Brevet FR2474671A1 — publié le 19810731

L'invention concerne la thermique et a notamment pour objet les échangeurs de chaleur à tubes et plaques. Elle a pour objet une structure d'échangeur de chaleur qui peut être utilisée pour des échangeurs de chaleur liqui- de-air destinés à différents objectifs tels que des condensa- teurs à air et des évaporateurs pour la condensation et l'éva- poration de différents liquides ainsi qu'en qualité d'échan- geurs de chaleur air-air. Dans ce dernier cas, la structure d'échangeur de chaleur de l'invention peut fonctionner aussi bien avec de l'air pur qu'avec de l'air poussiéreux. Il est plus avantageux d'utiliser l'échangeur de cha- leur de l'invention comme radiateur eau-air ou huile-air d'un système de refroidissement d'installation de puissance, de moyens de transport ou d'installations fixes. On connaît une structure d'échangeur de chaleur à tubes et plaques qui est utilisée dans les radiateurs eau-air de véhicules automobiles, de tracteurs et de locomotives diesel La structure mentionnée est caractérisée en ce qu'elle compor- te des tubes plats ou ronds pour le passage du liquide de tra- vail à refroidir qui sont installés dans des trous de passage pratiqués dans des plaques de refroidissement plates. Dans ce cas, les tubes pour le refroidissement du liquide de tra- vail peuvent être montés soit en rangées parallèles soit en quinconce. Des canaux rectangulaires lisses se forment alors dans l'espace entre les tubes de ces radiateurs dans lesquels ne sont pas prévus de moyens de formation de tourbillon pour l'intensification du processus d'échange de chaleur dans l'es- pace entre les tubes. L'intensification du processus d'échange de chaleur est nécessaire parce que les radiateurs eau-air des différentes installations fonctionnent en régime quand le coefficient de transmission de chaleur K du radiateur est approximativement égal au coefficient d'émission de chaleur f 1 de l'air autre- ment dit K est approximativement égal à > Pour cette raison, la diminution du volume et de la masse du radiateur eau-air né- cessite d'augmenter le coefficient K qui est déterminé d'une manière univoque par la grandeur c1 Comme on le sait, dans les canaux lisses, les valeurs du coefficient d1 sont les plus petites. De ce fait, l'encombrement et la masse de l'é- changeut de chaleur à tubes et plaques sont importants. Pour réduire l'encombrement et la masse des radiateurs d'eau du type connu, il faut augmenter le coefficient d'émis- sion de chaleur a 1, ce qu'on ne peut obtenir qu'à l'aide d'u- ne turbulence du courant d'air dans les canaux de ces radia- teurs en faisant appel à différents éléments créateurs de tourbillons. On connaît une construction d'échangeur de chaleur à- tubes et plaques comportant des tubes plats pour la circula- tion de l'eau de refroidissement, montés soit en rangées pa- rallèles soit en quinconce dans le paquet de plaques de re- froidissement. Dans ce cas, pour intensifier le processus d'échange de chaleur par convection dans l'espace entre les tubes, le profil de la section des plaques de refroidissement est réalisé, dans la direction de l'écoulement de l'air de refroidissement, sous la forme d'une ligne ondulée, symétri- que, continue tandis que les plaques de refroidissement con- tiguës, montées dans un faisceau de tubes du radiateur, sont placées de manière que les saillies et les cavités des pla- ques contiguës soient équidistantes l'une à l'autre. En con- séquence, les plaques de refroidissement contiguës délimi- tent des canaux de circulation de l'air de refroidissement, dont le profil de section, dans le sens du mouvement de l'air, est ondulé. L'analyse des résultats des essais du type connu de construction des radiateurs eau-air a fait apparaître qu'ils sont caractérisés par de basses valeurs de l'efficacité ther- mohydraulique du fait que l'accroissement des valeurs du coef- ficient d'émission de chaleur d1 dans ces canaux est sen- siblement inférieur à l'augmentation de la consommation d'é- nergie en vue de l'intensification de l'émission de chaleur 2474671: dans ceux-ci, en comparaison avec des radiateurs analogues ayant des canaux lisses. Cet inconvénient est dé à ce que l'air, en s'écoulant par ces canaux, forme, derrière chaque détour et devant celui-ci, un système de tourbillons dont ltamplitude est égale ou proportionnelle à la hauteur de la saillie du canal ondulé. D'autre part, la hauteur de la sail- lie dans les constructions de canaux est égale ou proportion- nelle au diamètre hydraulique du canal. En conséquence, l'é- nergie supplémentaire fournie à l'air de refroidissement dans les canaux ondulés est consommée principalement (de 70 à 80 %) pour le tourbillonnement du coeur de courant o les valeurs des gradients du champ des températures et de la densité du flux de chaleur sont petites, ce qui aboutit à une augmenta- tion insignifiante de la densité du flux de chaleur. Du fait que ces systèmes de tourbillons à grandes échelles possèdent une énergie cinétique notable, ils se dispersent progressive- ment, en vainquant les forces de la viscosité et du frotte- ment, et pénètrent dans la couche d'air proche de la paroi. Par suite, la couche voisine de la paroi tourbillonne, la con- ductibilité est turbulente et la densité du flux de chaleur croit. Il s'ensuit que l'échange de chaleur est intensifiée dans le canal ondulé principalement par le tourbillonnement de la couche du courant s'écoulant près de sa paroi, et non dans son coeur, quoi que la consommation de l'énergie complé- mentaire communiquée au courant d'air dans le canal ondulé pour le tourbillonnement du coeur de son courant soit de beau- coup supérieure à celle dépensée pour le tourbillonnement de la couche proche de la paroi. C'est la cause d'une faible ef- ficacité thermohydraulique de la surface d'échange de chaleur de l'échangeur de chaleur à tubes et plaques connus. On conna t une construction d'échangeur de chaleur à tu- bes et plaques comportant un paquet de plaques installées avec un certain espacement l'une par rapport à l'autre. Dans les plaques sont pratiqués des trous de passage dans lesquels sont engagés des tubes. Ltun des fluides caloporteurs circule par 2474671. les tubes. Les plaques contiguës et les parois des tubes con- tigus forment alors des canaux dans lesquels circule l'autre fluide caloporteur, dont la température diffère de celle du premier fluide caloporteur. L'échange de chaleur se produit entre lés fluides caloporteurs. Chacune des plaques est exé- cutée sous la forme d'une ligne ondulée symétrique continue. Dans le but d'intensifier le processus d'échange convectif de chaleur, on dispose les saillies et les cavités de chaque pla- que de refroidissement en face des saillies et des cavités respectivement des plaques de refroidissement contiguës. En conséquence, des secteurs divergents-convergents continus du canal se forment alors suivant l'écoulement du fluide calopor- teur, l'angle d'ouverture du diffuseur est choisi supérieur à la valeur de l'angle critique de la perte primaire de stabili- té hydrodynamique de la structure laminaire de l'écoulement du caloporteur. Cela conduit à la formation de lignes-tourbil- lons tridimensionnelles dans la-couche limite. La viscosité turbulente et la conductibilité, dans cette couche, croissent brusquement. Le gradient de température et la densité du flux de chaleur croissent en provoquant l'augmentation du coeffi- cient d'émission de chaleur 1 entre le caloporteur et les parois des canaux divergents-convergents. Des tourbillons, ab- sorbant l'énergie, sont engendrés aux taux déterminés d'étran- glement et aux régimes d'écoulement du courant de caloporteur sur les secteurs diffuseurs des canaux. L'interaction des tour- billons entre eux et avec le courant principal de fluide calo- porteur favorise la diffusion de ces tourbillons dans le coeur du courant. L'énergie totale de la formation et de la propaga- tion des tourbillons dépasse l'énergie de la dissipation de ces tourbillons. De ce fait, l'énergie consommée pour le pom- page du fluide caloporteur croit notablement, l'intensifica- tion de l'échange de chaleur étant faible. La particularité physique mentionnée du processus d'intensification de l'échan- ge de chaleur propre à cette construction se traduit par une baisse sensible de son efficacité thermohydraulique. 2474671, On s'est donc proposé de mettre au point un échangeur de chaleur à tubes et plaques dans lequel on assurerait, grâce à la construction de canaux munis d'éléments créateurs de tourbillons pour la circulation d'un des caloporteurs, le tourbillonnement seulement de la couche du courant de calo- porteur s'écoulant près de la paroi, sans interaction des tour- billons entre eux ni.avec le coeur du courant, et on garanti- rait ainsi l'accroissement de l'intensification de l'échange de chaleur. Le problème posé est résolu à l'aide d'un échangeur de chaleur à tubes et plaques comportant des tubes, par lesquels circule un fluide caloporteur à une température, et qui sont montés dans des trous de passage d'une des plaques disposées avec un certain espacement l'une par rapport à l'autre de tel- le façon que les plaques contiguës et les parois des tubes contigus forment une multitude de canaux par lesquels circule un second caloporteur à une autre température, des saillies et des cavités étant prévues sur chacune des plaques et disposées en face des saillies et des cavités des plaques adjacentes respectivement et formant, dans lesdits canaux, des secteurs divergents-convergents symétriques pour le tourbillonnement de la couche du courant de caloporteur circulant par ces ca- naux, qui sqécoule près de la paroi. Conformément à l'inven- tion, sur les lamelles de l'échangeur, sont prévus des sec- teurs rectilignes disposés entre les secteurs divergents-con- vergents des canaux et se trouvant sur les plaques successi- ves l'un en face de l'autre. Grâce à cette conception, les tourbillons se déplaçant près de la paroi n'interfèrent plus l'un avec l'autre ni avec le coeur du courant, ce qui diminue la consommation d'énergie nécessaire pour l'intensification du processus d'échange de chaleur. Il est avantageux que la longueur des secteurs rectili- gnes des plaques soit telle qu'elle ne dépasse pas la valeur à laquelle se rétablit la structure laminaire de la couche, s'écoulant au voisinage de la paroi, du courant de calopor- teur rendue turbulente sur le secteur divergent-convergent du canal d'écoulement du fluide caloporteur. Cela permet d'utiliser totalement l'énergie des tourbil- lons dans la couche qui s'écoule près de la paroi. Il est plus avantageux que la longueur des secteurs rec- tilignes des plaques ne dépasse pas cinq fois les diamètres hydrauliques réduits des secteurs rectilignes des canaux. On obtient ainsi une efficacité thermohydraulique plus élevée et la réduction de l'encombrement et de la masse de l'échangeur de chaleur. Pour assurer une répartition régulière du caloporteur dans les canaux, il faut disposer les secteurs rectilignes des plaques dans le plan de symétrie de la plaque correspon- dante. Il est également avantageux, dans le but d'assurer une technologie de fabrication aisée de l'échangeur de chaleur, que chaque secteur divergentconvergent soit formé au moins par une saillie associée au moins avec une cavité. Dans ce qui suit, l'invention est explicitée par la des- cription d'exemples concrets avec référence aux dessins an- nexés sur lesquels: - la Fig. 1 représente une vue d'ensemble d'un mode de réalisation d'un échangeur à tubes et plaques, selon l'inven- tion; - la Fig. 2 est une vue suivant la flèche A de la fi- gure 1; - - la Fig. 3 montre un profil de la section d'une des lamelles de l'échangeur de chaleur, selon l'invention; - la Fig. 4 est une vue suivant la flèche B de la fi- gure 1; - la Fig. 5 donne une abaque des relations Nu/Nuo=f(1'/d) o et Ci-après, nous allons expliquer l'invention en l'illus- 2474671 J trant par un exemple de construction d'un radiateur eau-air à tubes et plaques. Selon ce mode de construction l'échangeur de chaleur à tubes et plaques est constitué, par exemple, par des tubes plats 1 (Fig. 1, 2), disposés en rangées parallèles, dans les- quels circule un fluide caloporteur à une température et sur lesquels sont montées avec un espacement h des plaques de refroidissement supérieures 2 et des plaques de refroidisse- ment inférieures, contiguts à celles-ci, 3. Les plaques de refroidissement supérieures et inférieures contiguës 2 et 3 et les parois des tubes contigus I forment une multitude de canaux à travers lesquels circule un second fluide caloporteur, par exemple, de lair A une autre température en vue d'un é- change de chaleur avec le premier fluide caloporteur, par exem- ple, avec de l'eau. Dans la direction de l'técoulement de l'air, indiquée par la flèche B, le profil des plaques de refroidissement 2 et 3 comporte des paires contiguës de saillies 4 et de cavités transversales dans chaque plaque supérieure contiguë 2 et des paires voisines de saillies 6 et de cavités 7 transversa- les dans chaque plaque inférieure contiguë 3. Des secteurs rectilignes sont prévus entre les paires adjacentes de saillies et de cavités transversales 4 et 5, 6 et 7 de chacune des pla- ques. Des trous de passage 9 (Fig.l) sont ménagés dans chaque plaque de refroidissement 2, 3. Les tubes plats I sont fixés aux plaques de refroidis- sement 2, 3, à travers les trous de passage 9 de telle sorte que les saillies 4 (Fig. 2, 3) et les cavités 5 de chacune des plaques 2 se placent en face des saillies 6 et des cavités 7 respectivement, des plaques 3 qui lui sont opposées, les sec- teurs rectilignes 8 de toutes les plaques contiguës 2, 3, sont placés les uns en face des autres. Ainsi, l'échangeur de cha-. leur comporte, dans la direction de l'écoulement de l'air, des canaux dans lesquels les secteurs rectilignes 8 alternent avec des secteurs divergents-convergents. Des essais, réalisés par 2474671.1 les inventeurs, ont fait apparattre que c'est dans la couche s'écoulant près de la paroi des canaux, sans tourbillonnement, que les valeurs de la conductibilité turbulente du courant d'air sont les plus grandes tandis que la densité du flux de chaleur est la plus élevée. Pour cette raison, pour intensi- fier l'échange de chaleur à l'aide d'un tourbillonnement arti- ficiel du courant, il faut fournir une énergie complémentaire non suivant toute la section du courant ou, principalement, au coeur du courant, mais dans la couche s'écoulant près de la paroi, en engendrant dans celle-ci des tourbillons tridi- mensionnels. En effet, c'est dans le coeur du courant qu'on observe les valeurs les plus élevées de la conductibilité tur- bulente, les valeurs minimales du gradient de température sui- vant la normale à la paroi du canal et une valeur minimale de la densité du flux de chaleur dans la section du courant d'air de refroidissement. Il s'ensuit que le tourbillonnement com- plémentaire du coeur du courant qui nécessite 70 % à 90 % de l'énergie fournie en supplément au courant à ltaide des élé- ments créateurs de turbulence, ne permet pratiquement qu'une augmentation insignifiante de l'échange de chaleur dans le ca- * nal. Pour cette raison, l'énergie complémentaire doit être com- muniquée au courant de fluide caloporteur, dans la couche s'é- coulant près de la paroi, autrement dit, à l'endroit de la section du courant o on obtient l'effet thermohydraulique ma- ximal. Le processus d'intensification de l'échange de chaleur selon l'invention consiste en ce qui suit. Pendant la circulation de l'air dans l'espace entre les tubes, sur les secteurs divergents des canaux, la stabilité hydraulique du courant de fluide caloporteur est perdue uni- quement sur les parois du diffuseur.-En conséquence des tour- billons tridimensionnels sont engendrés dans la couche voisine de la paroi sur les parois du diffuseur aux angles correspon- dants à son ouverture et à un régime déterminé d'écoulement de l'air caractérisé par la grandeur Re. D'autre part, l'impor- 2474671 X tance des tourbillons est fonction de la hauteur des saillies et des cavités transversales. Dans les canaux de l'espace en- tre les tubes de l'échangeur de chaleur, ces tourbillons sont entraînés par le courant d'air vers l'aval, suivant l'écoule- ment, dans la couche voisine de la paroi, sur le sec:eur rec- tiligne du canal et s'atténuent en se dissipant graduellement. Du fait que, pendant leur cheminement, les tourbillons ne ren- contrent pas, avant leur atténuation, de secteur divergent- convergent, ils n'interfèrent pas avec le tourbillon suivant, formé sur le diffuseur suivant. Il n'y a pas non plus d'inte- raction avec le coeur du courant. L'énergie complémentaire n'est plus transmise au courant d'air dans sa partie centrale ce qui se traduit par une baisse de la consommation totale d'énergie pour une intensification de l'échange de chaleur dans la construction d'échangeur de chaleur selon l'invention. La distance (pas) h (Fig.4) à laquelle sont montées les plaques de refroidissement contiguës 2 et 3 ainsi que la dis- tance m entre les génératrices 12 des cavités opposées 5 et 7 (Fig.2) des plaques de refroidissement en regard 2 et 3 et la distance n (Fig.4) entre les parois latérales Il des tubes plats contigus I sont choisies en fonction de la plage de va- riation des valeurs du rapport des diamètres hydrauliques ré- duits d* et d du canal d'air; d*/d, propres au mode de réali- sation envisagé. En outre, les valeurs de la longueur * (Fig.3) du secteur rectangulaire du canal 8 sont choisies en fonction du diamètre hydraulique réduit d du canal formé par les parois latérales 11 (Fig.4) des tubes plats contigus I et les secteurs plans 13 des surfaces des lamelles de refroidissement. Dans la construction d'échangeur de chaleur selon l'in- vention, les valeurs du diamètre d* sont déterminées dans la section la plus étroite du canal d'air formé par les parois la- té-rales U des tubes plats contigus I et les génératrices. des sommets 12 des cavités opposées 5 et 7 (Fig.2) des plaques de refroidissement contiguës 2 et 3. On sait que la valeur du diamètre hydraulique réduit d* de cette section du canal est Z474671} - égale au produit du quadruple de la distance n (Fig.4) entre les parois latérales contiguës 11 des tubes plats I et de la distance m entre les génératrices des sommets 12 des saillies opposées des plaques de refroidissement contiguës 2 et 3, divisé par le double de la somme des distances n et m (d* = 4n.m 2(n+m). La valeur du diamètre d est déterminée dans la section du secteur du canal d'air formé par les parois latérales Il des tubes plats I et les surfaces planes 13 des plaques de refroidissement contiguës 2 et 3. La valeur du diamètre hydrau- lique réduit d de cette section est égale au produit du qua- druple de la distance n entre les parois latérales contiguës ll des tubes plats I et du pas h de montage des plaques de re- froidissement de l'échangeur de chaleur, divisé par le double de la somme des distances n et h. 4 n.h (d = - 2(n + h) L'efficacité thermohydraulique de l'échangeur de chaleur est assurée par une intensification de l'échange de chaleur, caractérisée par le rapport Nu/Nuo, pour laquelle l'augmenta- tion des pertes hydrauliques caractérisée par le rapport /1F est inférieure ou, à la rigueur, égale à l'augmentation de l'émission de chaleur, autrement dit, Nu/Nu0 1 f I]. Ici, Nu et Nu0 désignent le critère de Nusselt pour. les canaux de la surface d'échange de chaleur formée par les sec- teurs rectilignes et les secteurs divergents-convergents al- ternant entre eux et pour une surface formée par des canaux identiques mais lisses; t et %0 étant le coefficient des per- tes de pression dans les canaux de la surface d'échange de chaleur, respectivement, formée par les secteurs rectilignes et les secteurs divergents-convergents alternant entre eux, et par des canaux identiques mais lisses. Sur le graphique (Fig.5), on a indiqué, en abscisses, le rapport entre la longueur des secteurs rectilignes du ca- nal et leur diamètre hydraulique réduit l'/d et en ordonnées - le rapport entre les critères de Nusselt et les coefficients de pertes de pression des canaux de la surface d'échange de chaleur formée par les secteurs rectilignes et les secteurs divergents-convergents s'alternant entre eux et de la surface formée par des canaux lisses identiques, respectivement Nu/Nu O et 4/o La courbe (I) illustre la relation Nu/NuO = f(l'/d). La courbe (I) montre la relation o = fI(l'/d). Comme il ressort du graphique, pour un régime d'écoule- ment d'aiz et refroidissement caractérisé par la grandeur Re = 1700, lexpression i] est valable pour les valeurs * l/d IOo PFour le$ valeurs l'/d,/16, l'efficacité ther- mohydraulique en cas d'application de l'invention est prati- quement nulle. Cela est dû à ce que sur un secteur rectiligne du canal 8 ayant cette longueur -' (Fig.3), la structure lami- naire de la couche s'écoulant près de la paroi, du courant d'air de refroidissement rendu turbulent sur lé secteur di- vergent-convergent précédent du canal, se rétablit et qu'en- suite, le courant d'air de refroidissement se comporte d'une manière identique à celui d'un canal lisse classique. Pour cette raison, c'est A cet endroit, o se produit le rétablis- sement de la structure laminaire de la couche proche de la paroi, de l'air de refroidissement rendu turbulent sur le sec- teur divergent-convergent précédent, qu'il faut disposer le secteur divergent-convergent suivant, en récupérant ainsi to- talement l'énergie des tourbillons et en la dépensant pour ltintensification de l'échange de chaleur en faisant appel & la turbulence artificielle de la couche-d'air de refroidisse- ment qui s'écoule près de la paroi. Conformément aux essais expérimentaux réalisés par les inventeurs, l'efficacité thermo-hydraulique maximale et l'en-. combrement ainsi que la masse minimale d'un échangeur selon l'invention sont obtenus dans le cas o le taux et le pas d'é- tranglement du courant d'air réfrigérant sont choisis, respec- tivement dans des plages de variation telles que d*/d = 0,60 à 0,92 et 1'/d = 0 à 5, c'est-à-dire lorsque la longueur e' des secteurs rectilignes 8 des canaux n'est pas supérieure à cinq fois le diamètre hydraulique réduit d des secteurs rectilignes 8 des canaux. En effet, la diminution de la-dis- tance h, pour une hauteur invariable des saillies transver- sales provoque pratiquement une diminution des valeurs du rapport des diamètres telle que d*/d C 0,60, l'augmentation de l'émission de chaleur s'interrompt et l'augmentation des pertes hydrauliques de pression d'air croit brusquement. Ces faits résultent de ce que la diminution de la distance h a- boutit à une situation dans laquelle la hauteur des saillies transversales devient supérieure à l'épaisseur de la couche de fluide s'écoulant près de la paroi. De ce fait, les tourbil- lons, dont l'importance est fonction de la hauteur des sail- lies engendrées dans le secteur diffuseur des canaux transver- saux, apparaissent dans la section du canal non seulement dans la couche d'air proche de la paroi mais aussi dans le coeur du courant, ce qui n'est pas rationnel. Le long des secteurs rectilignes du canal 8 dont la longueur t' n'est pas supérieu- re à cinq fois le diamètre hydraulique réduit d des secteurs rectilignes 8 des canaux, les tourbillons formés sur le sec- teur divergent du canal ne possèdent pas encore une énergie déterminée mais la valeur de cette énergie est telle que ces tourbillons, en rencontrant suivant le mouvement de l'air de refroidissement, le secteur divergent-convergent ne se diffu- sent pas dans le coeur du courant. Ainsi, pour l'application de l'invention à un radiateur de tracteur, avec le régime d'é- coulement de l'air de refroidissement, le taux d'étranglement a0 imposé d*/d et les rapports Nu/Nu et, une.longueur U du secteur rectiligne du canal dans des limites fie dépassant pas cinq fois le diamètre hydraulique réduit des secteurs rectili- gnes des canaux, est optimale. Dans le but d'assurer une répartition régulière de l'air dans les canaux de l'enceinte d'air de l'échangeur de chaleur les secteurs rectilignes 8 (Fig.2) des plaques 2 et 3 doivent se trouver dans le plan de symétrie de la plaque correspondan- te 2, 3. La résistance opposée au passage de l'air de refroi- dissement dans les canaux contigus est identique et l'effica- cité thermohydraulique de l'échange de chaleur de la construc- tion d'échangeur de chaleur selon l'invention ne diminue pas. Chaque secteur divergent-convergent du canal constitué par l'espace entre les tubes peut être formé soit par une sail- lie (cavité), disposée sur l'une des plaques de refroidisse- ment contiguas, soit par plusieurs saillies et cavités asso- ciées entre elles, soit par une saillie associée à une cavité. Cette dernière variante de l'échangeur de chaleur à tubes et plaques représentée sur les figures 1, 2, 3 est la meilleure car elle assure l'efficacité thermohydraulique la plus élevée et la technologie de fabrication la plus avantageuse, en per- mettant un estampage, ce qui est caractérisé par un nombre ré- duit de surfaces nécessitant un ajustage à la main comparati- vement aux autres variantes de réalisation des canaux. L'utilisation de la construction d'échangeur de chaleur à tubes et plaques selon l'invention en tant que radiateur eau-air pour tracteur permet de réduire le volume et la masse de ce radiateur de deux fois au maximum, toutes les autres con- ditions étant égales par ailleurs. En prenant en considération que la construction des radiateurs de tracteurs, de véhicules automobiles et de locomotives diesel nécessite des métaux et des alliages chers et difficiles à se procurer et en tenant compte du grand nombre de ces radiateurs, l'utilisation de l'échangeur de chaleur à tubes et plaques de l'invention pour les objectifs mentionnés permettra d'obtenir un résultat éco- nomique considérable. REVENDICATIONS 1 - Echangeur de chaleur à tubes et plaques comportant des tubes, pour lesquels circule un fluide caloporteur a une température, et qui sont montés dans des trous de passage per- cés dans des plaques, disposées avec un certain espacement l'une par rapport à l'autre de telle façon que les plaques contiguës et les parois des tubes contigus forment une multi- tude de canaux par lesquels circule un second fluide calopor- teur à une autre température, des saillies et des cavités é- tant prévues sur chacune des plaques et disposées en face des saillies et des cavités des plaques contiguës respectivement et formant dans les canaux des secteurs divergents-convergents pour le tourbillonnement de la couche du courant de calopor- teur circulant dans les canaux qui est proche de la paroi, ca- ractérisé en ce que sur les plaques(2, 3) de l'échangeur de chaleur sont prévus des secteurs rectilignes (8) disposés en- tre les secteurs divergents-convergents (4,5 - 6, 7) des ca- naux et se trouvant l'un en face de l'autre sur les plaques adjacentes. 2 - Echangeur de chaleur à tubes et plaques suivant la revendication 1, caractérisé en ce que la longueur des sec- teurs rectilignes (8) des plaques (2, 3) ne dépasse pas celle à laquelle la structure laminaire de la couche du courant de caloporteur, coulant près de la paroi et rendue turbulente sur le secteur divergent-convergent, se rétablit sur le sec- teur rectiligne du canal du courant de caloporteur. 3 _ Echangeur de chaleur à tubes et plaques suivant la revendication 2, caractérisé en ce que la longueur (if') des secteurs rectilignes (8) n'est pas supérieure à cinq fois le diamètre hydraulique réduit à des secteurs rectilignes (8) des canaux. 4 - Echangeur de chaleur à tubes et plaques suivant l'u- ne des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que les sec- teurs rectilignes (8) des plaques sont disposés dans le plan de la symétrie de la plaque correspondante. - Echangeur de chaleur à tubes et plaques conforme A lVune des revendications I a 4, caractérisé en ce que chaque secteur divergent-convergent est formé par au moins une sail- lie(4, 6) associée a au moins avec une cavité (5, 7).