEE<br />
Khadija CHOUKAIRY 1 ; Rachid BENNACER 1 & Mohammed EL GANAOUI 2<br />
1<br />
LEEVAM-LEEE, 5 Mail Gay Lussac, Université de Cergy, 95031, France.<br />
2<br />
SPCTS, UMR CNRS 6638, Université de Limoges, 123 Albert Thomas, 87000 Limoges, France.<br />
khadija.choukairy@iutc.u-cergy.fr<br />
INTRODUCTION<br />
Les études de la convection naturelle dans des cavités<br />
confinées et en particulier cylindriques constituent depuis<br />
plusieurs années, l’objet de plusieurs recherches. Elle<br />
offrent un champ d’application privilégié (le confort<br />
thermique, le refroidissement des composants<br />
électroniques, les réservoirs de stockage et dans bien<br />
d'autres domaines ...).<br />
De Vahl Davis et Thomas (1969) étaient parmis les<br />
premiers a rapporter une étude numérique de la<br />
convection naturelle dans des cavités cylindriques et leurs<br />
résultats ont été prolongés par d'autres auteurs Prasad et<br />
Kulacki (1985), Kumar et Kalam (1991). Ils avaient<br />
constaté que la courbure du cylindre peut fortement<br />
affecter la structure d'écoulement et le transfert thermique<br />
entre les deux cylindres.<br />
L’approche recherchée dans la plupart de ces études<br />
consiste à évaluer les conditions pour optimiser les<br />
échanges au travers du domaine annulaire.<br />
Notre étude s’inscrit dans cette optique et elle vise la<br />
compréhension et la quantification du transfert de chaleur<br />
au travers des domaines annulaires sans modifications de<br />
la géométrie et plus particulièrement l’effet du<br />
partitionnement horizontale sur le couplage thermique des<br />
différents sous-domaines.<br />
FORMULATION MATHEMATIQUE<br />
Le domaine étudié consiste en l’espace entre deux<br />
cylindres coaxiaux verticaux dont les parois verticales<br />
sont maintenues à des températures différentes T c et T f<br />
alors que les parois horizontales sont supposées<br />
adiabatiques (Fig. 1).<br />
Les transferts radiatifs ainsi que les dissipations<br />
visqueuses sont supposés négligeables. L’approximation<br />
de Boussinesq est prise en compte.<br />
Le fluide est supposé newtonien et l’écoulement<br />
incompressible. Les propriétés physiques, autres que la<br />
masse volumique, sont considérées comme constantes.<br />
Etant donné la symétrie angulaire, le problème est<br />
considéré bidimensionnel<br />
Les grandeurs de référence pour l’espace, la vitesse, la<br />
pression et la température sont :<br />
L ref = L ,<br />
u ref<br />
Lref<br />
=<br />
t ref<br />
ν<br />
=<br />
L<br />
ρν²<br />
P ref = ∆ T = T c − Tf<br />
L²<br />
Les équations de conservation sous leur forme<br />
adimensionnée s’écrivent :<br />
1 ∂(ru)<br />
r ∂r<br />
u<br />
u<br />
∂w<br />
∂r<br />
∂u<br />
∂r<br />
∂w<br />
+<br />
∂z<br />
∂w<br />
+ w<br />
∂z<br />
∂u<br />
+ w<br />
∂z<br />
= 0<br />
∂p<br />
= −<br />
∂z<br />
∂p<br />
= −<br />
∂r<br />
2<br />
+ ∇ w + Gr θ<br />
2 u<br />
+ ∇ u −<br />
r²<br />
(1)<br />
(2)<br />
(3)<br />
∂θ ∂θ 1<br />
u + w = ∇²<br />
θ<br />
(4)<br />
∂r<br />
∂z<br />
Pr<br />
∂ ∂ ∂<br />
où ∇ ² = (r ) +<br />
r∂r<br />
∂r<br />
∂z²<br />
La cavité est partitionnée par un mur horizontal, seule<br />
l’équation de conservation d’énergie est résolue dans le<br />
mur solide :<br />
1<br />
Pr<br />
αs<br />
∇ ( ∇θ)<br />
= 0<br />
(5)<br />
α<br />
f<br />
où αs<br />
et α<br />
f<br />
représentent respectivement la diffusivité<br />
thermique du solide et du fluide.<br />
L’adimensionnement des équations précédentes fait<br />
apparaître les groupements adimensionnels :<br />
H H<br />
A = = ,<br />
' '<br />
r − r L<br />
e<br />
3<br />
gβ∆T<br />
L<br />
Gr =<br />
2<br />
ν<br />
,<br />
i<br />
L<br />
R = (6a)<br />
'<br />
r i<br />
ν<br />
Pr =<br />
(6b)<br />
α<br />
Les conditions aux limites aux parois sont de type non<br />
glissement (u=w=0) pour la dynamique. Pour la<br />
thermique on impose :<br />
Tanger, Maroc du 15 au 17 Novembre 2005 161
12èmes Journées Internationales de Thermique<br />
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1<br />
METHODE ANALYTIQUE<br />
à r = , u=w=0 et θ = 1<br />
(7a)<br />
R<br />
Pour estimer l’épaisseur de la couche limite, nous nous<br />
sommes inspirés des analyses des lois d’échelles Bejan<br />
à r = ( R +1) / R , u=w=0 et θ = 0<br />
(7b)<br />
(1984) pour une couche limite sur une paroi verticale.<br />
∂θ<br />
à z=0, A, u=w=0 et 0<br />
∂z =<br />
(7c)<br />
Le nombre de Nusselt moyen le long de la paroi interne<br />
(i) et externe (e) est définis sous forme adimensionnelle<br />
par :<br />
Nu i<br />
1 A∂θ<br />
= ∫ dz<br />
(8a)<br />
A 0 ∂ r 1<br />
r=<br />
R<br />
1 A∂θ<br />
Nu e = ∫ dz<br />
(8b)<br />
A 0 ∂ r 1+<br />
R<br />
r=<br />
R<br />
Dans cette étude, la conductivité du solide est supposée<br />
égale à celle du fluide.<br />
z’, w’<br />
Tc<br />
Q 2<br />
Q 3<br />
r’ i<br />
Q<br />
fluide<br />
1<br />
H 1<br />
obstacle<br />
Tf<br />
H 2<br />
H 3<br />
Nous supposons que le transfert de chaleur et<br />
l’écoulement ont lieu dans des couches parallèles aux<br />
parois verticales et de faible épaisseur devant la hauteur,<br />
il s’ensuit que dans une couche limite les gradients<br />
suivant les axes ( Oz ) et ( Or ) se rapportent en ordre de<br />
grandeur respectivement à la hauteur de la cavité H et à<br />
l’épaisseur de la couche limite thermique δ T .<br />
Quand les forces d’inertie dominent et équilibrent les<br />
forces de volume Pr < 1 , l’ordre de grandeur de la couche<br />
limte s’écrit :<br />
−3<br />
−1<br />
−1<br />
4 2 4<br />
i = aH A (Pr) (Gri<br />
)<br />
δ (9)<br />
3<br />
gβ(Tc<br />
− Tcentre<br />
)L<br />
où Gri<br />
= est le nombre de Grashof<br />
ν²<br />
basé sur la différence de température entre la température<br />
chaude et la température au milieu de la cavité.<br />
La constante a est déterminée en corrélant l’estimation<br />
analytique actuelle aux résultats numériques dans le cas<br />
cartésien (faible courbure). Pour la gamme des paramètres<br />
considérés, on identifie a = 1, 3 .<br />
Pour le cas sans bloc, Le bilan d’énergie à l’entrée et à la<br />
sortie de la cavité permet de déterminer la valeur de la<br />
température de référence au cœur du domaine (<strong>Chouka</strong>iry<br />
et al, 2004):<br />
4<br />
ro<br />
5<br />
θ<br />
centre<br />
~ 1/(1 + ( ) )<br />
(10)<br />
r<br />
Pour le cas de la cavité partitionnée, Les températures<br />
r' e<br />
fluide<br />
θ centre sont supposées identiques entre les deux<br />
domaines. La température au centre θ centre n’est fonction<br />
r’, u’<br />
que du rapport de rayon (Eq.10)<br />
Le flux surfacique induit par convection dans le domaine<br />
Figure 1 : Configuration étudiée.<br />
fluide supérieur et inférieur vaut respectivement :<br />
k f<br />
q1 = S1<br />
(Tc<br />
− Tcentre<br />
) avec S1 = 2πri<br />
H1<br />
(11)<br />
METHODE NUMERIQUE<br />
δ1<br />
Les équations couplées (1) à (4) avec les conditions aux k f<br />
q<br />
limites sont résolues en utilisant la méthode de volume 3 = S3<br />
(Tc<br />
− Tcentre<br />
) avec S3 = 2πri<br />
H3<br />
(12)<br />
δ1<br />
finis (Patankar , 1980). La résolution est faite en variables<br />
primitives et le couplage vitesse-pression est résolu en Le flux surfacique radial induit par conduction au travers<br />
utilisant l’algorithme de SIMPLER. Nous utilisons un de l’obstacle est donné par :<br />
maillage irrégulier resserré prés des parois du cylindre et<br />
autour de l’obstacle où les forts gradients sont rencontrés. k<br />
s<br />
r0<br />
La solution est obtenue quand le maximum d’erreur pour q<br />
chacune des équations est inférieur à 10 -9 2<br />
= S<br />
2<br />
( Tc<br />
− T<br />
f<br />
) / Ln(<br />
) avec S2 = 2π<br />
ri<br />
H2<br />
(13)<br />
. La validité du<br />
ri<br />
ri<br />
code de calcul a montré un bon accord avec les résultats<br />
bibliographiques (erreur maximale de 3%).<br />
La contribution conductive qui couple les deux domaines<br />
fluides est supposée négligeable dans notre étude.<br />
i<br />
Tanger, Maroc du 15 au 17 Novembre 2005 162
12èmes Journées Internationales de Thermique<br />
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Les relations précédentes expriment le transfert thermique Le domaine de validité de l’approximation analytique,<br />
dans la cavité :<br />
dépend donc fortement du rapport de forme. Pour<br />
déterminer ce domaine de validité, Il conviendrait<br />
q1<br />
+ q2<br />
+ q<br />
k<br />
Nu<br />
3<br />
f<br />
d’étudier la variation du nombre de Nusselt numérique et<br />
i = avec q r = (Tc<br />
− Tf<br />
)2πri<br />
H (14)<br />
q<br />
L<br />
analytique en fonction du rapport de forme.<br />
1 k<br />
s<br />
H2<br />
1<br />
+<br />
A k<br />
f<br />
r r<br />
i O<br />
ln( )<br />
ri<br />
144244<br />
3<br />
r<br />
1<br />
5 3<br />
3<br />
1<br />
1<br />
H1<br />
H<br />
4 2<br />
4 4 3 4<br />
Nu =<br />
1<br />
(Gr) (Pr) (1 − θcentre)<br />
(( ) + ( ) )<br />
4<br />
H H<br />
aA<br />
14444444<br />
244444444<br />
3<br />
contribution conductive<br />
contribution convective<br />
RESULTATS ET DISCUSSIONS<br />
La Figure 2 représente la variation analytique et<br />
numérique du nombre de Nusselt pour la cavité<br />
partitionnée en deux parties égales en fonction du rayon<br />
intérieur pour des rapports de forme de A = 1 et 4 , la<br />
hauteur adimensionnelle de l’obstacle est de H 2<br />
= 0, 06 .<br />
Nu i<br />
Nous remarquons que les valeurs analytiques et<br />
numériques du nombre de Nusselt coïncident pour un<br />
rapport de forme A = 4 pour les paramètres explorés<br />
(rayon intérieur). Pour A = 1 , la différence entre les<br />
résultats analytiques et numériques est significative.<br />
8<br />
7<br />
6<br />
5<br />
4<br />
A=4<br />
Analytique Eq.(14)<br />
Numerique<br />
A=1<br />
La Figure 3 représente la variation du nombre de Nusselt<br />
5<br />
pour différents rapports de forme pour un Gr = 10 et un<br />
rayon intérieur de 4 .<br />
Nous remarquons que le transfert augmente jusqu’à un<br />
rapport de forme A = 1 , puis il diminue.<br />
Le transfert est donc fonction de l’allongement, il varie en<br />
−1<br />
4<br />
fonction de Nu ≈ A dans la gamme de paramètres<br />
explorés et comme trouvés analytiquement. Pour les<br />
faibles allongements, les effets de bord ne sont plus<br />
négligeables et les transferts décroissent. Dans de tel cas<br />
les résultats numériques ne peuvent coïncider avec les<br />
résultats analytiques.<br />
La nécessité d’avoir des conditions d’écoulement<br />
pleinement développées est illustrée sur la Figure 4. Cette<br />
figure représente la variation du nombre de Nusselt<br />
normalisé pour différente courbure et différent rapport de<br />
forme. On remarque que plus on augmente la hauteur H,<br />
plus les couches limites deviennent séparées et les effets<br />
de bord négligeables. Les résultats numériques tendent<br />
vers les résultats analytiques.<br />
Cette figure montre aussi que pour un A>1, les résultats<br />
analytiques et numériques prédisent un transfert de<br />
chaleur dans la cavité partitionnée supérieur à celui<br />
obtenu dans une cavité non partitionnée. Ce transfert est<br />
amélioré de 20% pour le cas d’une cavité partitionnée de<br />
manière équidistante.<br />
5<br />
4<br />
A -1/4<br />
3<br />
2<br />
1<br />
solution conductive<br />
Nu i<br />
3<br />
2<br />
0<br />
0 2 4 6 8 10<br />
1<br />
r i<br />
Figure 2 : Variation analytique et numérique du nombre<br />
de Nusselt en fonction du rayon intérieur pour différents<br />
rapports de forme (<br />
5<br />
pour Gr = 10 et H2<br />
= 0, 06 ).<br />
1 10<br />
A<br />
Figure 3 : Variation du nombre de Nusselt pour différents<br />
5<br />
( i<br />
rapports de forme de la cavité pour Gr = 10 et r = 4)<br />
.<br />
Tanger, Maroc du 15 au 17 Novembre 2005 163
Nu part<br />
/Nu non part<br />
12èmes Journées Internationales de Thermique<br />
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1.5<br />
Journal of Heat Transfer, vol. 107, 596-602<br />
(1985).<br />
1.4<br />
Analytique Eq.(14) 3. Kumar. R., Kalam. M. A., “Laminar thermal<br />
Numerique<br />
convection between vertical coaxial isothermal<br />
1.3<br />
513-524 (1991).<br />
cylinders”. Int.J.Heat and Mass Transfer, vol. 34,<br />
1.2<br />
4. Patankar. S., “Numerical Heat Transfer and<br />
Fluid Flow”, Hemisphere, New York (1980).<br />
1.1<br />
5. Bejan. A., “Convection Heat Transfer”. Wiley,<br />
1.0<br />
New york (1984).<br />
0.9<br />
6. <strong>Chouka</strong>iry. K., Bennacer. R. and Vasseur. P.<br />
A=6<br />
“Natural convection in a vertical annulus<br />
A=2<br />
A=4<br />
0.8<br />
A=1<br />
Boarded by an inner wall of finite thickness”.<br />
International <strong>Communication</strong> of Heat and Mass<br />
0.7<br />
Transfer, Vol.31, Issue 4, pp.501-512 (2004).<br />
0.6<br />
0 2 4 6 8 10<br />
R<br />
Figure 4 : Variation du nombre de Nusselt normé pour<br />
différentes courbures et pour différents rapports de forme<br />
5<br />
de la cavité pour Gr = 10 .<br />
CONCLUSIONS<br />
Dans la présente étude, l’effet du partitionnement<br />
horizontale sur le couplage thermique des différents sous<br />
domaines est étudié analytiquement et numériquement.<br />
L'approche analytique a montré clairement les capacités<br />
d’estimer le taux du transfert thermique et de prédire les<br />
conditions optimales pour atteindre le maximum<br />
d’échange.<br />
La simulation numérique a illustré la validité des résultats<br />
analytiques et a permit d’identifier les conditions<br />
nécessaires et suffisantes pour appliquer les corrélations<br />
trouvées analytiquement pour différentes courbures et<br />
nombres de Rayleigh.<br />
Les résultats trouvés montrent que le transfert de chaleur<br />
atteint un maximum avec le rapport de forme. dépend du<br />
rapport de forme. Pour des couches limites bien<br />
développées (A>1), il tend assymptotiquement vers A -1/4 .<br />
Les résultats montrent aussi que le transfert de chaleur<br />
dans une cavité partitionnée est supérieur à celui obtenu<br />
dans une cavité non partitionnée au delà d’une certaine<br />
valeur du rapport de forme A > 1 .<br />
REFERENCES<br />
1. de Vahl Davis. G., Thomas. R. W., “Natural<br />
convection between concentric vertical<br />
cylinders”, High speed computing in Fluid<br />
Dynamics Physics of Fluids, Supplement ІІ,<br />
198-207 (1969).<br />
2. Prasad V., Kulacki F. A., “Free convection heat<br />
transfer in a liquid-filled vertical Annulus”.<br />
Tanger, Maroc du 15 au 17 Novembre 2005 164