Brevet FR3076343A1 — publié le 20190705

-1- Domaine d'application L'invention concerne le bain de metal en fusion, generalement de retain, que l'on trouve dans une ligne de production en continu, par exemple de verre plat (verre flotte). Cet equipement place entre le four de fusion et retenderie permet de former le ruban de verre a repaisseur et a la largeur souhaitee sur le bain de metal en fusion, en particulier d'etain. L'invention concerne en particulier un refroidisseur radiatif place au-dessus du ruban de verre dans un bain de metal en fusion pour refroidir le verre au moyen d'un fluide caloporteur. Probleme technique Selon le procede Pilkington, le verre est etire sur un bain d'etain liquide pour former un ruban de verre plat de grande planeite et qualite de surface. Pour empecher l'oxydation de retain, le procede se deroule dans une enceinte presentant une atmosphere reductrice, typiquement composee d'un gaz inerte et d'une petite quantite d'hydrogene, par exemple d'azote et de 5 % d'hydrogene. Le procede necessite un refroidissement du ruban lors du formage. A cet effet, une partie de renergie est evacuee par des parois d'une cuve agencee pour recevoir le metal liquide, notamment la sole contenant retain liquide, et par des refroidisseurs qui sont positionnes a environ 10 cm au-dessus du ruban de verre. Ces refroidisseurs absorbent le rayonnement thermique Ornis par le ruban de verre. Une voOte surplombant la cuve integre des elements chauffants qui servent a corriger la distribution de temperature du ruban et a maintenir la temperature en cas d'arret du ruban. La construction de la voOte est relativement complexe, car elle doit permettre le passage de ('alimentation electrique des elements chauffants integres. De plus, ('atmosphere reductrice doit pouvoir ate injectee a travers ladite voute. L'atmosphere reductrice protege et refroidit les connecteurs et cables des elements chauffants. L'atmosphere reductrice est ensuite evacuee par sas d'extraction (en anglais « drop box ») du ruban du bain d'Otain situe a la fin du bain d'etain et par des cheminees de ventilation (pour I'anglais venting) situees du cote de rentree du bain. - 2 - Deux types de refroidisseurs sont principalement utilises dans les bains d'etains : les refroidisseurs de tete de bain et les refroidisseurs de fin de bain. Les refroidisseurs de tote de bain permettent de refroidir le verre devers6 par le four de fusion, qui arrive typiquement a une temperature de 1100 °C pour du verre 5 sodocalcique. Ce verre encore fres maniable s'etale sur Ia surface du bain et doit etre refroidi pour limiter son etalement a la largeur souhait6e. Les refroidisseurs de tete de bain permettent egalement d'ajuster la temperature du verre pour autoriser une bonne prise des rives du ruban, aussi appeles bords du ruban, par des rouleaux d'etirage (en anglais top rollers). 10 Les refroidisseurs de tete permettent aussi d'ajuster le profil de temperature du ruban sur la largeur. Ce profil a un impact crucial sur retirage et l'epaisseur finale du ruban qui doit etre la plus homogene possible. Dans de nombreux cas, le contrOle du profil en finesse est assure par les elements chauffants de Ia voute. Les refroidisseurs de fin de bain ont comme fonction principale le refroidissement 15 du ruban, car Ia chaleur extraite par Ia sole reste insuffisante pour atteindre la temp6rature typique de 620 °C visee a la sortie du bain. On souhaite egalement contrOler le profil thermique du ruban a Ia sortie du bain. Toutefois, le contrOle de ce profil est souvent assure par les elements chauffants de la voOte places juste avant la sortie du ruban. 20 Les refroidisseurs conventionnels des bains d'etains sont congus avec des tubes en acier dans lesquels circule de l'eau de refroidissement. Bien que les refroidisseurs remplissent des fonctions cruciales pour le fonctionnement du formage du ruban, leur conception impose plusieurs restrictions. 25 Condensation : - La condensation de composes volatils (vapeurs d'etain et divers composes formes avec des contaminants dans ('atmosphere) sur la surface des refroidisseurs impose un nettoyage regulier, ce qui n6cessite leur extraction reguliere. - 3 - - Les couches de condensats constituent un isolant thermique et reduisent Ia capacite des refroidisseurs. - Ce changement de Ia capacite des refroidisseurs cause une derive de Ia temperature du ruban et ainsi des parametres du procede de formage du 5 ruban. - Des produits de condensation, notamment des gouttes d'etain, tombent sur Ia surface du ruban et provoquent des defauts. - L'extraction des refroidisseurs par des etancheites laterales (en anglais side sealings) augmente Ia consommation de ('atmosphere et favorise Ia 10 diffusion de l'air/oxygene dans ('enceinte du bain. Regulation de temperature : - Une variation du debit et de Ia temperature de ('eau dans les refroidisseurs a un impact negligeable sur Ia quantite de chaleur evacuee dans un environnement dont Ia temperature est superieure a 600 °C. II est merne 15 risque de reduire le refroidissement par ('eau, car une formation de vapeur dans les refroidisseurs declencherait inevitablement un accident. - Une adaptation du taux de refroidissement est realisee par addition ou extraction d'unites discretes de refroidisseurs. A cause du taux fixe du refroidissement par refroidisseur, un reglage en finesse de Ia temperature 20 du ruban n'est pas faisable avec les refroidisseurs a eau. Un chauffage electrique s'avere donc necessaire pour l'ajustement de Ia temperature du ruban en finesse. - L'ajustement du refroidissement sur Ia largeur du ruban en tete du bain necessite un changement de position des refroidisseurs. 25 Difficultes supplementaires : - 4 - - Lors d'un arret de la ligne de production, et donc de I'apport de chaleur par le ruban de verre, les refroidisseurs a eau doivent "etre extraits rapidement pour eviter une chute trop importante de la temperature du bain d'etain. - Une defaillance du systerne d'alimentation en eau demande egalement 5 une extraction rapide des refroidisseurs. - Les refroidisseurs declenchent egalement une condensation des especes volatiles sur la voute en raison d'un refroidissement localise de celle-ci au droit des refroidisseurs, ce qui engendre des defauts sur le ruban et impose un nettoyage regulier de la voute. 10 - Le refroidissement local de ('atmosphere autour des refroidisseurs declenche une convection descendante vers la surface du ruban ce qui engendre des zones locales de refroidissement renforce et par consequent une heterogeneite du refroidissement. Etat de ('art 15 Les brevets US3494755, GB9014838, et CN2693765U enseignent une couverture partielle ou complete des refroidisseurs a eau par des plaques qui resistent a la chaleur. De cette maniere, on empeche les defauts de la voute de tomber sur la surface du verre. Cette solution n'empeche pas la formation des condensats sur la surface des refroidisseurs. Les plaques forment en plus un 20 ecran pour les elements chauffants de la voute. Le brevet US3694237 prosente des refroidisseurs implantes en quinconce et de grande longueur. Ceci permet de les chevaucher au centre et ainsi de renforcer le refroidissement central. La regulation du profil de temperature demande un ajustement mecanique des refroidisseurs. L'isolation sur la face superieure telle 25 que proposee n'empeche par la condensation sur la face inferieure, et les problemes associes a cette condensation. La publication US20110294645 decrit un rideau place au-dessus du bord de ruban et qui *pare la zone d'etain couverte par le ruban de celle non couverte par le ruban. Ce rideau sert a empecher la convection de ('atmosphere 30 contaminee au-dessus de la zone d'etain decouverte vers la zone au-dessus du - 5 - ruban. Cette solution a des inconvenients : acces au ruban difficile, nombreuses ouvertures necessaires pour les rouleaux d'etirage et les refroidisseurs. Le brevet US4339262 presente des manchettes isolantes qui enrobent les refroidisseurs du cote des parois laterales. Les manchettes reduisent l'effet de 5 refroidissement sur les bords du ruban. Or, leur encombrement augmente la taille du passage du refroidissement dans retancheite laterale, reduisant Ia possibilite d'augmentation de Ia hauteur du refroidisseur. Les manchettes complexifient egalement retancheite a ('atmosphere autour des refroidisseurs. La condensation sur les refroidisseurs continue sur Ia partie non couverte par les manchettes isolantes. Le brevet US4402722 enseigne une position elevee des refroidisseurs pour reduire leur effet de refroidissement local. Ceci impose une modification coOteuse des bains d'etains existants pour permettre cette augmentation de Ia distance. Cette mesure n'empeche pas la condensation. 15 La demande internationale W02015101906 de Ia demanderesse decrit un refroidisseur qui ()Ore a des temperatures de surface plus elevees que la temperature de condensation. Du gaz ou de l'air est utilise comme fluide de refroidissement. Le refroidisseur presente une conception simple avec deux tubes concentriques et une injection de Fair par le tube interieur et revacuation dans 20 I'espace entre le tube interieur et le tube exterieur. II rosulte une temperature basse de la pointe du refroidisseur a cause de rarrivee de Fair encore froid et, par consequent, un taux de refroidissement eleve dans la partie terminale du refroidisseur. Ensuite, l'air dans I'espace entre les deux tubes se rechauffe successivement et le taux de refroidissement diminue vers Ia sortie du 25 refroidisseur. Cette injection d'air avec le tube interieur qui arrive uniquement l'extremite du refroidisseur produit donc un refroidissement tres heterogene sur Ia longueur du tube. Les ecarts de temperature et de refroidissement peuvent bien entendu varier en fonction des dimensions et de ('implantation du refroidisseur. Toutefois, rinhomogeneite thermique de ce type de refroidisseur sous les 30 conditions thermiques dans un bain d'etain peut largement depasser un ecart de 50 °C sur la longueur. L'objectif d'un refroidisseur « homogene » se situe plutOt - 6 - dans un ecart de temperature inferieur a 30 °C. De plus, cette conception tres simple du refroidisseur ne permet pas de regler le transfert thermique a des niveaux differents sur la longueur du refroidisseur pour mieux regler la temperature du ruban au centre et au bord. Le brevet ne traite pas ces 5 problematiques et ne donne pas de solution pour les resoudre. Ainsi, le brevet n'explique pas comment mattriser le transfert thermique au sein du refroidisseur et entre le refroidisseur et le ruban de verre ni comment obtenir une temperature contrOlee et homogene sur la circonference et sur longueur du tube exterieur du refroidisseur. II ne divulgue pas non plus un reglage du taux de refroidissement 10 par zones sur la longueur du refroidisseur. Aucune des propositions precedentes n'a resolu les problemes associes a la technologie conventionnelle des refroidisseurs de maniere satisfaisante. Description de ('invention Selon ('invention, it est propose un refroidisseur radiatif, en particulier pour le 15 refroidissement d'un ruban de verre dans un bain d'etain, presentant une extension longitudinale et une section transverse sensiblement annulaire le long de ('extension longitudinale, le fluide de refroidissement Otant un gaz, caracterise en ce que l'alimentation et ('evacuation du fluide de refroidissement sont prevues d'un meme cote de ('extension longitudinale et en ce que l'alimentation en fluide 20 de refroidissement est distribuee depuis une surface de distribution du refroidisseur vers une surface d'echange exterieure au refroidisseur sur au moins une partie de ('extension axiale du refroidisseur. Le refroidisseur selon ('invention peut etre agenc6 pour distribuer le gaz depuis Ia surface de distribution vers la surface d'echange exterieure du refroidisseur par 25 un ecoulement rotatif par rapport a ('axe principal de la surface d'echange exterieure du refroidisseur. L'alimentation en gaz du refroidisseur selon ('invention peut etre distribu6e sur la longueur de Ia surface d'echange exterieure en au moins deux zones de refroidissement. - 7 - De maniere avantageuse, les deux zones de refroidissement peuvent presenter des capacites de refroidissement differentes. De preference, les deux zones de refroidissement peuvent presenter des capacites de refroidissement reglables. 5 Selon une possibilite, le refroidisseur selon l'invention peut presenter une zone de refroidissement dont la longueur et/ou la position est *table par rapport a l'axe principal de la surface d'echange exterieure du refroidisseur. Dans un mode de realisation, la surface de distribution peut titre alimentee en gaz par au moins un tube injecteur. 10 La surface de distribution peut titre alimentee en gaz par une pluralite de tubes injecteurs. Les tubes injecteurs peuvent etre repartis axialement et/ou radialement, de preference de maniere homogene, le long de ('extension longitudinale. La surface d'echange exterieure du refroidisseur selon l'invention peut titre 15 cylindrique. L'alimentation en gaz du refroidisseur selon l'invention peut etre differente sur une peripherie de la surface de distribution. L'alimentation en gaz peut, par exemple, titre plus importante sur une peripherie de la surface de distribution disposee du cote du metal liquide. 20 L'emissivite de la surface d'echange exterieure du refroidisseur selon l'invention peut etre superieure a 0,6. La temperature de la surface d'echange exterieure du refroidisseur selon l'invention peut etre superieure a une temperature predeterminee. La temperature predeterminee peut titre superieure a la temperature de condensation 25 des especes volatiles presentes au-dessus du bain de metal en fusion. Le refroidisseur selon l'invention peut presenter deux tubes cylindriques presentant chacun un axe de revolution, I'un desdits deux tubes, dit interieur, etant dispose a l'interieur de I'autre, dit exterieur, les deux axes de revolution etant - 8 - paralleles entre eux, le tube interieur formant Ia surface de distribution et le tube exterieur formant Ia surface d'echange. Le tube interieur peut comporter une pluralite de trous d'injection, de preference repartis axialement et/ou radialement, eventuellement de maniere homogene, le long de l'extension longitudinale. 5 Chacun des trous peut debaucher d'une part du cote interieur du tube interieur et peut debaucher d'autre part du cote exterieur du tube, de maniere tangentielle, selon un meme sens. Les deux axes de revolution peuvent etre distincts. Selon l'invention, it est egalement propose un bain de metal, en particulier d'etain, de ligne de production de verre plat flotte, comportant une cuve de bain agencee pour recevoir du metal liquide, en particulier de retain liquide, comportant un refroidisseur radiatif selon l'invention, place au-dessus de la cuve de bain, perpendiculairement a la direction longitudinale du bain de metal. II est aussi propos6 une ligne de production de verre flotte comportant un bain de metal selon l'invention. 15 II est egalement propose un procede de refroidissement, en particulier d'un ruban de verre dans un bain d'etain, au moyen d'un refroidisseur radiatif prOsentant une extension longitudinale et une section transverse sensiblement annulaire le long de son extension longitudinale, le fluide de refroidissement Otant un gaz, refroidisseur dans lequel ('alimentation et l'evacuation du fluide de refroidissement 20 sont prevues d'un meme cote de l'extension longitudinale, ('alimentation en fluide de refroidissement Otant distribuee depuis une surface de distribution du refroidisseur vers une surface d'echange exterieure au refroidisseur sur au moins une partie de l'extension axiale du refroidisseur. Description de modes de realisation 25 Les modes de realisation decrits ci-apres n'etant nullement limitatifs, on pourra notamment considerer des variantes de l'invention ne comprenant qu'une selection de caracteristiques decrites, par la suite isolOes des autres caracteristiques dOcrites, si cette selection de caracteristiques est suffisante pour conferer un avantage technique ou pour differencier l'invention par rapport a l'etat 30 de la technique anterieure. Cette selection comprend au moins une - 9 - caracteristique, de preference fonctionnelle sans details structurels, ou avec seulement une partie des details structurels si cette partie uniquement est suffisante pour conferer un avantage technique ou pour differencier ('invention par rapport a l'etat de la technique anterieure. s Principe de l'absorption de chaleur d'un refroidisseur conventionnel et limitations de celui-ci D'une maniere generale, tout refroidisseur par rayonnement place dans un four est base sur le transfert de chaleur d'un produit vers un fluide calorifique circulant dans le refroidisseur, sans contact et sans contamination de ('atmosphere du four 10 ou du produit. Dans le cas des bains d'etains pour verre flotte, cet objectif est obtenu selon l'etat de la technique par des refroidisseurs metalliques parcourus par de l'eau utilisee comme fluide calorifique, plus rarement par un gaz. Dans le cas des refroidisseurs a eau, la temperature des tubes ne doit pas depasser environ 100 °C pour eviter ('evaporation de l'eau. On peut augmenter la 15 temp6rature d'evaporation de l'eau par une augmentation de la pression. Ceci reste en pratique limitO a une pression inferieure a 10 bars pour eviter des pressions trop OlevOes et dangereuses. La temperature exterieure de ce type de refroidisseur reste donc en general inferieure a environ 150 °C. Le sch6ma en Figure 1 illustre le principe de transfert de chaleur par un tel refroidisseur. 20 Un ruban de verre (10) en flottaison sur un bain d'6tain emet de la chaleur par rayonnement qexray vers une face exterieure d'un refroidisseur (R) place audessus. La conduction et la convection par ('atmosphere du bain peuvent etre considerees comme negligeables. La paroi metallique du refroidisseur absorbe ce flux de chaleur par rayonnement et le transmet par conduction qtucond vers 25 l'eau en circulation a l'interieur du refroidisseur. Cette circulation interieure doit assurer une densite de flux par convection qinconv et conduction suffisante pour eviter la formation de poches de vapeur qui risqueraient de generer une surchauffe locale du tube. En regime stabilise et stationnaire, ces densites de flux doivent etre Oquilibrees 30 et les egalites suivantes doivent etre respect6es : Relation 1 : qexray = qtncond = qinconv - 10 - Les temperatures aux interfaces doivent se stabiliser a des valeurs qui respectent cet equilibre. Pour les flux de chaleur sur les refroidisseurs dans un bain d'etain, et avec une paroi metallique tres conductrice, on peut en premiere approximation negliger l'ecart de temperatures entre la face exterieure et la face interieure du 5 tube metallique. On peut donc reduire Ia relation 1 en ne considerant que les echanges par rayonnement et convection : Relation 2 : qex'y = qinconv Comme exemple d'etablissement de cet equilibre pour un refroidisseur dans un bain d'etain, un modele simple du flux et des temperatures est mis en place. Les 10 conditions suivantes, typiques pour un bain d'etain, sont choisies : - temperature du ruban : 750 °C - ernissivite thermique du ruban : 0,7 - temperature de l'eau : 35 °C - coefficient de transfert thermique de l'eau : 3000 W/m2K 15 - emissivite thermique de surface du refroidisseur : 0,8 La temperature du ruban indiquee est la valeur moyenne pour un verre flotte standard dans la partie de fin de bain. La temperature de l'eau de 35 °C est representative pour un reseau de refroidissement dans une usine de verre flotte. Le coefficient de transfert de l'eau correspond a une vitesse d'ecoulement de l'eau 20 d'environ 1 m/s. Une reduction de cette vitesse dans le but de diminuer le coefficient de transfert n'est pas envisageable car on risquerait la formation de zones stagnantes et donc de poches de vapeur, lesquelles pourraient engendrer une surchauffe locale du tube metallique du refroidisseur. Le diagramme de Ia Figure 2 presente, en ordonnee, les densites de flux de 25 chaleur exterieure et interieure d'un refroidisseur en fonction de la temperature du tube metallique, en abscisse. La courbe (A) represente l'évolution de la densite de flux par rayonnement entre le verre et le tube. L'augmentation de la temperature du tube a d'abord un impact faible sur la densite de flux. Seulement a l'approche de la temperature du ruban, la valeur diminue de maniere 30 significative. Par contre, ('augmentation de la temperature du tube a un impact drastique sur la densite du flux interne du refroidisseur a eau, comme le montre la courbe (B). Verne une faible augmentation de la temperature du tube permet un flux eleve avec l'eau du fait du coefficient de transfert thermique eleve. La convection de l'eau permet de limiter de maniere fres efficace toute augmentation 5 de la temperature du tube. Le point d'intersection de ces deux courbes (A) et (B) a 37 kW/m2 presente requilibre entre les deux mecanismes internes et externes de transfert de chaleur. La droite presque verticale (B) illustre le flux de chaleur emporte par l'eau. On constate que la temperature du tube s'etablit a seulement quelques degres au-dessus de la temperature de l'eau. 10 L'eau peut tout au plus monter a la temperature d'ebullition. A la temperature d'ebullition, le coefficient de transfert thermique augmente davantage et empOche une augmentation de la temperature du tube. Ceci a pour avantage que la temperature du tube reste presque constante sur toute la surface du refroidisseur et que les variations de recoulement ou de la 15 temperature de l'eau ont un impact negligeable sur la densite de flux de chaleur. Par contre, ce systeme ne permet aucune regulation de la temperature et de la densite du flux absorbe par la surface du refroidisseur. Ceci presente une limitation importante pour les refroidisseurs dans les bains d'etains flottos : - pas de regulation du taux de refroidissement et de la temperature du ruban, 20 - condensation de composes volatils sur la surface des refroidisseurs, ce qui engendre d'autres problemes : variation non contrOlee du taux de refroidissement et generation de defauts sur la surface du ruban. Les verriers ont mis en place de nombreuses methodes pour pallier ces problemes, sans pour autant Oliminer la cause du probleme. 25 Nouvelle approche pour ('absorption de chaleur Le coefficient de transfert thermique eleve de l'eau empeche une augmentation de la temperature d'un refroidisseur conventionnel. Pour resoudre ces problemes, trois conditions principales doivent 'etre respectees par un nouveau type de refroidisseur : - 12 - 1. Le fluide caloporteur doit supporter des temperatures plus OlevOes sans changement de phase ou degradation chimique. 2. II dolt permettre d'obtenir des coefficients de transfert thermique inferieurs A 3000 W/m2K. 5 3. Le fluide caloporteur et son ecoulement doivent permettre de regler le coefficient d'Ochange. Sans presumer de la conception de ce nouveau type de refroidisseur, on peut estimer la gamme de fonctionnements a viser. La courbe (C) de la Figure 2 correspond a un fluide presentant un coefficient de 10 transfert thermique de 60 W/m2K et une temperature de 40 °C. Sous ces conditions, on trouve un point d'equilibre avec le flux exterieur a 450 °C. Une telle temperature permettrait potentiellement d'eviter la condensation sur les refroidisseurs de composants volatiles de ('atmosphere du bain. On observe que la densite de flux de chaleur est legerement reduite de 37 kW/m2 a 28 kW/m2, ce 15 qui peut etre compens6 par une augmentation de la surface d'echange. En contrepartie, it est possible de reguler le taux de refroidissement et la temperature surfacique du refroidisseur. La conception d'un tel refroidisseur a temperature elevee soulOve toutefois de nombreux problemes restant a resoudre : 20 - choix du materiau du tube, - choix du fluide caloporteur, - homogeneite et controle de la temperature et du flux, - type de convection a l'interieur du tube, - agencement de ('alimentation et extraction du fluide caloporteur. 25 Les refroidisseurs a eau sont peu sensibles dans leur fonctionnement aux variations spatiales de leur coefficient de transfert thermique interieur. Par contre, un refroidisseur a temperature Olevee sera tres sensible a une variation de la temp6rature du fluide et du coefficient de transfert thermique int6rieur, ce qui complique considerablement sa conception. - 13 - La conception du nouveau refroidisseur doit donc apporter des solutions viables aux problemes enumeres ci-dessus, qui seront decrites en detail par la suite. Probleme et solution pour l'homogeneite thermique d'un nouveau refroidisseur 5 Pour des refroidisseurs conventionnels disposes perpendiculairement a la direction de deplacement du ruban dans le bain d'etain, on recherche en premier lieu une evacuation homogene de la chaleur sur la largeur du ruban. Dans certains cas, une modulation du taux de refroidissement peut etre recherchee, ce qui sera discute ulterieurement. 10 Un refroidisseur qui se trouve au-dessus d'un ruban homogene et dans un champ thermique homogene sur la largeur du bain doit donc assurer une evacuation homogene de chaleur sur sa longueur pour conserver l'homogeneite thermique du systeme. Chaque troncon de ce refroidisseur doit donc posseder la m8me temperature pour 15 absorber le rayonnement du ruban, et d'ailleurs la meme ernissivite, avantageusement Olevee. La convection interieure d'un fluide caloporteur doit donc assurer que le flux net du rayonnement a la surface du refroidisseur soit evacue de maniere homogene sur sa longueur. 20 Comme represents a la Figure 3, chaque troncon du refroidisseur doit evacuer une quantite AQray de rayonnement net par la convection interieure. Une surface interieure 2 alimente le refroidisseur en fluide caloporteur. Un tube exterieur 3 presente la surface d'echange entre la convection interieure et le flux de rayonnement provenant de l'exterieur. Le bilan suivant est a respecter sur la 25 longueur du refroidisseur : Relation 3 : Qray(Ts) = AQconv(Ts) LQray (Ts) : flux de rayonnement net par troncon pour une temp6rature de surface Ts. - 14 - AQconv (Ts) : flux d'evacuation par transport du fluide caloporteur pour une temperature de surface Ts. L'Ocoulement d'evacuation de chaleur est cree par ('injection de fluide froid Diet a temperature Tin dans chaque troncon. II faut ensuite assurer par l'ecoulement un 5 echange constant du fluide froid avec le tube. Ceci resulte dans une temperature constante du fluide apres l'Ochange thermique. Cette approche a l'Onorme avantage que la temperature d'evacuation Tout devient constante sur la longueur du tube. Une augmentation du debit d'evacuation sur la longueur influe par contre sur le coefficient de transfert thermique, ce qui engendre une modification de la temperature Ts du tube exterieur. La solution a ce probleme est decrite ulterieurement. L'Ocoulement d'alimentation est assure par un second tube insere dans le premier tube. Ce tube interieur achemine le fluide caloporteur avec la temperature Tin jusqu'au bout du refroidisseur. 15 Contra'le du coefficient de transfert thermique Un autre element crucial a homogenOiser est le coefficient de transfert thermique. La methode d'injection du fluide froid dans chaque troncon doit assurer un transfert thermique homogene avec la surface interieure du refroidisseur sur sa longueur pour obtenir la temperature visOe Ts de la surface ext6rieure de maniere 20 homogene sur la longueur. L'Ochange par troncon est determine par cette temperature de surface Ts combinee avec la temperature d'injection constante et le coefficient de transfert thermique h sur la longueur du refroidisseur : Relation 4 : 'Wconv = Stronc - h - (Ts - Tfin) AQconv : flux d'evacuation par transport du fluide caloporteur pour une 25 temperature de surface Ts. Stronc : surface d'Ochange d'un troncon du refroidisseur h : coefficient de transfert thermique Tfin : temperature d'entree du fluide dans un troncon du refroidisseur - 15 - On recherche donc un ecoulement qui permet de conserver un coefficient de transfert thermique constant sur la longueur du tube. L'augmentation du debit d'evacuation cree d'ailleurs automatiquement une augmentation du coefficient de transfert thermique sur la longueur par le flux 5 d'evacuation. II serait preferable de trouver une methode d'injection qui cree un echange thermique dominant par rapport au transfert thermique de ('evacuation. Le coefficient de transfert thermique de ('injection permettrait ainsi de minimiser la modification du transfert thermique par le flux d'evacuation. Le principe de ('impact des jets permet de realiser cela. Les jets traversent ('ecoulement d'evacuation et creent un impact sur la surface du refroidisseur. Or, deux difficultes emergent de ce principe. Le point d'impact des jets cree un point froid sur la surface. La conduction dans la matiere du tube aide en principe a attenuer cet effet, mais impose une certaine epaisseur du tube. 15 Le deuxieme probleme emerge avec ('ecoulement d'evacuation. L'augmentation du debit et de la vitesse devie les jets ernis par le tube interieur. Pour surmonter cette difficult& des jets avec une grande vitesse pourront aider, mais imposent une perte de charge importante et renforcent le probleme de I'inhomogeneite thermique au point d'impact. 20 Solution : controle du coefficient d'echange par un ecoulement rotatif Pour resoudre ces problemes, une solution est proposee selon ('invention : un ecoulement rotatif permet de renforcer considerablement le transfert thermique et diminue ('impact de la vitesse de recoulement d'evacuation. Ce type d'ecoulement pour renforcer le transfert thermique en forme helicoklal est bien 25 connu dans d'autres domaines techniques. Pour creer un tel ecoulement, on peut utiliser des moyens connus dans ces domaines techniques : - spirale ou pales inserees dans un tube parcouru par un ecoulement, - une fente helicoklale entre deux tubes coaxiaux parcourus par un ecoulement, - 16 - - injection tangentielle dans un tube ou cylindre avec une evacuation du cote oppose. Or, ces moyens ne sont pas applicables au probleme du refroidisseur, car on vise une injection reguliere sur la longueur du tube interieur. 5 Selon ('invention, on cree cet ecoulement rotatif par de nombreux jets inclines dans un plan perpendiculaire a l'axe des deux tubes, le tube interieur (2) et le tube exterieur (3). Ces jets mettent donc le fluide en rotation dans l'espace entre les deux tubes sans pour autant toucher directement la surface du tube exterieur (3) du refroidisseur, comme represents en Figure 4. Ceci a plusieurs avantages : - on evite la creation de points ou traits froids sur cette surface, - le coefficient de transfert thermique est largement determine par l'intensite de recoulement rotatif, - excellente homogeneite de transfert thermique par mélange intense entre 15 le fluide dans l'anneau et les jets, - limitation des pertes de charge dans les trous pour creer les jets (en comparaison de la technique des jets impactant). La conception de ces jets avec direction (diametre et vitesse pour engendrer recoulement rotatif de vitesse adapts au transfert thermique) est par contre 20 relativement complexe. Controle des pertes de charge pour assurer une injection homogene sur la longueur du refroidisseur Pour assurer un debit homogene par troncon, it est necessaire de maitriser les pertes de charge dans ('ensemble du systerne. 25 Un Ocoulement distribue sur la longueur d'un tube/gaine d'alimentation et sur la longueur d'un tube d'evacuation est sensible aux pertes de charge dans les tubes. Ceci est particulierement vrai si l'arrivee et ('evacuation sont du mome cote. Dans une telle configuration, le differentiel de pression pour alimenter les jets est plus - 17 - eleve cote arrivee/sortie compare a l'embout du refroidisseur. Le debit par les jets sera donc plus eleve dans les jets cote arrivee/sortie. L'evolution de la pression d'alimentation devient une fonction complexe de la perte de charge et du changement de debit sur la longueur. II en est de merne 5 avec la perte de charge dans ('evacuation. Pour faciliter le dimensionnement global, les regles de pertes de charge suivantes peuvent Otre appliquees. Par la suite, les pertes de charge variables dans le refroidisseur sont representees par des valeurs moyennes dp 10 Pour obtenir une bonne homogeneitO du refroidissement sur la longueur, it est crucial de garantir un debit constant par les trous sur la longueur (voir Figure 5). A cet effet, deux conditions sont a remplir : Relation 5 : APjet >> APalim Et 15 Relation 6 : APjet >> APevac APjet perte de charge du jet APalim perte de charge dans le tube d'alimentation APevac perte de charge dans le tube d'evacuation Ainsi, ('impact des pertes de charge dans ('alimentation et ('evacuation devient 20 faible. Par une valeur presque constante de Apia, on obtient un d6bit presque constant pour chaque trou sur la longueur. Ceci est egalement valable pour chaque zone du refroidisseur si celui-ci est segmente. Regles de dimensionnement d'un refroidisseur 25 Par la suite, la methode de dimensionnement global d'un refroidisseur pour un bain d'etain est decrite. A partir de ces dimensions, la methode de dimensionnement de la convection interieure est exposee. Dimension globale et capacite de refroidissement - 18 - Les bains d'etain ont differentes tailles en fonction de la capacite de la ligne de production et des dimensions du ruban de verre. Toutefois, la majorite des bains d'etain ont une largeur interieure dans Ia partie initiale d'environ 8 m, et une largeur interieure dans la partie terminate 5 d'environ 4 m. Un autre critere pour le dimensionnement d'un refroidisseur est la distance disponible entre Ia cuve et la voOte du bain d'etain. Typiquement, elle est de 300 mm. Cet espace est ferme avec des caissons d'etancheite, formant l'etancheite laterale. Tout equipement introduit lateralement dans le bain d'etain passe par ces etancheites laterales. 10 Pour maximiser le rendement de chaque refroidisseur, on choisit un diametre le plus eleve possible. Pour des raisons d'encombrement et pour placer des joints d'etancheite, on ne peut pas atteindre un diametre correspondant a la distance entre ('enceinte du bain et la voute. Le diametre ideal maximise sera donc legerement inferieur a la distance entre ('enceinte du bain et la voOte. 15 Concernant la longueur d'un refroidisseur pour la position en tete du bain d'etain, il est difficilement envisageable de traverser les 8 m par un seul refroidisseur, ne serait-ce que pour des raisons mecaniques et de fleche. Le refroidisseur selon ('invention aura donc une longueur jusqu'a mi-largeur du bain, comme dans le cas des refroidisseurs a eau conventionnels. 20 A partir de ces dimensions exterieures, la surface pour ('absorption du rayonnement est determinee. Avec la quantite de rayonnement absorbee par cette surface, la quantite de chaleur a Ovacuer par le fluide caloporteur peut etre determinee. Pour cela, it faut fixer d'abord la temperature limite inferieure pour eviter la condensation. Ensuite, on calcule la densite de rayonnement pour 25 estimer la quantite de chaleur totale qui sera evacuee par un refroidisseur aux dimensions donnees. Par Ia suite, il est necessaire : - De determiner la temperature et le debit de ('air, - De determiner le nombre et la distribution des trous et Ia vitesse d'injection 30 dans ces trous. - 19 - Conception principale Comme illustre a la figure 6, un tube interieur de diamOtre dia amene l'air de refroidissement avec le debit Dais a temperature Tarn. Les trous d'injection sur Ia longueur du tube interieur distribuent les jets de maniere homogene sur la 5 longueur. L'anneau entre le tube exterieur et le tube interieur collecte l'air inject6 et l'evacue avec une temp6rature Taex. En fonction des flux de chaleur et du debit, Fair dans l'anneau monte a Ia temperature Tarot. Vers la sortie du tube, la vitesse d'evacuation augmente jusqu'a Ia valeur vevac. Cette vitesse est egalement determinee par I'espacement dr entre les deux tubes. Avantageusement, les sections de passage pour ('alimentation par le tube interieur et ('evacuation entre les deux tubes sont choisies telles que les vitesses et donc les pertes de charge sont equilibrees entre alimentation et evacuation. Cet equilibre est typiquement obtenu avec 33 % pour la section d'alimentation et 66 % pour ('evacuation, a cause de la temperature du fluide plus eleve 15 ('evacuation. II n'est pas evident de dimensionner ce nouveau type de refroidisseur pour assurer un fonctionnement correct et une bonne homogeneitO de sa surface ext6rieure pour ('absorption du rayonnement. Une d6marche particuliere a 6t6 dOveloppee qui est decrite par la suite. 20 Flux du rayonnement exterieur Bien que le champ de rayonnement impactant sur le refroidisseur puisse etre plus ou moins complexe, une estimation simplifiee permet de calculer avec une bonne approximation le flux net qui est echange par le refroidisseur avec le rayonnement exterieur. Ce flux est ensuite a evacuer par ('interieur pour respecter une 25 temp6rature cible de la surface en fonction de la temp6rature limite de condensation : Relation 7 : Qray = 6 - Etube - (Text4 - Ts4) - Surf Qray : quantitO de chaleur a evacuer 30 CY : constante de Stefan-Boltzmann -20- Etube : emissivite du tube exterieur Text: temperature d'ambiance dans le bain d'etain Ts : temperature cible du tube exterieur qui evite Ia condensation Surf : surface d'6change du tube exterieur 5 La temperature Text prOsente une moyenne de la temperature du ruban et de la voute a I'origine de l'intensite du rayonnement present dans Ia zone d'implantation du refroidisseur. Dans le cas d'une implantation du refroidisseur en tete du bain, un echange intense entre le ruban et la voute limite les ecarts de temperatures, 10 sachant que la voute est relativement bien isolee ce qui favorise une temp6rature elevee de la voute proche de la temp6rature du ruban. Pour une implantation des refroidisseurs en fin de bain, le champ de rayonnement est modifie par le plus grand nombre de refroidisseurs et Ia methode de dimensionnement doit etre adaptee. Cette adaptation est decrite ulterieurement. 15 L'ernissivite thermique du tube depend des materiaux et de leurs traitements. En regle generale, les aciers inoxydables refractaires ont une emissivite faible ce qui impose un traitement. Ce traitement peut consister en une oxydation thermique ou chimique, un revetement ceramique ou une structuration pour creer une surface rugueuse. Tous ces traitements permettent des Omissivites thermiques 20 superieures a 0,8 ce qui est déjà convenable pour l'efficacite du refroidisseur. Nous avons d'ailleurs decouvert que ('atmosphere des bains d'etains est favorable a un noircissement des tubes et ameliore ainsi automatiquement l'emissivite des tubes en acier inoxydable. On peut, avec ces informations, estimer avec une precision suffisante Ia densite 25 de flux de chaleur et la quantite totale de chaleur a evacuer par la surface du refroidisseur. Flux d'evacuation La temperature d'arrivee de l'air dans le refroidisseur est connue en fonction de la temperature d'aspiration et des caracteristiques du ventilateur. Typiquement, 30 l'air arrive au refroidisseur a une temperature d'environ 70 °C. -21- La temperature de ('air a la sortie du refroidisseur n'est pas connue, a priori, et depend du debit d'air, de I'echange interne, et du flux de rayonnement externe. Pour determiner ces valeurs, on commence avec Ia relation principale pour la quantite de chaleur evacuee : 5 Relation 8 : Qevac = pair - cp - (Tannt - Tain) Qevac : flux de chaleur a evacuer Dair : debit d'air cp : chaleur specifique de l'air lo Taout : temperature de l'air evacue Tain : temperature de l'air a ('entree Pour un flux de chaleur Qevac a evacuer, differentes combinaisons de debits et de temperatures sont possibles. La Figure 7 illustre graphiquement cette relation sous la forme d'une courbe. Pour une quantite de chaleur a evacuer constante, 15 avec ('augmentation du debit, la temperature de l'air evacue Taout baisse. De plus, differentes quantites de chaleur sont a evacuer selon les conditions de rayonnement ext6rieur et la temperature de peau ciblee. Flux d'echange interieur Le point de fonctionnement sur la courbe de la Figure 8 pour une quantite de 20 chaleur a evacuer depend egalement de la convection interieure du refroidisseur. Le flux thermique evacue par la convection est exprime en fonction du coefficient de transfert thermique et de la difference de temp6ratures des parois et du flu ide : Relation 9 : Qech = h - [Ts - Ta) - Surf Qech : Quantit6 de chaleur evacuee par echange convectif 25 h : Coefficient d'echange thermique Twall : Temperature du tube a Ia surface d'echange Ta : Temperaturelux de l'air dans I'anneau entre le tube interne et le tube externe Surf : Surface d'echange du tube exterieur -22- L'intensite de la convection a l'interieur du tube determine le coefficient de transfert thermique et par la suite le flux Qech. Pour un flux Qech donnee, differentes combinaisons de h et du differentiel de temperatures sont possibles. 5 Si la temperature de l'air approche trop la temperature de la paroi, la demande au coefficient de transfert thermique augmente. Par consequent, Ia convection interieure doit etre intense ce qui engendre une demande importante au « moteur » qui alimente cette convection. Cette evolution est representee par la Figure 8. II est donc important de choisir un taux suffisant de renouvellement de Fair pour limiter la temperature de l'air. Nous avons d'ailleurs constate que la temperature moyenne de l'air entre les deux tubes Tarot et la temperature de l'air a ('evacuation Taout sont quasiment identiques. Ceci est la consequence du renouvellement de l'air sur la longueur du tube par ('injection de petits jets d'air frais selon ('invention, ce qui engendre une 15 temperature d'air constante sur la longueur du tube. Combinaison des flux Le flux de chaleur Qray et Ia temperature de la surface du tube exterieur sont imposees. L'echange du tube avec de Fair dolt evacuer cette quantite de chaleur tout en conservant la temperature cible du tube exterieur. Le debit de l'air et la 20 temperature de sortie de cet air doivent egalement respecter le flux de chaleur evacuer. Relation 10 : Qray = Qech = Qevac Qray : Flux de chaleur evacuee par rayonnement Qech : Flux de chaleur evacuee par Ochange convectif 25 Qevac : Flux de chaleur a evacuer La conservation des flux impose donc une egalite des differents mecanismes de flux thermiques. Par Ia suite, un seul terme Q est utilise pour chaque mecanisme : Relation 11 : Q = a - Etube (Text4 - Ts4) - Surf Relation 12 : Q = h - {Ts - Ta) - Surf -23- Relation 13 : Q - Daft. - cp - (Ta - Tain) La combinaison de ces relations limite le degre de liberte pour ajuster les parametres. La conception du refroidisseur dolt anticiper la bonne combinaison 5 des valeurs pour obtenir la temperature de surface des refroidisseurs souhaitee. Certaines valeurs sont déjà optimisees ou imposees (temperature exterieure, Ornissivite du tube, surface du refroidisseur, cp de l'air, Ta air a ('entree). II reste donc a determiner et optimiser les valeurs h, Ta, Q et Dais. Or, dans le cas d'un ecoulement simple dans un tube, debit et coefficient de transfert thermique sont intrinsequement couples. Ceci cause un serieux probleme de dimensionnement pour le refroidisseur, car le debit d'air, le flux thermique Q et Ia temperature d'air sortie sont figes. Un autre probleme avec un ecoulement simple reside dans la variation du coefficient de transfert thermique sur la longueur du tube a cause de 15 ('accumulation du debit et par consequent, ('augmentation de Ia vitesse. Principe de rotation Le principe de mise en rotation de l'air a l'interieur du tube selon ('invention permet de decoupler le debit total de l'air et le coefficient de transfert thermique. La figure 9 illustre la methode. Des trous (6) d'injection obliques injectent l'air frais et 20 mettent l'air en rotation dans I'anneau entre les deux tubes (2) et (3). Vitesse et angle d'injection determinent la vitesse de rotation. Ainsi, on peut concevoir de maniere independante, le coefficient de transfert thermique avec le tube exterieur. La rotation permet egalement un coefficient de transfert thermique qui est a la fois eleve et homogene sur la longueur. 25 L'adaptation du coefficient de transfert thermique donne donc une certaine souplesse au dimensionnement du refroidisseur pour coordonner la surface totale Surf, le flux de chaleur a evacuer et la temperature de Fair a l'interieure qui participe a I'echange. -24- La vitesse de rotation determine donc le coefficient de transfert thermique lequel determine la quantite de chaleur qui est evacuee des parois du tube extOrieur. La rotation permet donc de decoupler le debit total et l'intensite de transfert thermique avec Ia paroi/peau du refroidisseur ce qui presente un avantage 5 considerable. Par la suite, cet echange sera quantifie pour arriver a un dimensionnement cible du refroidisseur en fonction des besoins. Toutefois, ce dimensionnement reste complexe et doit suivre une dernarche systematique. Les elements a dimensionner sont illustres dans la Figure 6. 10 Quantification du flux de la convection interieure Le flux de chaleur cree par Ia convection interne, selon ('invention en mode rotative, est essentiellement determine par la vitesse de l'ecoulement et la difference de temperature entre parois et air. Le coefficient de transfert thermique exprime l'intensite du transfert convectif et depend du type et de l'intensite de Ia 15 convection. De nombreuses etudes existent sur le coefficient de transfert thermique des fluides, et en particulier sur l'air avec des surfaces planes ou courbees. Ceci permet une bonne estimation de la relation entre la vitesse de l'ecoulement rotatif et le coefficient de transfert thermique de chaleur. Le coefficient de transfert thermique depend essentiellement de la vitesse de 20 convection forcee de Fair sur une surface. Pour un Ocoulement etabli, apres les effets d'entree, on peut approximer le coefficient comme suit : Relation 14 : h(v) = 7,12 - 0.78 [al Le diagramme dans Ia figure 10 pr6sente le coefficient de transfert thermique en fonction de Ia vitesse de l'ecoulement. 25 La courbe A presente ('approximation precedente. La courbe B presente une approximation plus elaboree, selon Sieder-Tate, qui donne des valeurs lOgOrement inferieures. La courbe C prOsente une approximation lineaire des deux approches precedentes qui s'est revelOe suffisante dans le dimensionnement du refroidisseur. - 25 - Le coefficient de transfert thermique est ainsi estime selon : Relation 15 : hrot = 3,1 ' Vrot hrot etant exprime en W/m2.k avec vrot en m/sec. Avec cette relation, Ia vitesse necessaire de l'ecoulement peut etre determinee 5 pour un coefficient de transfert thermique requis. Nous avons precedemment fixe le flux de chaleur a evacuer Qevac cible et la temperature de surface cible. On peut donc se servir des relations precedentes pour determiner le coefficient de transfert thermique requis : Relation 16 : h(vrot) = Dair.cp.(Ta-Taio) (Ts-Ta).Surf Le coefficient de transfert thermique cible est donc determine par la temperature d'evacuation et le debit d'air pour une quantite de chaleur a evacuer et une surface donnee. Pour la temperature d'evacuation, on cherche plutot une temperature elevee ce qui est favorable a une recuperation de l'energie par les diverses methodes de 15 prechauffage ou de generation d'electricite. Une temperature elevee a egalement l'avantage de limiter la demande de debit d'air de refroidissement. Par contre, une temperature d'evacuation elevee demande une valeur de coefficient d'echange h plus elevee et donc une vitesse de rotation plus elevee. La creation d'une vitesse de rotation elevee demande une 20 pression d'alimentation plus elevee ce qui engendre une consommation electrique du ventilateur plus elevee. Pour optimiser le systerne sous ces contraintes, une methode de determination du coefficient de transfert thermique, du nombre de trous d'injection, et de la vitesse d'injection est necessaire. Chapitre pour la determination des trous d'injection 25 Comme mentionne precedemment, les relations disponibles dans Ia litterature permettent de determiner la vitesse de rotation requise pour obtenir un coefficient de transfert thermique cible. -26- Une fois cette vitesse de rotation dOterminee, on calcule la force de frottement des parois contre cet ecoulement de rotation. La surface du tube exterieur est dominante dans ce frottement, mais it convient d'ajouter Ia surface du tube interieur dans la formule ci-dessous : 5 Relation 17 : Fdrag = Cf - ri - vrot2 - Surf Le coefficient de friction est par exemple determine selon une des relations disponibles sur Internet a l'adresse : https://www.cfd-online.com/Wiki/Skin_friction_coefficient. La force de friction dolt etre compensee par une force d'entrainement qui 10 compense le frottement et maintient ('air dans l'anneau en rotation. La force d'entrainement est creee par les jets d'injection obliques tels que presentes schematiquement en figure 9. En raison de ('orientation des jets non parallele a la tangente de l'ecoulement rotatif, la force d'injection doit etre superieure : 15 Relation 18 : Fjets = Fdrag/COS(aincl) La force du jet d'injection est donnee par Ia section de ('ensemble des jets Stotiets et Ia pression statique en amont des trous est donnee par l'alimentation du tube interieur. Relation 19 : Fjets = StOtjets - D jet - Prot) 20 La pression statique se transforme en pression dynamique dans les trous. La difference des pressions est donnee par la pression dynamique des jets et par la pression dynamique de l'ecoulement rotatif (les jets decelerent apres injection, mais seulement jusqu'a la vitesse de ('ecoulement rotatif). Cette pression dynamique est donnee par : 25 Relation 20 : 1 p 2-Pjet - 2 VjetCd Cette relation permet donc de determiner la vitesse d'injection requise. Le Cd represente le coefficient de d6charge a travers un trou dans une paroi. La valeur -27- peut titre determinee selon la litterature, mais reste plutOt proche de 1. Pour des trous de petite taille, retenir la valeur de 1 est suffisant pour ('estimation des jets. La pression dynamique de l'ecoulement rotative est estimee comme suite : Relation 21 : P ,2 Prot - Vrot 5 La vitesse d'injection permet maintenant de determiner Ia section totale pour l'injection : Relation 22 : Dair StOtiet - Vjet Ou en regroupant et simplifiant les differentes equations : Relation 23 : pj = pair { Piet ,r? Prot w2 2 ets Vjet 2 vjet Vrot La vitesse de rotation 6tait fixee precedemment pour obtenir le coefficient de transfert thermique souhaite. La force creee par les jets est egalement fix6e par Ia force requise pour compenser le frottement. II reste donc la liberte de determiner un couple Dair et Vjet approprie. Comme presente precOdemment, le debit depend egalement de la temperature 15 de sortie de ('air qui est a determiner en fonction de la recuperation d'energie. Si cette temperature est fixee a une valeur trop elev6e, le coefficient de transfert thermique devient trop &eve et engendre une demande de vitesse d'injection fres elevee. La pression d'alimentation du refroidisseur devient fres elevee et augmente la consommation electrique du ventilateur. 20 Pour prendre en compte la consommation d'un ventilateur, une relation simplifiee permet d'estimer cette consommation a partir le Dair a la pression Piet a fournir. Relation 24 : Qe1 = Dair Pjet p : rendement du ventilateur Taille et positionnement des trous d'injection -28- Pour limiter les corns de fabrication, on visera en principe des trous de grande section ou diametre. Cela a des limites pour deux raisons : - le guidage de l'air par des trous obliques demande un certain rapport entre l'epaisseur du tube, l'inclinaison et le diametre des trous, tels qu'exposes 5 dans le chapitre correspondant. - un debit local et donc des jets d'air frais trop concentres risquent de passer A travers l'ecoulement rotatif et de creer des points froids sur le tube exterieur du refroidisseur. II s'est aver-6 utile de concevoir des trous de 2-3mm de diametre. Avec ces 10 dimensions, les criteres ci-dessus sont respectes. Avec cette taille de trous, un nombre important de trous est necessaire. Par exemple, pour un refroidisseur de tete de 220 mm de diametre et une zone de refroidissement de 3 m, le nombre de trous de 3 mm s'eleve a 800. La fabrication de ce nombre de trous est devenue faisable avec des methodes modernes, par exemple la decoupe par laser ou par 15 jets d'eau. L'avenement de ('impression 3D ouvre une autre voie pour la fabrication des trous mOme en forme plus complexe. Le placement des trous doit 8tre reparti de maniere homogene sur la longueur et circonference du refroidisseur. II reste une certaine libert6 au niveau de l'agencement pour pouvoir s'adapter aux outils de fabrication. Neanmoins, it faut 20 Oviter des sections ou les trous seraient alignes avec l'ecoulement, car cela risque de creer des trainees froides sur le refroidisseur. Un agencement en bagues (ranges de trous sur une circonfOrence du tube) de 10 ou 12 trous s'est avere utile. Sur toute la longueur du refroidisseur, les vecteurs de vitesse creent une forme helicoklale. L'injection d'une certaine quantite d'air a l'extremite du 25 refroidisseur cree deja cette forme helicoidale au debut du refroidisseur. La turbulence de recoulement rotatif presente un autre facteur qui aide a obtenir une excellente homogeneite et Ovite des points froids. En variante de realisation de ('invention, la repartition des trous, et/ou leur diametre, peut 8tre differente selon les zones (4) du refroidisseur selon la capacitO 30 d'echange souhaitee dans chaque zone. -29- Selon une autre variante de realisation, la surface de distribution (2) peut etre un tube de faible Opaisseur auquel des tubes orientes sont ajout6s au droit des trous pour assurer le guidage des jets. Dernier point 5 Le diametre exterieur du refroidisseur a 6t6 determine par les critOres precedents. II reste a determiner le diametre du tube interieur. Pour minimiser les pertes de charge du systeme et assurer une bonne homog6n6it6 de ('injection par les trous sur la longueur du tube interieur, it faut equilibrer approximativement les vitesses et sections de passage au debut du refroidisseur, tel que d6crit dans le chapitre 1.0 sur le contrOle des pertes de charge. Un exemple d'implantation des trous d'injection est illustre en figure 11, 12 et 14. Conception et dimension nement des trous d'injection L'ecoulement rotatif pour obtenir un echange efficace et homogene sur le tube exterieur est engendr6 par des jets d'air obliques, produits par des trous dans le 15 tube interieur d'alimentation. Les trous sont perces de maniere oblique dans la paroi du tube interieur tel que presente dans la figure 14. Or pour obtenir un bon guidage de l'ecoulement en direction de ('axe du trou, la longueur moyenne L du trou doit etre suffisante. A cet effet, la longueur L doit titre supOrieure au diametre D des trous, de preference L 2D. 20 L'inclination a du trou est de preference superieure a 45 °, et avantageusement voisine de 60 °. On d6termine ensuite l'epaisseur T requise du tube par la relation : Relation 25 : T = L - cos cc Angle a = 90 ° - aind, 25 aindest ('angle d'inclinaison du trou par rapport la tangente du tube. Le rayon du tube interieur est d'ailleurs largement superieur aux dimensions des trous. La courbure reste ainsi negligeable dans les considerations de dimensionnement gOometrique des trous. - 30 - Exemple : On vise des trous avec un diametre de 3 mm. Pour creer un effet d'entrainement rotatif suffisant, une inclinaison de 52 ° est choisie ce qui est encore realisable avec un percage a jet d'eau. Selon la regle T=L*cos a est un facteur 3 donnant une longueur L de 9 mm, une epaisseur du tube de 6,4 mm est 5 necessaire. Une telle epaisseur est dans Ia gamme de dimensions des tubes standards en acier inoxydable haut de gamme. Modulation du refroidissement sur la largeur du ruban Dans certaines situations, on souhaite une modulation du refroidissement sur la largeur du ruban. Les nouveaux refroidisseurs peuvent integrer des dispositifs 10 pour obtenir cette modulation. Isolation aiustable proche des parois La zone du bord de ruban est proche des parois laterales du bain d'etain. Elle a un besoin de refroidissement reduit. Le refroidisseur est concu pour reduire Ia densite de flux absorbee dans cette zone, comme represents en figure 16. En 15 premier lieu, cette zone n'est pas alimentee par des jets froids. Ainsi, le coefficient de transfert thermique est reduit et la temperature du flux d'evacuation augmente vers la sortie. Pour une plus forte reduction du flux thermique, une manchette d'isolation (11) est placee sur la face interieure du refroidisseur. Dans une variante, cette 20 manchette peut titre decalee sur la longueur pour ajuster la zone de reduction du flux. Pour moduler le taux de refroidissement sur la largeur du ruban, le refroidisseur peut titre equipe d'un zonage d'alimentation. Un tel zonage est illustre par la figure 13. Le tube d'alimentation avec les trous tangentiels est separe en deux 25 zones (4) par un disque (9). La zone avancee est alimentee par un tube injecteur (5) supplementaire insert dans le premier tube d'alimentation. Les segmentations du refroidisseur permettent un controle du taux de refroidissement sur la largeur du ruban et du bain tel qu'illustre par la figure 15, avec trois zones (4) distinctes le long du refroidisseur. -31- Un ruban plus ou moins large flotte sur le bain d'etain. Sa largeur peut varier selon les besoins du procede. Les zones d'etain non couvertes par le ruban sont proches des parois laterales. Deux refroidisseurs sont places au travers du bain et se joignent au centre. Les zones permettent une grande flexibilite d'ajustement 5 du taux de refroidissement sur la largeur du bain. Au voisinage du mur d'enceinte, sur une longueur de 600 mm, it n'y a pas d'ecoulement d'air au travers du tube interieur vers le tube exterieur et le tube exterieur est toujours couvert par la manchette interieure. La manchette peut etre decalee jusqu'a 1300 mm du bord pour Olargir la zone de refroidissement reduit. Le reste du refroidisseur est 10 segmente en deux zones (4) dans lesquels le debit d'air peut etre ajuste a des niveaux differents, zone par zone. Implantation et conception du support mecanique Les refroidisseurs a eau n'ont pas de probleme particulier de tenue mecanique avec le porte-a-faux important tel qu'impose par les dimensions des bains d'etain. 15 La situation est completement differente pour un refroidisseur qui doit fonctionner A une temperature elevee. Ceci engendre notamment un risque de deformation par fluage. Un exemple du design et de ('implantation d'un refroidisseur dans Ia paroi laterale d'un bain d'etain est donne en Figure 16. Le tube interieur constitue la structure 20 porteuse. Le tube exterieur repose sur le tube interieur par des entretoises (12) ou autres supports. Le tube exterieur ne subira donc pas de contrainte mecanique importante et peut ainsi monter a des temperatures tres elevees. La dissociation du refroidisseur en tube exterieur pour le transfert thermique et en tube interieur comme support mecanique et alimentation constitue un autre 25 avantage de cette conception selon ('invention. Le tube interieur est fixe sur un support a ('exterieur du bain et traverse ensuite une boite d'etancheite laterale. Le tube interieur est alimente par une ou plusieurs arrivees d'air. Le tube exterieur traverse egalement Ia paroi du bain. A son extremite se trouve une evacuation de ('air chaud. Une manchette d'isolation est 30 presente dans sa position reculee dans la paroi du bain. - 32 - Le tube interieur de support doit conserver sa rigidite en toute circonstance et mode operatoire du refroidisseur. II ne doit pas depasser la temperature critique qui dOclencherait son fluage. Pour un acier refractaire, cette temperature peut titre assez elevee, par exemple 800 °C. Le risque de fluage depend egalement des 5 contraintes qui sont plus elevees cote support, vers l'exterieur. Cette evolution des contraintes est illustree par le diagramme en Figure 17. La courbe A presente la contrainte « tensile » de la partie superieure du tube interieur, la courbe B Ia contrainte maximale admissible qui depend de la temperature locale du tube. Pour limiter le niveau de contrainte, le tube interieur possOde une Opaisseur 6:levee ou meme des arretes de renforcement. En fonction de la qualitO des materiaux, on trouve des temperatures limitantes en fonction de la valeur minimale de contrainte pour Oviter le fluage. Avantageusement, l'arrivee de Fair froid de ce cote du refroidisseur assure le refroidissement du tube interieur porteur. De plus la manchette d'isolation interieure protege le tube interieur dans 15 sa partie proche de retancheite later-ale contre Ia temperature du tube extOrieur. La courbe C de Ia figure 17 montre les temperatures du tube interieur avec le refroidisseur en fonctionnement dans un environnement a 1030 °C. Cette courbe determine partiellement la courbe B de la contrainte maximale admissible. Pour simplifier le controle du refroidisseur, une temperature limitee peut etre choisie, 20 par exemple de 800 °C. En aucun point, Ia temperature de 800 °C n'est depassOe. Dans la partie avec contraintes elevOes, la temperature reste limitee a 500 °C. A cette temperature, la contrainte acceptable reste suffisamment elevOe comparee a la tension reelle du tube pour rester loin de la condition critique pour le fluage. Toutefois, la conception des tubes peut egalement permettre une rotation du 25 refroidisseur de 180° pour compenser tout fluage a long terme. Des moyens supplementaires peuvent titre intOgrOs dans le refroidisseur tels que : - des raidisseurs a rinterieur du tube interieur, - un refroidissement independant du tube interieur. 30 Un tel refroidissement independant peut consister en de petits tubes a eau qui limitent une augmentation excessive de la temperature du tube interieur. -33- Implantation des refroidisseurs dans un bain d'etain et probleme de condensation d'etain Le schema de la Figure 18 represente schematiquement un bain d'etain en vue de dessus. Un ruban (10) de verre pateux est verse a rentree gauche sur retain 5 liquide pour s'etaler. A la sortie cote droit, on tire sur le ruban de verre refroidi pour retirer et I'amincir dans la partie centrale du bain. Les rouleaux d'etirage (7) tirent sur le bord du ruban pour retaler en largeur. Une partie du refroidissement du ruban s'effectue par les parois, notamment Ia sole du bain. Une autre partie du refroidissement s'effectue par des refroidisseurs 10 aeriens (1) places en tate de bain et des refroidisseurs aeriens (8) places en fin de bain. Les refroidisseurs en fin de bain servent principalement a baisser la temperature du ruban d'environ 200 °C avant son extraction. Les refroidisseurs en tate de bain ont trois fonctions : - controler la viscosite et donc retalement du verre, 15 - conditionner Ia temperature pour les rouleaux d'etirage, - controler le profil de temperature sur Ia largeur. La distribution de la temperature en largeur au debut de retirage a un impact majeur sur le profil de repaisseur du ruban final. Avec Ia configuration de bain d'etain representee en Figure 18, Ia Figure 19 20 illustre revolution de temperature sur la longueur du bain d'etain, avec trois profils de ternpOrature sur la longueur du bain : - courbe 1 : la temperature du ruban (moyenne sur la largeur), - courbe 2 : la temperature de retain, - courbe 3 : Ia temp6rature de condensation des especes volatiles. 25 On constate que Ia temperature du ruban est superieure a la temperature de retain. Ceci est du a la conception du refroidissement par la sole des bains d'6tain. La mesure de la temp6rature de condensation revele une temperature bien inferieure a celle de retain et du ruban. La pression partielle des espOces volatiles n'est donc pas en equilibre avec Ia surface de retain. La difference de -34- temperature de condensation et du ruban est notable. La temperature de condensation diminue comme la temperature du ruban vers la fin du bain. On trouve une difference d'environ 200-300 °C entre Ia temperature du ruban et la temperature de condensation. 5 La temperature de condensation depend de nombreux facteurs, notamment : - Ia temperature de retain, - la surface libre de retain, - les concentrations des especes qui participent a ('evaporation de retain, - le debit et le mode d'injection de ('atmosphere de renouvellement, 10 - la direction de la convection de ('atmosphere. Une augmentation du debit d'atmosphere permet d'ailleurs de baisser davantage la temperature de condensation. Le schema de la figure 18 montre l'etalement et le formage du verre a la surface du bain d'etain. Apres le versement du verre a ('entree gauche, le verre s'etale 15 naturellement en fonction de sa temperature. Pour contrOler ce refroidissement, on ajoute une ou deux paires de refroidisseurs (1) aeriens en tete du bain. Des rouleaux d'etirage (7) servent a egaler davantage le verre pour obtenir un ruban mince ou de le contenir pour Ia production d'un verre epais. A Ia position du retrecissement du bain, le ruban a acquis la forme finale et doit "etre refroidi 20 davantage avant son extraction. A cette position se trouvent des grappes de refroidisseurs aeriens pour evacuer davantage de chaleur. Tres vite apres le deversement du verre, les pertes par les parois laterales ont tendance a refroidir davantage les bords du ruban. Ceci amene au profil de temperature indique de la figurel8, avec un profit T courbe. 25 Exemple 1 de dimensionnement d'un refroidisseur selon ('invention Un bain d'etain avec une largeur de 8 m en tete a besoin de refroidisseurs reglables et sans condensation. -35- La temperature de condensation a 800 °C a ete determinee prealablement. La temperature du fonctionnement du refroidisseur est fixee a 820 °C pour eviter la condensation et garder un taux de refroidissement le plus eleve possible. L'ouverture pour les etancheites later-ales possede une hauteur de 280 mm. Le 5 diametre maximal pour le refroidisseur est determine a 220 mm pour s'inserer dans les etancheites later-ales et laisser de la place pour les joints d'etancheite. Le ruban possede une largeur de 6-7 m a la position prOvue pour les refroidisseurs en fonction de l'epaisseur du ruban en production. La largeur avec refroidissement effective avec injection d'air frais est choisie a 6 m. Le taux de 10 refroidissement baisse legOrement vers la sortie du refroidisseur ce qui diminue le refroidissement des bords du ruban. Le refroidissement des bords du ruban peut etre limits davantage par les manchettes d'isolation ajustables. Chaque refroidisseur possede une long ueur effective de trous d'injections de 3 m. Chaque refroidisseur possede donc une surface active pour le refroidissement de 2,1 m2. 15 L'estimation du rayonnement sur le tube est realisee avec 820 °C, une emissivite de 0,8 et une temperature exterieure de 1000 °C qui presente une moyenne entre la temp6rature du ruban et celle de la voirte. Le champ de rayonnement en tete du bain approche celui d'un corps noir avec peu de surfaces de refroidissement et peut etre represents avec une ernissivite de 0.9. Ces conditions donnent une 20 densite de flux de 50 kW/m2 et un flux total de 104 kW pour un refroidisseur sur les 3 m actifs. Pour maintenir les 820 °C vises sur la peau du refroidisseur, it faut assurer exactement le merne flux de chaleur par la convection interieure. A partir du flux de chaleur a evacuer, on determine un debit d'air de 25 refroidissement en fonction de la temperature d'air d'evacuation visee. Pour la temperature d'evacuation, on cherche d'un cote une temperature elevee ce qui est favorable A une recuperation de l'energie par les diverses mOthodes de prechauffage ou de generation d'electricitO. -36- Une temperature elevee a egalement l'avantage de limiter la demande de debit d'air de refroidissement. Par contre, une temperature d'evacuation elevee demande une valeur d'echange h(vrot) plus elevee et donc une vitesse de rotation plus elevee ce qui engendre une demande de pression plus elevee au ventilateur. 5 Une temperature d'evacuation de 300 °C presente un bon compromis entre ces contraintes et est adoptee par la suite. Selon la relation 8, on peut donc determiner le debit d'air sous conditions normalisees avec : - Tarn : 70 °C 10 - Cp : 1005 J/kg.K * 1.2kg/m3 = 1206 J/m3*K Ces conditions amenent a une demande de debit de 1343 Nm3/h. Avec ce debit et la relation 9 presentee prealablement, on determine ensuite le coefficient de transfert thermique, en fonction la temperature d'evacuation, pour une quantite 15 de chaleur a evacuer et une surface donnee. Dans l'exemple present, les valeurs sont : - 0 -ech : 104 kW - Ts : 820 °C - Ta : 300 °C 20 - Surf : 2.1 m2 II en resulte une valeur de 96 W/m2K pour le coefficient de transfert thermique. Cette valeur est a obtenir par la convection rotative dans l'espace annulaire entre les deux tubes. Avec la relation simplifiee pour le coefficient de transfert thermique, une 25 estimation rapide de la vitesse de rotation donne v = 31 m/s pour obtenir les 96 W/m2K requis. L'etape suivante consiste a determiner la force du frottement de recoulement a cette vitesse moyenne entre les deux tubes sur la longueur de 3 m. On determine d'abord le coefficient de friction Cf, par exemple selon la methode de Granville 30 decrite a l'adresse Internet : -37- https://wvvw.cfd-online.com/VViki/Skinfriction_coefficient. II en resulte une valeur Cf de 0,013. Avec cette valeur et Ia relation 17 pour Ia force de friction, on trouve la valeur de 12,3 N. Cette force est a maintenir par l'injection des jets si on veut conserver 5 la vitesse de rotation. Pour notre exemple, l'inclinaison des trous d'injection a 6t6 determinee a 38 degres par rapport a la tangente. La fraction utile de la force exercee par les jets pour maintenir la convection rotative peut etre dOterminee selon la formule 18. II faut donc creer une force de 15,7 N par l'injection de ('ensemble des jets avec le 10 debit Dair a la temp6rature en sortie du ventilateur (70 °C). Ce debit s'eleve a 1688 m3/h. La formule 23 presente la relation entre les forces creees par les jets et la vitesse d'injection et de rotation. Or, une forme convertie de cette formule facilite la determination de la bonne 15 vitesse pour obtenir les 15,7 N demandOs : Relation 26 : Vjet = Fiet+IP(70°C).p(300°C).Dair(70°C)2'vr%t+-Ffet Dair(70°C).p(70°C) Avec cette relation, on obtient une vitesse de 84 m/s a realiser lors de l'injection des jets dans les trous de 3 mm, et cela avec le debit Dair a une temperature de 70 °C. Le rapport debit/vitesse donne ensuite la section de passage pour 20 ('ensemble des trous qui s'eleve a 55,8 cm2. Avec la section de 7,065 mm2 par trou, un nombre total de 790 trous est necessaire pour realiser la section totale requise. Ces trous sont maintenant a distribuer de maniere homogene sur la surface du tube interieur et sur la longueur de 3 m pour le refroidissement actif. La surface 25 de 1,08 m2 du tube interieur peut etre divisee par le nombre de trous requis. Ceci resulte dans une surface de 13,7 mm2 a attribuer a chaque trou. Une surface carree presentera une distribution homogene sur la surface donnee. Les cotes d'un tel carre seront de longueur 38 mm. Pour la distribution sur la circonfOrence, - 38 - un nombre de 9,7 trous resulterait du calcul. II convient d'arrondir a 10 trous sur la circonference. Pour obtenir les 790 trous, 79 bagues de 10 trous d'injection sont necessaires, avec un pas de 38 mm entre deux rangees de trous. On a ainsi obtenu une bonne distribution des trous sur Ia surface du tube interieur. 5 L'alignement des trous facilite d'ailleurs Ia fabrication. Une petite fraction de trous est a ajouter pour le refroidissement de Ia pointe du tube. Le debit de Ia pointe et ('accumulation sur Ia longueur induisent d'ailleurs rapidement un ecoulement en spirale. Ceci Ovite Ia creation de bagues froides sur le tube exterieur a cause de I'alignement des jets dans les bagues. Mais toute autre distribution des trous 10 d'injection est envisageable tant que I'homogeneite de ('injection sur Ia circonference et Ia longueur sont respectees. Reste une derniere consideration concernant Ia pression d'alimentation des jets. La vitesse d'injection de 84 m/s demande une pression d'environ 3100 Pa. A cette valeur, les pertes de charge du tube d'alimentation, de la section d'evacuation, et 15 de Ia connexion de sortie sont a ajouter. Les pertes de charge complementaires pour l'alimentation, l'arrivee et Ia sortie de ('air, les vannes de reglage, etc. contribuent encore considerablement et une pression statique de 6000 - 7000 Pa est necessaire pour le fonctionnement. La pression statique pour alimenter les jets du refroidisseur est fournie par un 20 ventilateur avec le d6bit requis. La reglementation europeenne stipule un rendement minimal en fonction de Ia taille du ventilateur. Dans cet exemple, on peut partir d'un rendement d'un ventilateur preformant de 50 % entre la puissance aeraulique statique du ventilateur et Ia puissance electrique du moteur. La puissance du ventilateur peut etre estimee avec Ia formule 24 a 5,8 kW. La 25 consommation du ventilateur ne represente ainsi que 6 % de Ia quantite de chaleur de 104 kW evacues par le refroidisseur. Tenue mecanique de cet exemple de realisation - tube exterieur de diametre exterieur 220mm avec 3 mm d'epaisseur, - tube interieur de diamOtre exterieur 115mm avec 6 mm d'epaisseur, 30 - materiaux : tubes en acier inox austenitique ou ferritique, -39- - longueur tubes : 4 m de porte-a-faux a l'interieure du bain, - raidisseurs a l'interieur du tube interieur. La modelisation et les mesures de ce tube montrent une fleche de seulement 15 mm ce qui est tout a fait acceptable pour un tube dans le bain 5 d'etain. La fleche peut d'ailleurs etre compensee par I'ajustement des supports du tube. Quante de l'homogeneite thermique de l'exemple de realisation Des simulations numeriques et des tests ont demontre la validite de ce concept de refroidisseur. 10 Dans la configuration conduisant aux resultats de la figure 20, le refroidisseur est exposé a une temperature de 1030 °C. L'ecart entre les resultats de Ia simulation (courbe continue) et les points de mesures est du a des limites de precision de mesure, de simulation ou a un &art des valeurs d'emissivites entre la realite et la modelisation. Kleanmoins, on constate sur ce diagramme un bon degre 15 d'homogeneite, ('amplitude de temperatures etant limitee a environ 30 °C sur Ia longueur active du refroidisseur entre 1,5 m et 4,5 m pour une longueur totale de 4 m a l'interieur du bain. La manchette d'isolation avance jusqu'a la position 1,3 m. Performance thermique et reglage de l'exemple de realisation 20 Que ('implantation soit en fin du bain ou en tete du bain, le refroidisseur doit posseder une bonne capacite de refroidissement sans engendrer de condensation. Le diagramme de la figure 21 presente les performances d'un refroidisseur le diametre 220mm et d'une longueur refroidie de 3 m. Pour une longueur totale de 4 m, l'axe des ordonnees de gauche correspond A Ia 25 temperature du tube exterieur ou celle de Fair en sortie du refroidisseur, celui de droite correspond a Ia puissance calorifique evacuee par le refroidisseur. L'axe des abscisses indique le debit d'air circulant dans le refroidisseur. Les conditions d'operation pour les 5 courbes sont les suivantes : . courbe A : temperature du tube exterieur pour un four a 1030 °C, 30 . courbe B : temperature du tube exterieur pour un four a 800 °C, -40- courbe C : temperature de l'air en sortie du refroidisseur pour un four a 1030 °C, . courbe D : puissance evacuee par le refroidisseur pour un four a 1030 °C, . courbe E : puissance evacuee par le refroidisseur pour un four a 800 ° C. Le diagramme montre le flux de chaleur evacue par un refroidisseur dans 5 un environnement a 1030 °C ou a 800 °C. Le debit d'air de refroidissement a ete ajuste a differentes valeurs. Les courbes presentent un fonctionnement avec un refroidissement homogene sur la longueur de ce refroidisseur avec deux zones de reglage de debit. Ce diagramme revele un autre avantage du refroidisseur : la temperature de la 10 surface, et donc le flux de chaleur evacuee, est reglable de maniere precise avec le debit d'air. A la temperature externe de 1030 °C, la variation du debit modifie la temperature du tube entre 990 °C et 800 °C. La quantite de chaleur evacuee varie ainsi entre 60 et 120 kW. La conception du refroidisseur permet un reglage important du taux de refroidissement. A la temperature de 800 °C, aucune 15 condensation n'a ete observee sur un refroidisseur en position tote de bain. La puissance totale d'une rangee de refroidisseurs s'eleve donc a 2 x 120kW avec une largeur de refroidissement effective de 6 m. Les extremites des refroidisseurs proches des etancheites laterales sont ajustees a une temperature superieure pour eviter un refroidissement inutile des bords du ruban. 20 Avec cette puissance des refroidisseurs, on obtient un refroidissement maximal de 25 °C sur un ruban de verre avec un debit de 600 tonnes par jour. Un tel taux de refroidissement est tout a fait convenable pour la conduite du procede. Contrairement aux refroidisseurs conventionnels, ce taux de refroidissement reste stable grace a ('absence de depots de condensats sur les refroidisseurs. 25 On trouve egalement une temperature de l'air a ('evacuation entre 540 et 300 °C. Cette temperature est bien plus avantageuse pour une recuperation de I'energie comparee au refroidissement avec de ('eau qui sort de refroidisseurs selon l'etat de la technique avec une temperature maximale de 50 °C. A la temperature externe de 800 °C, la quantite de chaleur evacuee est bien sur 30 reduite, mais atteint toujours 70 kW a 1200 Nm3/h. Pour ce debit, la temperature -41- de surface baisse a 540 ° C, mais elle est toujours au-dessus de la temperature de condensation. La temperature du verre flotte standard se situe entre 850 et 620 °C dans la partie etroite terminale du bain. Un ruban de verre clair de 4 mm emet un rayonnement hemispherique entre environ 60 kW/m2 et 25 kW/m2 pour 5 ces temperatures. A cette emission, it convient d'ajouter encore une petite contribution de retain dans la fenetre optique du verre. La moitie inferieure du refroidisseur face au ruban peut donc absorber une bonne partie de cette densite de flux Ornise par le verre. La voCite dans la partie terminale du bain est egalement chauffee par le ruban de verre et reemet une bonne partie 10 de ce rayonnement vers la moitie superieure des refroidisseurs. La determination de ces flux absorbes par le refroidisseur en fin de bain est par contre relativement complexe et sera presentee ulterieurement. On complete ce chapitre avec les densites de flux mesurees lors de ces tests : - Four a 1030 °C et tube a 800 °C : 120 kW => 58 kW/m2 15 - Four a 800 °C et tube a 540 °C : 70 kW => 34 kW/m2 Ces valeurs moyennes sont valables pour la partie a refroidissement actif sur 3 m dans le four test a temperature relativement homogene. Exemple : Refroidisseur de tete avec reglage sur largeur du ruban Pour le refroidissement en tete du bain, on cherche a influencer le profit thermique 20 du verre sur la largeur du ruban. Le diagramme de la figure 22 presente differents profils de temperatures d'un ruban a rentree du bain d'etain. La courbe 1 suppose que le ruban est encore homogene peu apres son etalement initial. Les pertes thermiques des parois puisent davantage d'energie sur les bords du ruban qu'au centre. La courbe 2 25 presente le profit thermique intrinseque obtenu apres quelques metres de passage du ruban dans le bain. Pour accelerer le refroidissement, on ajoute des refroidisseurs sur la largeur du bain avec une distribution homogene du refroidissement. La temperature du ruban baisse davantage, mais le profit avec les bords froids reste conserve (courbe 3). -42- Le profil intrinseque et le profil avec un refroidissement supplementaire homogene sont donc tout naturellement plus froids vers les bords. Certains verriers ajustent les parametres mecaniques d'etirage pour compenser une viscosite plus elevee vers les bords pour eviter une surepaisseur des bords du ruban. 5 Or, it est preferable d'etirer un ruban avec une temperature plus homogene. Pour cette raison, le refroidisseur est segmente en trois zones : - la zone du bord (cote de l'etancheite laterale) avec un segment isole avec position ajustable de l'isolant, - une zone pour la partie laterale du ruban avec ajustement du taux de 10 refroidissement, - une zone pour la partie centrale du ruban avec ajustement du taux de refroidissement. Pour verifier le bon ajustement des taux de refroidissement de ces zones, un test a ete realise dans un four a temperature homogene, comme illustre en figure 23. 15 Le refroidisseur testo couvre la moitie de la largeur du ruban pour un refroidisseur de tete dans un bain d'etain. Les deux zones de reglage du taux de refroidissement par variation du debit locale et Ia chaussette/manchette interieure permettent d'adapter le profil thermique du refroidisseur. La temperature du refroidisseur est mesuree avec des 20 thermocouples fixes sur le tube exterieur aux positions 1.6, 2.8 et 3.9 m. Courbe A : La chaussette et reculee, le debit de la zone centrale eleve et le debit de la zone terminale est faible. La temperature du tube approche 900 °C dans Ia zone terminale. Elle baisse a environ 800 °C dans la zone centrale et davantage a la position non isolee par la chaussette. Un tel reglage permet de refroidir le 25 ruban notamment dans la partie laterale. Courbe B : La chaussette est toujours reculee, le debit de la zone centrale faible et la zone terminale renforcee. La zone terminate baisse donc a presque 800 °C pour monter au centre a environ 880 °C et ensuite a 900 ° C. Cette configuration permet de refroidir davantage le centre du ruban. 30 Courbe C : -43- Le debit de Ia zone terminale est encore renforce ce qui permet d'atteindre 780 °C et d'obtenir un bon refroidissement du centre du ruban. La zone centrale du refroidisseur se trouve a 850 °C. La chaussette est cette fois-ci avancee et la temperature dans Ia zone de reglage chaussette monte a 950 °C. La partie 5 laterale et le bord du ruban ne sont presque plus refroidis. Pour evaluer ('impact de ces modes de refroidissement sur le profil thermique du ruban, une simulation numerique de la partie initiale du bain a 6t6 realisee, dont le resultat est reprOsente a la figure 24. - Courbe 1 : temperature homogene apres l'etalement initial, 10 - Courbe 2 : refroidissement intrinseque sans utiliser de refroidisseur, - Courbe 3 : refroidissement complementaire avec un refroidisseur homogene, - Courbe 4 : refroidissement complementaire avec un refroidisseur avec refroidissement renforce de la partie centrale, et reduit de la partie 15 laterale, - Courbe 5 : refroidissement complementaire avec un refroidisseur avec refroidissement reduit de la partie centrale, et renforce de la partie laterale. Pour compenser le refroidissement nature! des bords du ruban, on regle ce 20 refroidisseur avec un taux renforce au centre et un taux reduit vers les bords du ruban. II rOsulte le profil 4 avec une amelioration de l'homogeneite. On peut aussi produire le contraire avec un centre plus chaud tel que presents par Ia courbe 5. Ce type de reglage a un certain interet pour le verre 6pais. Exemple : refroidisseur de fin du bain avec modulation circonferentielle 25 Lorsque les refroidisseurs sont implementes en plus grand nombre en fin de bain, ils creent des ombres mutuelles sur la voate en fonction de leur distance. Un positionnement cote a cote tel que pratique avec les refroidisseurs conventionnels coupe entierement la voate et la partie superieure des refroidisseurs du rayonnement du ruban. Cela provoque une chute de la temperature dans l'espace 30 au-dessus des refroidisseurs et engendre une condensation importante. -44- Pour empOcher une telle condensation, it est avantageux d'espacer les refroidisseurs. Cela permet au rayonnement d'atteindre la voOte et de maintenir la temperature de celle-ci Olevee. La voute reemet du rayonnement qui est ensuite absorbe par la partie superieure des refroidisseurs. Ainsi, la face supOrieure des 5 refroidisseurs continue a participer au refroidissement. Or, le refroidisseur recoit une intensite de rayonnement plus faible par la voOte. Sa temperature sur la partie superieure risque de baisser davantage et de declencher une condensation. Pour pouvoir quantifier cet effet, un modele symbolique et un modele numerique ont Ote developpes qui integrent les 10 parametres clefs du systeme, a savoir : - Temperatures et emissivites, - Diametres des refroidisseurs et distances entre refroidisseurs. Le schema de la figure 25 illustre les differents rayonnements impactant sur un refroidisseur entre ruban et voOte et un autre refroidisseur place au voisinage. 15 Chaque position circonferentielle definie par ('angle Acirc sur un demi-cercle recoit une combinaison de differentes sources de rayonnement « voute, ruban, refroidisseur voisin ». Le diagramme en figure 26 montre les diffOrentes intensites du rayonnement incident et 6mis en fonction de la position angulaire sur le refroidisseur. 20 Trois courbes sont representees : - Courbe A : Le flux incident par le ruban de verre, - Courbe B : Le flux incident par la voOte, - Courbe C : Le flux incident par un refroidisseur en voisinage. Dans cette simulation, on suppose que chaque surface participante 6met un 25 rayonnement lambertien (donc en intensite cos(Aangle-verticale) ce qui est une bonne approximation pour de nombreux materiaux, notamment avec des Ornissivites Olevees. Le modele symbolique donne des intensitOs incidentes sur un demi-cercle du refroidisseur, avec Acirc entre 0° et 180°, pour l'exemple presente en figure 25. -45- Les parametres utilises dans le calcul de Ia distribution angulaire du flux sur le tube sont : - diametre tubes : 220 mm, - distance axe : 600 mm, 5 - verre a 750 °C et emissivite de 0,7, - voute a 600 °C et emissivite de 0,8, - tube a 500 °C et emissivite de 0,8. La temperature de condensation a Ote determinee a 470 °C. La temperature de 500 °C pour le refroidisseur empechera donc toute condensation. 10 Le modele permet de calculer les differentes sources de rayonnement incident sur le tube en fonction de la position angulaire. Ces contributions sont representees dans le diagramme de Ia figure 26, sur lequel le rayonnement incident est sur l'axe des ordonnees presente Ia position angulaire sur un demicercle du refroidisseur. La courbe A correspond au rayonnement incident 15 provenant du ruban, la courbe B celui provenant de Ia voute et la courbe C celui provenant du refroidisseur voisin. Le verre presente evidemment la plus importante contribution au flux incident sur le tube. La voute contribue dans une moindre mesure. Une petite contribution arrive par le tube en voisinage. 20 On constate une chute rapide du rayonnement du verre incident avec la position angulaire sur le refroidisseur. A partir de 130 °, aucun rayonnement du verre n'atteint la surface du tube. Le rayonnement de la voute a cependant repris le relais et augmente a son tour jusqu'au maximum a 180 °. Ces contributions sont ensuite a additionner et remission du tube avec ses 500 °C 25 est a deduire. Cette addition des contributions et la soustraction du rayonnement emis par le tube lui-meme permettent d'estimer le flux net echange a la surface du tube. La figure 27 presente cette distribution angulaire du flux net, avec le flux incident sur l'axe des ordonnees et la position angulaire sur le demi-tube en abscisse. Pour -46- valider cette conception et le modOle symbolique, un modele numerique a 6t6 mis en place avec un echange par rayonnement selon la m6thode DOM (un modele numerique du rayonnement entre surfaces conviendrait egalement a cause de la faible absorption de ('atmosphere dans le bain). La courbe A en trait interrompu 5 correspond au modele symbolique alors que la courbe B en trait continu correspond au modele numerique. Pour les conditions choisies, on constate une variation notable du rayonnement net entre Ia section superieure (10 kW/m2 vers 180 °) et la section inferieure (27 kW/m2 vers 0 °). On constate qu'avec la solution numerique du 10 champ de rayonnement, qui integre egalement les multiples reflexions du rayonnement, les transitions entre les diffOrents segments sont lissees et notamment le creux a 135 ° est efface compare au modele symbolique. Le modele numerique du rayonnement donne une distribution plus lisse. Le modele symbolique n'integre pas I'effet des reflexions des surfaces avec une 15 ernissivite inferieure a 1. Neanmoins, le modele symbolique permet de varier rapidement les conditions pour faciliter le dimensionnement des refroidisseurs en fin du bain. Sur la base de cette courbe du rayonnement net en fonction de la position angulaire, une courbe pour le coefficient d'echange interieur peut etre determinee. 20 Toutefois, it est avantageux d'eviter un creux de rayonnement par une trop grande proximite des tubes. La figure 28 montre trois distances d'entraxes entre tubes, 400 mm pour le diagramme A, 600 mm pour le B et 1200 mm d'entraxe pour le C. Sur ces diagrammes, le flux net est sur l'axe des ordonnees et la position angulaire du demi-tube en abscisse. 25 Le flux moyen sur le tube dans ces conditions est de : - 14,5 kW/m2 pour un entraxe de 400 mm, - 15,7 kW/m2 pour un entraxe de 600 mm, - 16,7 kW/m2 pour un entraxe de 1200 mm. Pour une distance de 400 mm, on constate un creux important sur Ia face laterale 30 du refroidisseur. Une augmentation de la distance a 600 mm diminue -47- considerablement ce creux. Une distance de 1200 mm n'apporte qu'une legere amelioration par rapport au flux lateral a 600 mm. La simulation numerique a revels l'effet supplementaire de lissage des pics et creux par la fraction de reflexion du rayonnement. Avec les contributions du rayonnement par reflexion 5 constatees par simulation numerique qui lissent davantage le creux, on peut considerer que la distance de 600 mm presente un bon compromis pour des tubes de 220 mm de diametre. Pour un profil angulaire de flux net a 600 mm de distance, on peut maintenant envisager le developpement d'un ecoulement interieur qui approche ce profil cible avec un coefficient d'echeance module entre la pate inferieure et superieure du refroidisseur. Pour obtenir un coefficient de transfert thermique module sur la circonference, on peut envisager differentes modifications des jets d'injection et de l'ecoulement interieur, comme represents en figure 29. 15 Le premier exemple, A, montre une concentration des jets face inferieure du refroidisseur. Le deuxieme exemple, B, montre une separation de ('alimentation des jets ce qui permet de diminuer le debit sur la moiti6 superieure. Le troisieme exemple, C, montre un decalage des axes pour crOer une excentricite. Chacune de ces modulations de l'ecoulement entre les tubes peut servir a 20 modifier le coefficient de transfert thermique entre les parties infOrieure et superieure du refroidisseur. Des combinaisons de ces moyens sont egalement envisageables. Pour quantifier ('impact de ces methodes de modification de l'ecoulement, des modOles numeriques ont 6t6 realises. Exemples fin du bain avec adaptation refroidissement interieur 25 Pour cette comparaison, les conditions suivantes sont utilisOes dans le modele numerique : - diametre du tube extOrieur : 220 mm, - diametre du tube interieur : 115 mm, - temperature du ruban sous le refroidisseur : 750 °C, 30 - vitesse des jets : 60 m/s, -48- - distance tube en voisinage (entraxe) : 800 mm. Le modele numerique integre un ruban de verre avec une temperature de 750 °C et une ernissivite de 0,7, une voote avec une ernissivite de 0,8 et un taux d'isolation de 2 kW/m2. Le refroidisseur entre les deux surfaces adapte son profil 5 de temperature et de flux thermique en fonction des conditions exterieures et de flux d'air interne. Tous les cas ont ete simules avec le merne debit d'air. Une comparaison a ete realisee pour trois cas de decalage des axes et un cas de modulation d'injection qui altere le flux thermique sur la circonference. La figure 30 illustre les resultats obtenus, avec le flux de chaleur sur le tube externe 10 en ordonnee et la position angulaire du demi-tube en abscisse, avec : - courbe A : injection des jets uniquement sur la face inferieure (conservation du debit et double vitesse d'injection), - courbe B : decalage de 21mm, - courbe C : decalage de 16mm, 15 - courbe D : cas concentrique. La courbe A correspond a des jets presents uniquement sur la face inferieure du refroidisseur, celle orient& vers le ruban, tels que representes a la figure 29A. La courbe B correspond a des jets repartis sur ('ensemble de la peripherie du refroidisseur, mais avec une excentricite des tubes, tels que represents a la 20 figure 29C, ici avec une excentricite de 21 mm. La courbe C correspond a une configuration similaire a la courbe B, mais avec une excentricite de 16 mm. Enfin, la courbe C correspond a des jets repartis sur ('ensemble de la peripherie du refroidisseur avec des tubes concentriques, tels que represents a la figure 4. Le 0 sur l'axe des abscisses correspond a la generatrice du tube exterieur place 25 au regard du ruban. On constate que le decalage des tubes permet d'augmenter efficacement le flux sur la partie en face du ruban de verre. Un Aq de 27-17 = 10 kW/m2 est obtenu avec le cas de 21 mm de decalage. Nous allons verifier si cet &art de 10 kW/m2 permet d'homogeneiser les temperatures de la face inferieure et superieure du 30 refroidisseur. -49- La figure 31 reprend les configurations de refroidisseurs de la figure 30. Elle montre une comparaison des profils de temperature du tube externe sur la moitie de Ia circonference, avec la temperature du tube externe en ordonnee et la position angulaire en abscisse. On suppose que les profils de deux cotes du tube 5 sont symetriques, c'est pour cette raison que l'on trace les courbes sur une seule moitie. Les courbes montrent le niveau d'homogeneite de la temperature du tube entre les points inferieurs, cote ruban de verre (0 °) et superieur, cote voute (180 °). Pour ces cas etudies, on peut supposer que la temperature minimale admissible 10 est de 470 °C. Dans le cas de jets face inferieure, le debit global n'a pas ete ajuste pour respecter cette condition. Toutefois, on constate que ce cas n'as pas permis d'homogeneiser convenablement la temperature du tube. Les autres cas respectent la temperature minimale admissible. Le refroidisseur avec des tubes concentriques et son coefficient homogene 15 developpe egalement une forte variation de la temperature sous les conditions de la fin du bain. Cote verre, le tube monte a environ 520 °C, mais diminue cote voute a 470 °C. Cet &art de 50 °C diminue le rendement global du refroidisseur, car la temperature inferieure doit ensuite etre calee sur la temperature minimale pour Oviter la condensation. Le decalage des tubes permet d'influer efficacement sur 20 le coefficient de transfert thermique et de compenser Ia difference des flux incidents du verre et de Ia voute. Pour le cas de 21 mm de decalage, on trouve une temperature de 480 °C cote verre et une temperature de 470 °C cote voute. Ceci presente une homogeneite thermique fres convenable pour atteindre une efficacite de refroidissement elevee. 25 Pour quantifier le gain par ('adaptation des flux, it convient de comparer les densites de flux moyen sur la circonference du tube : - tubes concentriques : 19,3 kW/m2, - decalage de 16 mm : 20,7 kW/m2, - decalage de 21 mm : 21,0 kW/m2. 30 On constate 14 % d'augmentation du rendement du refroidisseur avec un decalage de 21 mm pour un entraxe de 800 mm entre les tubes. Les -50- temperatures voute sont restees dans tous ces cas suffisamment eleves pour eviter toute condensation. Exemple : refroidisseur de fin de bain avec espacement Comme constate precedemment, it est avantageux de garder une certaine 5 distance entre les tubes refroidisseurs pour assurer une bonne utilisation des segments lateraux par un rayonnement incident suffisant. Ceci a egalement I'avantage de maintenir un rayonnement suffisant vers la voute, de conserver une temperature elevee de la voute pour empecher Ia condensation sur celle-ci et de maintenir un rayonnement de Ia voute vers les refroidisseurs. 10 D'un autre cote, on souhaite evacuer l'energie du ruban avec une densite de flux elevee pour limiter la longueur du bain. La figure 32 presente un exemple d'implantation des tubes refroidisseurs sur Ia longueur du bain. Les premiers tubes se trouvent sur un ruban a 830 °C et d'epaisseur 4 mm. 15 La figure 33 illustre les conditions thermiques pour les refroidisseurs dans la section terminate du bain, notamment la variation de la temperature du ruban dans la section des refroidisseurs : - Diagramme A : ruban a 830 °C et distance entraxe de 600 mm entre deux refroidisseurs 20 - Diagramme B : ruban a 650 °C et distance entraxe de 1200 mm entre deux refroidisseurs Pour un ruban a 830 °C, une distance de 600 mm est choisie. Avec la voute a 600 °C, on trouve un flux entre 43 kW/m2 et environ 15 kW/m2. Le flux moyen de 25 kW/m2 avec la surface du tube sur 4 m de longueur permet 25 d'evacuer 70 kW. Le tube en fin du bain, avec un flux de 11 kW/m2, permet d'evacuer encore 30 kW. Ces valeurs sont obtenues avec une temperature moyenne du refroidisseur de 500 °C pour empecher toute condensation. Pour un bain d'etain d'une capacite de 800 tonnes par jour, une quantite de 1 MW est a evacuer par les refroidisseurs en fin du bain. Environ vingt refroidisseurs selon 30 ('invention sont necessaires pour evacuer ces 1 MW. Avec une distance moyenne -51- d'entraxe entre refroidisseurs de 800 mm, seulement 16 m suffiront pour ('implantation des vingt refroidisseurs ce qui correspond a 5.3 baies dans un bain d'etain. L'augmentation de la distance entre les refroidisseurs est notamment utile pour 5 conserver une temperature de voute elevee, merne si la temperature du ruban baisse. Or, a cause du mouvement de ('atmosphere vers la sortie du bain, la temperature de condensation reste quasiment conservee. Pour cette raison, refroidisseurs et voute doivent rester au-dessus de la temperature de condensation sur la longueur de la section terminale du bain. 10 Conclusions/avantages Les refroidisseurs conventionnels a eau employes dans les bains d'etains engendrent une serie de problemes : - Temperature toujours inferieure a la temperature de condensation des especes volatiles de ('atmosphere dans les bains d'etain, 15 - Formation de couches de condensation a leur surface, - Detachement des condensats qui engendrement des defauts sur le ruban de verre, - Derive incontrOlee du taux de refroidissement a cause de la formation de couches de condensation, 20 - Risque d'eclatement des refroidisseurs en cas de defaillance du systeme de refroidissement a eau. Des refroidisseurs avec un fluide gazeux permettent de fonctionner a une temperature plus elevee. Des tests avec des refroidisseurs tres simples avec des doubles tubes concentriques et une injection par le tube interieur ont cependant 25 revele des problemes significatifs d'homogeneite thermique sur la longueur et la circonference du refroidisseur. II s'avere particulierement difficile de garantir une bonne homogeneite thermique de surface avec un fluide gazeux. Ce probleme devient particulierement severe pour des refroidisseurs longs tels que demandes pour les bains d'etain. - 52 - Les nouveaux refroidisseurs selon l'invention evitent ('ensemble de ces problemes par une modification du mode de l'echange thermique a l'interieur du refroidisseur. En particulier, le nouveau refroidisseur presente : - Une injection de l'air de maniere distribuee et homogene sur la longueur 5 du refroidisseur, - Un decouplage du coefficient de transfert thermique par rapport a l'ecoulement d'evacuation par une mise en rotation de l'air de refroidissement, - Une separation de la fonction « surface d'echange a temperature elevee » et « support mecanique pour porte a faux important » par le tube interieur. La conception et le dimensionnement de ce nouveau type de refroidisseur presentent une certaine complexite. Selon l'invention, une approche systematique permet de maitriser les nombreux facteurs qui entrent dans son dimensionnement et de concevoir un design coherent et operationnel. 15 Le nouveau type de refroidisseur presente donc plusieurs avantages : - Longueurs 4m realisables, - Temperature de surface homogene et stable, - Temperature de surface reglable et ainsi taux de refroidissement reglable en finesse, 20 - Taux de refroidissement reglable par zone, utile pour les refroidisseurs de tOte pour ajuster le profil thermique du ruban en largeur, - Taux de refroidissement reglable en circonference, utile pour les refroidisseurs de fin qui n6cessitent un ajustement a la temperature du verre et de la voute. 25 Bien sur, l'invention n'est pas limitee aux exemples qui viennent d'être decrits et de nombreux amenagements peuvent etre apportes a ces exemples sans sortir du cadre de l'invention. De plus, les differentes caracteristiques, formes, variantes et modes de realisation de l'invention REVENDICATIONS1. Refroidisseur radiatif, en particulier pour le refroidissement d'un ruban de verre dans un bain d'etain, presentant une extension longitudinale et une section transverse sensiblement annulaire le long de ladite extension longitudinale, le fluide de refroidissement etant un gaz, caracterise en ce qu'iI comporte deux tubes cylindriques presentant chacun un axe de revolution, I'un desdits deux tubes, dit interieur, etant dispose a ('interieur de l'autre, dit exterieur, les deux axes de revolution etant paralleles entre eux, l'alimentation et ('evacuation du fluide de refroidissement sont prevues d'un meme cote de ladite extension longitudinale et en ce que l'alimentation en fluide de refroidissement est distribuee depuis une surface de distribution (2) du refroidisseur formee sur un tube interieur vers une surface d'Ochange exterieure (3) au refroidisseur formee sur un 15 tube exterieur sur au moins une partie de l'extension axiale du refroidisseur, le tube interieur etant dispose a ('interieur du tube exterieur, le tube interieur comportant une pluralite de trous d'injection, le long de l'extension longitudinale. 2. Refroidisseur selon la revendication precedente, agence pour distribuer 20 le gaz depuis la surface de distribution (2) vers la surface d'Ochange exterieure (3) du refroidisseur (1) par un Ocoulement rotatif par rapport a l'axe principal de Ia surface d'Ochange exterieure du refroidisseur. 3. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, dans lequel l'alimentation en gaz est distribuee sur Ia longueur de la 25 surface d'Ochange exterieure (3) en au moins deux zones de refroidissement (4). 4. Refroidisseur selon la revendication precedente, dans lequel les deux zones de refroidissement presentent des capacitOs de refroidissement differentes. - 54 - 5. Refroidisseur selon la revendication 3 ou 4, dans lequel les deux zones de refroidissement presentent des capacites de refroidissement *tables. 6. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, 5 presentant une zone de refroidissement (4) dont la longueur et/ou Ia position est reglable par rapport a ('axe principal de la surface d'echange exterieure du refroidisseur. 7. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, dans lequel la surface de distribution (2) est alimentee en gaz par au moins un tube injecteur (5). 8. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, dans lequel Ia surface d'echange exterieure (3) est cylindrique. 9. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, dans lequel ('alimentation en gaz est differente sur une peripherie de la surface de distribution (2). 10. Refroidisseur selon Ia revendication precedente, dans lequel ('alimentation en gaz est plus importante sur une peripherie de Ia surface de distribution (2) disposee du cote du bain d'etain. 11. Refroidisseur selon l'une quelconque des revendications precedentes, dans lequel remissivite de Ia surface d'echange exterieure (3) est superieure a 0,6. 12. Bain de metal, en particulier d'etain, de ligne de production de verre plat flotte, comportant une cuve de bain agencee pour recevoir du metal liquide, en particulier de retain liquide, comportant un refroidisseur radiatif (1) selon l'une quelconque des revendications precedentes, place au- dessus de la cuve de bain, perpendiculairement a la direction longitudinale du bain de metal.