19ème Congrès Français de Mécanique Marseille, 24-28 août 2009

Refroidissement Diphasique d’une Pile à Combustible

M. BOUDOUH, H. LOUAHLIA GUALOUS, V. PETRINI, M. SIA MEUR

Institut FEMTO-ST, Institut FCLAB, CNRS-UMR-6174, UTBM, rue Thierry Mieg 90010 Belfort.

Résumé: Dans le domaine de l’énergie, il existe un véritable besoin de développement des systèmes de conversion

d’énergie tels que les piles à combustible (PAC) qui ouvrent la voie à l’utilisation de nouveaux vecteurs énergétiques. Cet article traite du refroidissement diphasique d’une pile à combustible et vise à limiter les contraintes thermiques qui freinent le développement technologique des applications des PAC. Dans cet article on présente des résultats expérimentaux concernant les coefficients d’échange thermique locaux et la répartition axiale des températures de surface pour l’eau et pour un nanofluide en ébullition convective en mini-canaux.

Abstract: Actually, there is a real need for development of energy conversion systems such as fuel cells (PAC). This paper presents the two-phase cooling system of a fuel cell and aims to limit the thermal constraints that hinder development of technological applications of fuel cells. Experimental results on local heat exchange coefficients and local surface temperature were presented. The thermal performances of convective boiling of water and nanofluids flowing inside mini-channels were compared and discussed.

Mots clefs: nanofluide, ébullition, minicanaux, transfert thermique local.

1 Introduction Les piles à combustible (PAC) représentent une alternative prometteuse pour la production d’énergies thermique et électrique pour diverses applications. Les systèmes pile à combustible nécessitent une simplification du circuit des auxiliaires afin de réduire leur coût, leur encombrement et d’améliorer leur efficacité énergétique et leur compacité. Dans le cadre de cette étude, on s’intéresse à l’étude du refroidissement d’une pile à combustible en utilisant un fluide à changement de phase liquide-vapeur s’écoulant dans des mini-canaux. Un tel système de refroidissement permet de dissiper des quantités de chaleur importantes tout en utilisant une faible quantité de fluide caloporteur et d’assurer une faible variation de la température du système. Il a été démontré que les systèmes de refroidissement diphasique à mini ou micro-canaux constituent une méthode innovante alliant à la fois efficacité énergétique, compacité du système (une compacité de l’ordre de 15000 m².m-3 permettant une dissipation thermique qui peut atteindre 20000 W.m-3 d’après M. Lallemand [1]) et protection de l’environnement. Dans la littérature, plusieurs études ont démontré que la structure des écoulements en mini-canaux et micro-canaux, et par conséquent les lois de transfert de chaleur et de masse sont significativement modifiées en les comparant aux cas des macro-canaux. En effet, la réduction du diamètre hydraulique rend l’effet de la gravité (phénomène de stratification) négligeable par rapport aux effets de capillarité. Dans le cas de l’ébullition en micro-canaux, de nombreuses études sont effectuées sur la visualisation des régimes d’écoulement, la mesure des pertes de charge et des coefficients d’échange thermique moyens [2-4]. L’ébullition est un mode de refroidissement très efficace dans de nombreuses applications industrielles. Cependant, la densité de flux critique représente une contrainte qui limite l’augmentation de la puissance de fonctionnement des systèmes et d’élargir leurs champs d’application. L’identification des mécanismes et des zones de déclenchement du flux critique paraît nécessaire [5] afin de définir des moyens pour augmenter le flux critique. La détermination des coefficients d’échange thermique locaux permet de localiser les zones de faible et d’importants taux de vide. Dans le cadre de notre étude, on s’intéresse à la mesure locale des températures de surface et des densités de flux thermiques par technique inverse en considérant l’ébullition convective dans des mini-canaux.

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2 Dispositif expérimental et procédure La figure 1 présente une photo et un schéma de principe du dispositif expérimental conçu pour étudier le refroidissement diphasique des plaques bipolaires d’une pile à combustible PEMFC. Le banc d’essais est un circuit ouvert constitué d’un bain thermostaté, une micropompe (microgear pump), un évaporateur (représentant la section d’essais) et un échangeur pour refroidir l’eau et condenser la vapeur à la sortie de la section d’essais. La micropompe permet de régler et de mesurer le débit volumique total à l’entrée de la section d’essais. Cette dernière est constituée d’une plaque en cuivre de 250x250 mm² et d’épaisseur 10 mm. Sur l’une de ses faces sont pratiqués 50 mini-canaux de section rectangulaire de 2mm de largeur et 500µm de profondeur ; soit en effet des mini-canaux de diamètre hydraulique 800 µm.

Micro Pompe

Section d’essais

Capteur de pression

Variateur de puissance Wattmètre

Système d’acquisition

Système de régulation Balance

ÉvaporateurMicroPompe

Bain a température contrôlée

Vanne dVanne d’isolement

Capteur de pression

Panneau chauffant

Autotransformateur

Capteur de pression

ÉvaporateurMicroPompe

Bain a température contrôlée

Vanne dVanne d’isolement

Capteur de pression

Panneau chauffant

Autotransformateur

Capteur de pression

Refroidisseur

FIG. 1 – Dispositif d’essais

(a)

(b)

FIG 2 – (a) Photo des mini-canaux dans la plaque d’essais, (b) Schéma de toute la plaque d’essais.

Les figures 2a et 2b montrent respectivement une photo de la zone supérieure de la plaque d’essais montrant la disposition des mini-canaux et un schéma de toute la plaque d’essais. Les mini-canaux ont une longueur de 160 mm et disposés parallèlement. Sur la face opposée à la surface d’échange, est placé un panneau chauffant d’une densité de puissance maximale de 0,7 W/cm². Ce panneau est équipé d’une sonde PT100 permettant la limitation de sa température de surface à 150°C. Il dissipe un flux thermique uniforme uniquement sur sa surface qui est en contact avec la plaque d’essais. Un variateur de puissance (autotransformateur) est utilisé pour contrôler le flux thermique imposé au niveau de la surface de la section d’essais. La plaque d’essais est recouverte par une plaque en polycarbonate de conductivité thermique 0,2W/mK et d’épaisseur 8 mm qui permet de fermer les mini-canaux. L’utilisation du polycarbonate permet de visualiser la structure de l’écoulement en changement de phase dans les mini-canaux. L’ensemble des plaques constituant la section d’essais (plaque en polycarbonate, plaque en cuivre et le panneau chauffant)

Canal N° 1

Entrée fluide

Sortie fluide

minicanaux

Canal n° 1

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sont solidairement emboîtés dans un ensemble de plaques isolantes en Téflon (PTFE) de 45 mm d’épaisseur. Ce matériau est choisi pour sa rigidité car il sert de support, pour sa faible conductivité thermique (0,25 W/mK à 25°C) et pour sa tenu en température (Tlimite de 200 à 250°C). Des microthermocouples chromel-alumel de 75 µm de diamètre sont insérés dans des perçages de 1 mm de diamètre pratiqués sur le dos et sur le côté de la plaque d’essais. Ces perçages sont ensuite remplis par de l’étain pour assurer la fixation du microthermocouple et le contact entre la soudure du microthermocouple et la plaque d’essais (Fig. 3c). Nous avons instrumenté uniquement deux canaux comme le montre la figure 3a. Le premier canal instrumenté (canal n°1) est situé à 2 mm du bord de la section d’essais, à proximité de l’entrée du fluide caloporteur. Le second canal (canal n°41) est loin de l’entrée du fluide et est situé à 160 mm du bord de la section d’essais. Les microthermocouples sont disposés sur deux ou trois nivaux de profondeur par rapport à la surface d’échange. Ainsi, pour le premier canal, 21 microthermocouples sont disposés à 0,5 mm, 6 mm et 8 mm de la surface d’échange. Pour le second canal, 17 microthermocouples sont placés à 0,5 mm et 5,5 mm de la surface d’échange (voir Fig. 3b). Deux autres microthermocouples sont placés à l’entrée et à la sortie de la section d’essais pour mesurer les températures d’entrée et de sortie du fluide caloporteur. Deux capteurs de pression de type Omega PX209 sont installés pour mesurer la perte de charge totale dans la section d’essais. L’acquisition des températures et des pressions en temps réel est faite par une centrale Labview

(a)

(b)

Thermocouples

L’étain

(c)

FIG 3 – (a) emplacement des microthermocouples au dos de la plaque d’essais, (b) location des microthermocouples pour le canal n°1, (c) placement des thermocouples dans la paroi.

3 Résultats et interprétation Une procédure expérimentale est suivie afin de vérifier la répétitivité des résultats. Avant de commencer les essais, on fixe le débit de la micropompe et on affiche une puissance maximale qui peut atteindre 280 W et ceci afin de déclencher l’ébullition. Une fois cette dernière est déclenchée, on réduit la puissance avec des décréments de 20 W, tout en enregistrant les températures et les pressions du système.

3.1 Températures de paroi mesurées en régimes permanent et transitoire Au cours des essais, nous avons mesuré les évolutions temporelles des températures de la paroi des deux canaux 1 et 41. Les figures 4a et 4b présentent les températures mesurées par les microthermocouples placés à 0,5 mm de la surface d’échange. Ces évolutions concernent les abscisses x = 4 mm et 140 mm pour le canal n°1 (Fig. 4a) et les abscisses x = 14 mm, et 158 mm pour le canal n°41 (Fig. 4b). Dans ces figures, nous n’avons présenté que deux courbes pour des raisons de lisibilité car les allures présentées sont comparables à celles obtenues par les autres microthermocouples placés dans la paroi. En régime transitoire, les températures augmentent d’une manière continue avec pratiquement la même variation de température par rapport au temps. En régime permanent, les températures se stabilisent et deviennent sensiblement constantes au cours du temps. Au cours des essais, nous avons remarqué que vers la sortie du canal (x = 158 mm pour le canal n° 41 et x = 140 mm pour le canal n°1), l’écoulement est constitué par de larges poches de bulles qui occupent une grande partie du canal ce qui explique l’augmentation rapide de la température dans cette zone.

- Micro thermocouple type K, 75µm

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Au début du régime permanent, la perte de pression totale est d’environ 2000 Pa comme le montre la figure 5a. La figure 4a montre que pour le canal n° 41, la variation de la température entre son entrée et sa sortie est d’environ 16°C lorsque le régime permanent débute ; ce qui n’est pas le cas pour le canal n°1. En effet, pour ce dernier, l’écart entre les températures d’entrée et de sortie du canal est nettement inférieur; on relève un écart d’environ 4°C en régime permanent. Ces écarts de températures sont dus à la structure de l’écoulement diphasique dans chaque canal qui dépend principalement du débit d’écoulement. Le canal n°1 est proche de l’entrée et le débit d’eau dans ce canal est probablement plus important que dans les autres canaux. Ce qui explique que les températures enregistrées dans ce canal sont plus faible que dans le canal n°41. Ces écarts de températures sont illustrés par la figure 5b qui présente la répartition des températures de paroi dans les deux canaux en régime permanent.

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

0 400 800 1200 1600 2000 2400

T e

n °C x=4mm

x=140mm

t en seconde

(a)

50

60

70

80

90

100

110

0 400 800 1200 1600 2000 2400

T e

n °C

x=14mm

x=158mm

t en seconde

(b)

FIG. 4 - Températures paroi mesurées pour (220W, 28mL/min), (a) canal n°1, (b) canal n°41.

0.96

0.97

0.98

0.99

1

1.01

1.02

1.03

1.04

1.05

0 500 1000 1500 2000 2500

t en seconde

Pre

ssio

n e

n b

ar Pentrée

Psortie Début du régime permanent

(a)

80

85

90

95

100

105

0 50 100 150 200

x en mm

T e

n °C

canal 41, T à 8 mm de la surface

canal 41, T à 0,5 mm de la surface

canal 1, T à 8 mm de la surface

canal 1, T à 0,5 mm de la surface

(b)

FIG. 5- (a) Variation temporelles des pressions, (b) répartition des températures paroi en régime permanent.

Sur la figure 5b, on remarque qu’à l’entrée du canal n°1, l’écart des températures de paroi mesurées à 0,5 mm et à 8 mm de la surface d’échange est plus prononcé que celui enregistré vers la sortie du canal. Suivant le sens de l’écoulement, l’écart des températures de paroi diminue au fur et à mesure qu’on s’éloigne de l’entrée de canal où les phénomènes de coalescence s’amplifient. Ceci amplifie la résistance thermique entre le fluide et la paroi. Cette dernière devient de moins en moins mouillée par le liquide et le flux dissipé doit tendre vers une valeur minimale. D’autres essais sont menés pour des densités de flux de 180, 190, 200, 210, et 230 W et des débits variants de 20 mL/min jusqu'à 36 mL/min avec un incrément de 1mL/min. Les allures des courbes restent comparables à celles présentées en figure 5. Les températures enregistrées sont toujours

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maximales sur la partie supérieure de la plaque, à cause de l’écoulement ascendant des bulles qui est plus prononcé dans la partie supérieure du canal que dans sa partie inférieure en plus du réchauffement du liquide lors de son passage dans le minicanal. Cette ascension des bulles fait accroître la concentration des bulles et le taux de vide.

3.2 Coefficients d’échange thermique locaux en régime permanent Vu l’intérêt des nanofluides pour l’intensification des transferts thermique [6], nous avons repris les mêmes essais avec un nanofluide à base d’eau pure déionisée et de nanoparticules de cuivre de taille 35 nm. Le nanofluide est préparé soigneusement en salle blanche en utilisant un agitateur à ultrasons. La concentration testée est de 10 mg de nanoparticules par litre d’eau. Pour éviter l’agglomération des nanoparticules, le nanofluide est agité durant 24h. La conductivité électrique du nanofluide mesurée est de 4,8 µS/cm. Les figures 6a et 6b présentent respectivement les évolutions des températures de paroi pour l’eau pure et pour le nanofluide. Les résultats présentés par ces deux figures sont obtenus pour un débit d’écoulement de 28 mL/min et une puissance imposée de 200 W. Les températures présentées par les deux figures 6a et 6b sont relevées au niveau du canal n°1. Nous avons remarqué une légère diminution des températures des parois en utilisant le refroidissement par le nanofluide. Ceci grâce à la présence des nanoparticules de cuivre (de conductivité thermique 390 W/m.K) qui améliorent la dissipation des calories de la paroi.

80

85

90

95

100

105

0 20 40 60 80 100 120 140 160

x en mm

T e

n °C

Températures mesurées à 0,5mm de la surface

Températures mesurées à 8mm de la surface

(a)

80

85

90

95

100

105

0 20 40 60 80 100 120 140 160

x en mm

T e

n °C

Températures mesurées à 0,5mm de la surface

Températures mesurées à 8mm de la surface

(b)

FIG 6 – Températures de paroi mesurées, (a) refroidissement par eau, (b) refroidissement par nanofluide

Pour quantifier l’effet des nanoparticules sur les coefficients d’échange thermique locaux, nous avons utilisé un traitement des résultats des mesures par technique inverse. La procédure de résolution adoptée est présentée en détail dans les références [7] et [8]. Cette technique nous permet d’estimer les conditions thermiques à la surface d’échange en se basant sur les températures mesurées au sein de la paroi. Le modèle physique utilisé considère une plaque plane isolée sur deux de ses surfaces à l’exception de celle refroidie par ébullition. Sur cette surface sont situés les paramètres à estimer, à savoir: la densité de flux thermique et la température de surface. La surface située à l’opposé de la surface d’échange est soumise à une densité de flux connue (valeur imposée au cours de l’expérience). Le modèle physique est bidimensionnel. La procédure de résolution du problème inverse est basée sur la minimisation de la fonctionnelle résiduelle, exprimée en fonction des températures mesurées et celles estimées en résolvant le problème direct. La figure 7a présente les allures des températures de surface estimées par technique inverse en régime permanent. Pour le même débit d’écoulement et la même puissance imposée, les températures de surface lors du refroidissement par le nanofluide sont plus faibles que celles estimées en utilisant l’eau pure. L’écart enregistré entre les températures de l’eau et du nanofluide est au maximum égal à environ 2,5°C. Ce maximum est relevé à l’entrée du canal. La figure 7b montre les évolutions obtenues concernant les coefficients d’échange thermique locaux. Ces coefficients d’échange sont calculés, pour chaque abscisse ‘x’, à partir de la densité du flux thermique dissipée localement dans le canal et de la température locale de la surface d’échange. Les résultats obtenus confirment que le coefficient d’échange thermique obtenu par le nanofluide est meilleur que celui de l’eau pur. On enregistre une amélioration du coefficient d’échange

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thermique d’environ 40% vers l’entrée du canal.

80

85

90

95

100

105

0 50 100 150

x en mm

T e

n °

C

Ea u pure Na noflu ide

(a)

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 50 100 150

Mill

iers

x en mm

h lo

cal e

n k

W/m

²K

Ea u pure Na noflu ide

(b)

FIG 7 – Estimations par technique inverse :(a) Température de surface, (b) coefficient d’échange thermique.

4 Conclusion Cet article présente les résultats expérimentaux d’une étude sur le refroidissement par changement de phase en utilisant un écoulement par convection forcée dans des mini-canaux. Notre prototype est destiné au refroidissement d’une pile à combustible PEMFC. On montre une répartition des températures des parois qui est essentiellement liée à la structure de l’écoulement et au débit du fluide de refroidissement. L’utilisation des techniques inverse reste forte intéressante dans l’étude des écoulements et des transferts en mini-canaux. Elle a permis dans le cadre de cette étude, de quantifier le taux d’amélioration des températures de surface et des coefficients d’échange thermique en fonction de la concentration en nanoparticules de cuivre de taille maximal 35 nm. D’autres essais sont actuellement en cours pour étudier l’effet de la concentration des nanoparticules sur l’intensification des transferts des nanofluides en ébullition dans des mini-canaux.

Références [1] Lallemand M., Programme énergie, rapport final, projet de recherche intégrée: 8.2, juillet 2004.

[2] Kandlikar S G, Fundamental issues related to flow boiling in minichannels and microchannels, Experimental Thermal and Fluid science, 26, 389-407, 2002.

[3] Boudouh M, Louahlia-Gualous H, Refroidissement d’une pile à combustible PEMFC : ébullition convective en minicanaux, SFT ; 2009 ; 889-894 .

[4] Weilin Q, Mudawar I, Measurement and prediction of pressure drop in two phase micro channel heat sinks, Heat and Mass Transfer, 46, 2737-2753, 2003.

[5] Louahlia-Gualous H, Lallemand M, Experimental study of void fraction profils in pool boiling on a vertical surface, Applied Thermal Engineering Journal, 23, 2317-2335, 2003.

[6] Zhou D W, Heat transfer enhancement of cooper nanofluid with acoustic cavitation, Heat and Mass Transfer, 47, 3109-3117, 2004.

[7] Louahlia-Gualous H, H, Baonga J;B, Experimental study of unsteady local heat transfer for impinging miniature jet, Heat Transfer Engineering, vol. 29(2), 2008

[8] Louahlia-Gualous H., Artioukhine E, Panday P.K, The inverse estimation of the local heat transfer coefficient in falling film evaporation, Inv. Prob. in Engineering Journal, vol. 12, No.1, p.29-43, 2004.