N° d’ordre : ?/Master/DFE-En /Ph/2016
REPUBLIQUE ALGERIENNE DEMOCRATIQUE ET POPULAIRE
MINISTERE DE L’ENSEIGNEMENT SUPERIEU...
Tout d’abord, nous remercions Dieu le Tout Puissant de nous avoir
donnés la volonté et le courage pour accomplir ce travai...
« Louange à Dieu, le seul et unique »
A mes très chers parents et mes frères
et belles sœurs,
et a toute la famille GHERSI...
 Ma première pensée en cette période déterminante de ma vie va
naturellement à mes très chers parents qui m’ont aidé et e...
‫الملخص‬
‫ان‬‫تحس‬ ‫استجوب‬ ‫لذلك‬ .‫منابعها‬ ‫تغلى‬ ‫بينما‬ ‫مستمر‬ ‫ازدياد‬ ‫في‬ ‫الطاقة‬ ‫على‬ ‫الطلب‬‫م‬ ‫الحرارية‬ ‫ا...
Sommaire
LISTE DES FIGURES……………………………………………………………………….
LISTE DES TABLEUX……………………………………………………………………...
NOMENCLATURE……………………...
III.3.2.2 Rendement polytropique de la détente……………….………
III.3.3 Bilan sur le compresseur……...………………………………………..
III.3.4 Bi...
i
Figure I.1 : Chimney Jack de Leonardo da Vinci…………………………………………...
Figure I.2 : La turbine à gaz de John Barber…………………………...
ii
Figure I.18 : Travail utile en fonction du rapport de pression pour différents fractions
d’injection de vapeur………….…………...
iii
Figure IV.6 : La température des gaz d’échappement en fonction de la température
ambiante……………………………………………………..…………………...
iv
Figure IV.22 : Le rendement thermique pour un rapport de compression Rp=16 pour les
différents cycles.……….................
v
Nomenclature
Les paramètres :
 AFR : Rapport air combustible
 CP : Chaleur spécifique à pression
constante [kj kg. K⁄ ...
Introduction générale
1
Introduction générale
La demande de l’énergie dans le monde ne cesse de croître en parallèle avec ...
Introduction générale
2
La vapeur est injectée partiellement dans la chambre de combustion de la turbine à gaz
où la vapeu...
Chapitre I Généralité et bibliographie
3
I.1. Introduction :
Afin d'atteindre des performances élevées avec des coûts d'in...
Chapitre I Généralité et bibliographie
4
Figure I.2 La turbine à gaz de John Barber.
En 1872, l'ingénieur allemand F. Stol...
Chapitre I Généralité et bibliographie
5
I.3. Amélioration des performances
Pour améliorer les performances des turbines à...
Chapitre I Généralité et bibliographie
6
Figure I.4 Le diagramme T-S pour le cycle à régénération.
Figure I.5 Rendement th...
Chapitre I Généralité et bibliographie
7
qu’il a été ajouté un cycle simple de rendement plus faible (le cycle 2-3-4-4') p...
Chapitre I Généralité et bibliographie
8
possède la plus grande efficacité doit augmenter pour atteindre un minimum de tra...
Chapitre I Généralité et bibliographie
9
L’optimisation du rapport de compression du compresseur avec refroidissement
inte...
Chapitre I Généralité et bibliographie
10
et BP soient égaux à condition que les rendements polytropiques de chaque turbin...
Chapitre I Généralité et bibliographie
11
Figure I.12 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rap...
Chapitre I Généralité et bibliographie
12
I.3.4. Cycle avec refroidissement intermédiaire, régénération, réchauffage
Les c...
Chapitre I Généralité et bibliographie
13
La variation du rendement thermique avec le travail spécifique pour une série de...
Chapitre I Généralité et bibliographie
14
L'injection de vapeur dans la chambre de combustion de la turbine à gaz est une
...
Chapitre I Généralité et bibliographie
15
Autre modification du cycle STIG, c’est le cycle à récupération chimique, ce qui...
Chapitre I Généralité et bibliographie
16
On arrive ainsi à combiner un cycle ouvert de turbine à gaz avec un cycle fermé ...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
17
II.1. Situation et description générale de l’unité d’EL HAMMA II
...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
18
Tableau II .1: Conditions nominales de site
Température ambiante ...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
19
 Type 50THR-L45
 Puissance nominale 270MVA
 Alimentation des a...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
20
 Constructeur NUOVOPIGNONE
 Pression d’entrée gaz 46-71 bars
 ...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
21
Puissance nominale de base aux bornes alternateur 10.4KW
Tension ...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
22
Figure II.6 : Coupe du système de prise d’air.
Tableau II .3 : Ca...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
23
Figure II.7 : Le compresseur axial de la turbine V94.3A1.
Tableau...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
24
 Mode pré mélange pour fonctionnement entre environ la demi-char...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
25
II.3.5. La turbine
La turbine à gaz SIEMENS V94.3A est composée p...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
26
Figure II.10 : Les étages et l’aubages de la turbine.
II.3.6. Sys...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
27
Figure II.11: Les cheminées.
II.4. Cheminement des flux de la tur...
Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II
28
convertie en travail utile par les ailettes du rotor de la turbin...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
29
III.1. Introduction
Pour comprendre le fonctio...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
30
Le cycle de turbine à gaz est plus utile de le...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
31
Ou 𝛾 est défini comme le rapport des capacités...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
32
Et si on remplace par les équations III.8 et I...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
33
A partir de l'équation III.12, le rendement th...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
34
Figure III.3 Représentation du cycle réel d’un...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
35
Où ℎ1, ℎ2, ℎ3 et ℎ4 sont les enthalpies des ét...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
36
∫
𝑑𝑝
𝑃
𝑠.𝑐
𝑒.𝑐 = ∫ (
𝛾 𝜂 𝑝𝑐
𝛾 − 1
)
𝑑𝑇
𝑇
𝑠.𝑐
𝑒...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
37
Ou :
𝑊𝐶 = 𝐶 𝑝 𝑎
(𝑇2 − 𝑇1)
Et le travail du com...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
38
III.3.5.Bilan sur la chambre de combustion
Pou...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
39
𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙 =
(ℎ𝑔3 − ℎ𝑔0) − (ℎ𝑎2 − ℎ𝑎0)
𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼− (ℎ...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
40
Qu’on peut écrire comme :
𝜂 𝑡ℎ =
𝑊𝑢
𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙. 𝑃𝐶𝐼...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
41
En outre, la combustion du carburant modifie l...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
42
La composition de l'air humide peut être expri...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
43
La masse molaire de l’air sec :
Mair_sec = ∑ 𝑦...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
44
III.4.2.Evaluation des performances de la turb...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
45
III.4.2.1. Modélisation de la compression
D’ap...
Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés
46
III.4.2.2. Modélisation de la chambre de combu...
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
Prochain SlideShare
Chargement dans…5
×

OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ

61 vues

Publié le

Abstract
The demand for energy is continually growing when the resources are becoming expensive. So it is necessary to improve the performance of thermal plants in order to control the costs of investment and reduce air pollution. This work involves the thermodynamic study of gas turbine plants and steam injection cycle STIG and I-STIG.
After modeling the simple cycle, we propose to inject the steam into the combustion chamber (STIG cycle), which comes from the HRSG recovery boiler using the exhaust gases. After that, we propose to add an intercooler to the STIG cycle (cycle I-STIG). At the end, a comparison of these cycles has been made. The steam injection process has increased mass flow through the turbine and the heat capacity of the exhaust gases, which positively affects the performance and the recovered work cycles.
Keywords: gas turbine, steam injection, STIG cycle, I-STIG cycle.
Résumé
La demande d’énergie ne cesse de croitre, alors que les ressources deviennent chères, il est donc nécessaire d’améliorer les performances des installations thermiques de manière à réguler les coûts d’investissements et diminuer la pollution atmosphérique. Ce travail consiste à faire l’étude thermodynamique des installations de turbines à gaz, le cycle à injection de vapeur STIG et le I-STIG.
Après modélisation du cycle simple, nous proposons d’injecter la vapeur d’eau dans la chambre de combustion (cycle STIG), qui provient de la chaudière de récupération HRSG qui utilise les gaz d’échappement. Après, nous proposons d’ajouter un refroidisseur intermédiaire au cycle STIG (cycle I-STIG). A la fin une comparaison entre ces cycles a été faite. Le procédé d’injection de vapeur a permis d’augmenter la masse qui traverse la turbine et la capacité calorifique des gaz d’échappement, ce qui influe positivement sur le rendement et le travail récupéré des cycles.
Mots clés : Turbine à gaz, injection de vapeur, cycle STIG, cycle I-STIG.

Publié dans : Sciences
0 commentaire
0 j’aime
Statistiques
Remarques
  • Soyez le premier à commenter

  • Soyez le premier à aimer ceci

Aucun téléchargement
Vues
Nombre de vues
61
Sur SlideShare
0
Issues des intégrations
0
Intégrations
1
Actions
Partages
0
Téléchargements
4
Commentaires
0
J’aime
0
Intégrations 0
Aucune incorporation

Aucune remarque pour cette diapositive

OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ

  1. 1. N° d’ordre : ?/Master/DFE-En /Ph/2016 REPUBLIQUE ALGERIENNE DEMOCRATIQUE ET POPULAIRE MINISTERE DE L’ENSEIGNEMENT SUPERIEUR ET DE LA RECHERCHE SCIENTIFIQUE 0 UNIVERSITE DES SCIENCES ET DE LA TECHNOLOGIE HOUARI BOUMEDIENE FACULTE DE PHYSIQUE MEMOIRE DE MASTER Domaine : Sciences de la matière Filière : Physique Spécialité : Dynamique des Fluides & Energétique : Energétique par : GHERSI DJAMAL EDDINE SALHI OUSSAMA Sujet : Présenté le 25 Juin 2016, devant le jury composé de : A. GHEZAL Professeur USTHB Président M. AMOURA-LOUNI Maître de Conférences ‘A’ USTHB Encadreur M. CHERCHALI Ingénieur (SPE HAMMA II) Co-Encadreur T. BENHADDAD Maître Assistant ‘A’ USTHB Examinateur OPTIMISATION DES PERFORMANCES DU CYCLE STIG DANS LES CENTRALES A GAZ
  2. 2. Tout d’abord, nous remercions Dieu le Tout Puissant de nous avoir donnés la volonté et le courage pour accomplir ce travail. Nous adressons aussi nos remerciements aux personnes qui nous ont aidé dans la réalisation de ce mémoire, et en particulier:  Madame Meriem AMOURA-LOUNI docteur au Laboratoire de Thermodynamique et Systèmes Energétiques, Faculté de Physique (USTHB), en tant que promotrice, qui nous a guidé dans notre travail et nous a aidé à trouver des solutions pour avancer.  Monsieur Mehdi CHERCHALI, ingénieur à l'entreprise SPE, en tant que co-promoteur, et tout le staff de la centrale d’EL HAMMA II qui nous a aidé en nous fournissant des données précises sur le fonctionnement de cette dernière. Nous remercions aussi toutes les personnes qui ont répondu à nos questions, même les plus insensées, et précisément Messieurs Ward De Paepe Docteur à l’université de Vrije à Bruxelles et Hasan Kayhan Kayadelen Docteur à Yıldız Technical University, Istanbul. Nous tenons aussi à remercier pour l’honneur que nous font les membres du jury : Monsieur GHEZAL Abderrahmane (Président) Professeur à l’Université des Sciences et de la Technologie HOUARI BOUMEDIENE, d'avoir accepté de présider le jury, et d’écouter attentivement notre exposé et ainsi critiquer de façon constructive le travail présenté. Enfin, pour les efforts et le temps qu'il a consacré et continue de consacrer aux étudiants. Monsieur BENHADDED Taieb (Examinateur) Maître Assistant ‘A’ à l’Université des Sciences et de la Technologie HOUARI BOUMEDIENE, qui nous a fait l’honneur d’être dans notre jury de soutenance.
  3. 3. « Louange à Dieu, le seul et unique » A mes très chers parents et mes frères et belles sœurs, et a toute la famille GHERSI et HIMRANE A tous mes amis, A tous ceux qui ont participé de près ou de loin à la réalisation de ce travail A tous ceux que j’aime Je dédie ce modeste travail. GHERSI Djamal Eddine
  4. 4.  Ma première pensée en cette période déterminante de ma vie va naturellement à mes très chers parents qui m’ont aidé et encouragé en mettant tous les moyens nécessaires pour ma réussite depuis ma naissance jusqu’à arriver là où je suis.  A mes grands-parents pour leur soutien et leur prières afin que je réussisse dans ma vie.  A mon frère et ma sœur adorée et toute la famille SALHI et la famille FOULI.  A toute la promo 2011 et tous mes amis et je les remercie tous pour leurs Soutiens.  A mon binôme GHERSI Djamal eddine et sa famille. SALHI OUSSAMA
  5. 5. ‫الملخص‬ ‫ان‬‫تحس‬ ‫استجوب‬ ‫لذلك‬ .‫منابعها‬ ‫تغلى‬ ‫بينما‬ ‫مستمر‬ ‫ازدياد‬ ‫في‬ ‫الطاقة‬ ‫على‬ ‫الطلب‬‫م‬ ‫الحرارية‬ ‫المحطات‬ ‫اداء‬ ‫ين‬‫أجل‬ ‫ن‬ ‫الت‬‫حكم‬‫التلوث‬ ‫من‬ ‫والحد‬ ‫االستثمار‬ ‫تكاليف‬ ‫في‬‫الجوي‬‫الحرا‬ ‫بالدراسة‬ ‫العمل‬ ‫هذا‬ ‫يهتم‬‫لتورب‬ ‫الميكانيكية‬ ‫رية‬‫ينات‬‫الغاز‬‫ودورات‬ ‫نوع‬ ‫من‬ ‫البخار‬ ‫ضخ‬ ‫االسترجاع‬ ‫سخان‬ ‫عن‬ ‫الناتج‬ ‫االحتراق‬ ‫غرفة‬ ‫في‬ ‫البخار‬ ‫ضخ‬ ‫نقترح‬ ‫البسيطة‬ ‫الدورة‬ ‫نمذجة‬ ‫بعد‬‫ي‬ ‫الذي‬‫ستعمل‬ ‫النافذة‬ ‫الغازات‬.‫لدورة‬ ‫وسيط‬ ‫مبرد‬ ‫إضافة‬ ‫نقترح‬ ‫ذلك‬ ‫بعد‬(‫دورة‬). .‫الدورات‬ ‫هذه‬ ‫مقارنة‬ ‫تمت‬ ‫األخير‬ ‫في‬‫إ‬‫و‬ ‫التوربين‬ ‫تعبر‬ ‫التي‬ ‫الكتلة‬ ‫بزيادة‬ ‫سمحت‬ ‫البخار‬ ‫ضخ‬ ‫عملية‬ ‫ن‬‫زيادة‬ ‫كذلك‬ ‫على‬ ‫إيجابا‬ ‫يؤثر‬ ‫مما‬ ،‫النافذة‬ ‫للغازات‬ ‫الحرارية‬ ‫السعة‬‫المردودية‬.‫للدورات‬ ‫المسترجع‬ ‫والشغل‬ : ‫مفاتيح‬‫توربينات‬‫حقن‬ ،‫الغاز‬‫البخار‬‫في‬‫غرفة‬‫قدرات‬ ‫تحسين‬ ،‫االحتراق‬‫توربينات‬.‫الغاز‬ Abstract The demand for energy is continually growing when the resources are becoming expensive. So it is necessary to improve the performance of thermal plants in order to control the costs of investment and reduce air pollution. This work involves the thermodynamic study of gas turbine plants and steam injection cycle STIG and I-STIG. After modeling the simple cycle, we propose to inject the steam into the combustion chamber (STIG cycle), which comes from the HRSG recovery boiler using the exhaust gases. After that, we propose to add an intercooler to the STIG cycle (cycle I-STIG). At the end, a comparison of these cycles has been made. The steam injection process has increased mass flow through the turbine and the heat capacity of the exhaust gases, which positively affects the performance and the recovered work cycles. Keywords: gas turbine, steam injection, STIG cycle, I-STIG cycle. Résumé La demande d’énergie ne cesse de croitre, alors que les ressources deviennent chères, il est donc nécessaire d’améliorer les performances des installations thermiques de manière à réguler les coûts d’investissements et diminuer la pollution atmosphérique. Ce travail consiste à faire l’étude thermodynamique des installations de turbines à gaz, le cycle à injection de vapeur STIG et le I-STIG. Après modélisation du cycle simple, nous proposons d’injecter la vapeur d’eau dans la chambre de combustion (cycle STIG), qui provient de la chaudière de récupération HRSG qui utilise les gaz d’échappement. Après, nous proposons d’ajouter un refroidisseur intermédiaire au cycle STIG (cycle I-STIG). A la fin une comparaison entre ces cycles a été faite. Le procédé d’injection de vapeur a permis d’augmenter la masse qui traverse la turbine et la capacité calorifique des gaz d’échappement, ce qui influe positivement sur le rendement et le travail récupéré des cycles. Mots clés : Turbine à gaz, injection de vapeur, cycle STIG, cycle I-STIG. HRSG ‫و‬.I-STIG STIG STIGI-STIG
  6. 6. Sommaire LISTE DES FIGURES………………………………………………………………………. LISTE DES TABLEUX……………………………………………………………………... NOMENCLATURE…………………………………………………………………………. Introduction générale……………………………………………………………………. Chapitre I : Généralité et bibliographie I.1. Introduction……………………………………….…………………………….... I.2. Historique de la turbine à gaz …………………………………………………... I.3. Amélioration des performances…………………………………………………. I.3.1 Cycle à régénération……………………………………………………. I.3.2 Cycle avec refroidissement intermédiaire……………………………... I.3.3 Cycle à réchauffage…………………………………………………….. I.3.4 Cycle avec refroidissement intermédiaire, régénération, réchauffage…. I.3.5 Cycle STIG/Cheng……………………………………………………... I.3.6 Le cycle combiné…………………………….…………………………. Chapite II : Présentation de la centrale d'EL Hamma II II.1. Situation et description générale de l’unité d’EL HAMMA II…………………. II.2. Caractéristiques techniques de la centrale………………………………………. II.2.1 Turbine à gaz…………………………………………………………… II.2.2 Alternateur……………………………………………………………… II.2.3 Le Transformateur Principal…………………………………………… II.2.4 Le Post Gaz…………………………………………………………….. II.2.5 Combustible……………………………………………………………. II.2.6 Environnement…………………………………………………………. II.3. Description générale de la turbine à gaz SIEMENCE V94.3A1…………………. II.3.1 Les avantages de la turbine à gaz………………………………………. II.3.2 Le système de prise d’air……………………………………………….. II.3.3 Le compresseur………………………………………………………… II.3.4 La chambre de combustion…………………………………………….. II.3.5 La turbine………………………………………………………………. II.3.6 Système d’échappement………………………………………………... II.4. Cheminement des flux de la turbine à gaz ……………………………………….. Chapitre III : Étude thermodynamique du cycle actuel et les cycles avancés III.1. Introduction…….……………………………………………………………… III.2. Etude du cycle idéal de Joule Brayton…………………………………….…... III.3. Etude de cycle réel de Joule Brayton…………………….………………...….. III.3.1 Rendement isentropique et les pertes de pression…………………… III.3.2 Rendement polytropique………………………………………………. III.3.2.1 Rendement polytropique de compression…….……….….…. 01 03 03 05 05 06 09 12 13 15 17 18 18 18 19 19 20 20 20 21 21 22 23 25 26 27 29 29 33 34 35 35 i iv v
  7. 7. III.3.2.2 Rendement polytropique de la détente……………….……… III.3.3 Bilan sur le compresseur……...……………………………………….. III.3.4 Bilan sur la turbine…………..……………………………………….... III.3.5 Bilan sur la chambre de combustion…………...……………………… III.3.6 Les paramètres de performances……………..…………………….….. III.4. Etude du cycle réel de la turbine à gaz V94.3A1……………………….….…... III.4.1 Choix du modèle du fluide de travail……………….…………….…... III.4.1.1 Etude de l’humidité…..……………………………………... III.4.1.2 Etude des gaz de combustion…..…………………………… III.4.2 Evaluation des performances de la turbine à gaz V94.3A1…..………. III.4.2.1 Modélisation de la compression………………...…………… III.4.2.2 Modélisation de la chambre de combustion..……………….. III.4.2.3 Modélisation de la détente……………..……………………. III.5. Evaluation des performances de cycle STIG…………………………...………. III.5.1 Choix du modèle du fluide de travail………………..………………... III.5.2 Etude du cycle STIG pour la turbine à gaz V94.3A…...……................. III.5.2.1 Modélisation de la chambre de combustion…………...…….. III.5.2.2 Modélisation de la détente……………..……………………. III.6. Evaluation des performances de cycle ISTIG………...………………………… Chapitre IV : Modélisation, résultats et interprétation IV.1. Modélisation………………………………………...…………………………... IV.2. Validation des résultats……………………………………...………………….. IV.3. Analyse du cycle simple………………………………………...………………. IV.3.1 Effet de rapport de compression………………………...……………... IV.3.2 Effet de conditions ambiantes sur les performances……...……………. IV.3.3 Effet de la température maximale du cycle………………..…………... IV.3.4 Effet de refroidissement par film (film cooling)…………………...…... IV.4. Analyse du cycle STIG……………………………………………………...…... IV.4.1 Effet de rapport de compression et fraction d’injection…………..…… IV.4.2 Effet des conditions ambiantes sur les performances……………...…... IV.5. Analyse du cycle I-STIG…………………………………………………...…… IV.5.1 I-STIG sans injection……………………………………………...…… IV.5.2 I-STIG avec injection……………………………………………..…… IV.6. Comparaison entre le cycle actuel et les cycles avancés……………………...… Conclusion générale……………………………………………………………………… 36 36 37 38 39 40 40 41 42 44 45 46 46 48 48 48 48 49 51 53 54 56 56 58 59 60 61 61 63 64 64 65 66 68
  8. 8. i Figure I.1 : Chimney Jack de Leonardo da Vinci…………………………………………... Figure I.2 : La turbine à gaz de John Barber………………………………………………... Figure I.3 : Représentation schématique d'un cycle de turbine à gaz à régénération………. Figure I.4 : Le diagramme T-S pour le cycle à régénération……………………………….. Figure I.5 : Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales du cycle……………………………………………….. Figure I.6 : Le diagramme T-S pour le cycle d’une turbine a gaz avec refroidissement intermédiaire…………………………………………………………………………….…… Figure I.7 : Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec refroidissement intermédiaire………. Figure I.8 : Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un rendement maximale........... Figure I.9 : rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un travail spécifique maximal………………………………………………………………………………............ Figure I.10 : Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec réchauffage……………………....... Figure I.11 : Le diagramme T-S pour le cycle d’une turbine à gaz avec réchauffage…........ Figure I.12 : Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un rendement maximal........... Figure I.13 : Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un travail utile maximal……… Figure I.14 : Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec refroidissement intermédiaire, régénération, réchauffage……………………………………………………………………. Figure I.15 : Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales…………………………………………………............. Figure I.16 : Une comparaison entre les constituants du cycle combine et du cycle Cheng……………………………………………………………………………………........ Figure I.17 : Changement des émissions des NOx et de CO avec 5% de l'injection de vapeur………………………………………………………………………………………... 03 04 05 06 06 07 07 08 09 10 10 11 11 12 12 13 14
  9. 9. ii Figure I.18 : Travail utile en fonction du rapport de pression pour différents fractions d’injection de vapeur………….……………………………………………………………... Figure I.19 : Schéma d'un cycle combiné…………………………...………….…………... Figure II.1 : La centrale D’EL HAMMA II………………………………………………... Figure II.2 : La turbine à gaz SIEMENS V94.3A1………………………..…..…………… Figure II.3 : L’alternateur de la centrale……………………………………...……..……… Figure II.4 : Le transformateur principal de la centrale…………………………….………. Figure II.5 : Le post gaz de la centrale………………………………………..……..……... Figure II.6 : Coupe du système de prise d’air…………………………………….………… Figure II.7 : Le compresseur axial de la turbine V94.3A1………………………….……… Figure II.8 : Vue interne de la chambre de combustion……………….………….…...……. Figure II.9 : Vue externe de la chambre de combustion………...………………………..… Figure II.10 : Les étages et l’aubages de la turbine………………………………………… Figure II.11 : Les cheminées………………………………………...…………………..….. Figure II.12 : Schéma de principe de fonctionnement…………….………………………... Figure III.1 : Schéma représentatif d’une turbine à gaz à cycle simple……………………. Figure III.2 : Représentation de cycle idéal d’une turbine à gaz dans le diagramme T-S….. Figure III.3 : Représentation du cycle réel d’une turbine à gaz dans le diagramme T-S…... Figure III.4 : Fonctionnement de la turbine à gaz V94.3A1………………………….…….. Figure III.5 : Fonctionnement de la turbine à gaz V94.3A1 en cycle STIG……………….. Figure III.6 : Fonctionnement d’une turbine à gaz en cycle ISTIG………………………... Figure IV.1 : Organigramme de cycle simple et STIG………………….………………… Figure IV.2 : Organigramme de cycle ISTIG…………………..………………………..… Figure IV.3 : Rendement aux bornes de l’alternateur en fonction de la température ambiante……………………………………………………..……………………………..... Figure IV.4 : Puissance aux bornes de l’alternateur en fonction de la température ambiante…………………………………………………………………………………..... Figure IV.5 : Consommation spécifique aux bornes de l’alternateur en fonction de la température ambiante………………………………………...…………………………..….. 15 16 17 18 18 19 19 22 23 24 24 26 27 28 29 30 34 44 48 51 52 52 54 54 54
  10. 10. iii Figure IV.6 : La température des gaz d’échappement en fonction de la température ambiante……………………………………………………..……………………………..... Figure IV.7 : Variation du rendement thermique et la puissance utile en fonction du rapport de compression pour le cycle simple………….…………………………………… Figure IV.8 : Variation de la consommation spécifique en fonction de la puissance utile pour le cycle simple…………………………………………………………………….….. Figure IV.9 : Rendement thermique, puissance utile et consommation spécifique en fonction de la température ambiante pour le cycle simple……………………...………….... Figure IV.10 : Rendement thermique en fonction de la puissance utile du cycle simple pour différents rapports de compression et températures maximales du cycle…………...…. Figure IV.11 : Rendement thermique en fonction de rapport de compression pour un cycle simple avec et sans refroidissement par film.…………........................................................... Figure IV.12 : Puissance utile en fonction de rapport de compression pour un cycle simple avec et sans refroidissement par film……………….…………………………….................. Figure IV.13 : Variation du rendement thermique, la puissance utile, le débit de carburant et le travail spécifique du compresseur en fonction de la fraction de la vapeur d’eau injectée…………………………………………………………………………….…............. Figure IV.14 : Rendement thermique en fonction de la puissance utile pour différents rapports de compression et fraction d’injection de vapeur d’eau……………………….…… Figure IV.15 : Consommation spécifique en fonction de la puissance utile pour différents rapports de compression et fraction d’injection de vapeur d’eau……………………………. Figure IV.16 : Variation de la puissance utile du cycle STIG en fonction de la température ambiante……………………………………………………………………………………... Figure IV.17 : Variation de la consommation spécifique et le rendement thermique du cycle STIG en fonction de la température ambiante……………………………………….... Figure IV.18 : Variation de la puissance utile et le rendement thermique en fonction de rapport de compression pour le cycle simple et avec refroidissement intermédiaire…...…… Figure IV.19 : Puissance consommée par le compresseur et développé par la turbine en fonction de rapport de pression pour le cycle simple et avec refroidissement intermédiaire.. Figure IV.20 : Rendement thermique en fonction de la puissance utile pour différents rapports de compression et fraction d’injection de vapeur d’eau pour le cycle I-STIG…….. Figure IV.21 : Consommation spécifique en fonction de la puissance utile pour différents rapports de compression et fraction d’injection de vapeur d’eau pour le cycle I-STIG…….. 55 56 56 57 58 59 59 60 61 61 62 62 63 64 64 65
  11. 11. iv Figure IV.22 : Le rendement thermique pour un rapport de compression Rp=16 pour les différents cycles.………........................................................................................................... Figure IV.23 : La puissance utile pour un rapport de compression Rp=16 pour les différents cycles.………........................................................................................................... Figure IV.24 : Le rendement thermique pour un rapport de compression optimisé pour un travail utile maximal pour les différents cycles ……………………………………………... Figure IV.25 : La puissance utile pour un rapport de compression optimisé pour un travail utile maximal pour les différents cycles …………………………………………………… Tableau II .1: Conditions nominales de site………………………………………………... Tableau II .2: Caractéristiques de la centrale d’EL HAMMA II…………………………… Tableau II .3: Caractéristiques du système de prise d’air…………………………………... Tableau II .4: Caractéristiques du compresseur…………………………………………….. Tableau II .5: Caractéristiques de la chambre de combustion……………………………… Tableau II .6: Caractéristique du système d’échappement…………………………………. Tableau IV.1: Les données du constructeur et de programmes à φ = 70% et patm = 1,0161 bar……………………………………………………………………………………………. Tableau IV.2: Les données du constructeur et de programmes à φ = 60% et patm = 1,015 bar……………………………………………………………………………………………. 66 66 66 66 18 20 22 23 24 26 53 53
  12. 12. v Nomenclature Les paramètres :  AFR : Rapport air combustible  CP : Chaleur spécifique à pression constante [kj kg. K⁄ ]  Cv : Chaleur spécifique à volume constant [kj kg. K⁄ ]  𝐶𝑆 : Consommation spécifique [KJ/KW]  𝑒 : Fraction d’air de refroidissement  𝑓 : Fraction de la masse du carburent par rapport à celle du l’air  h : Enthalpie [kj kg⁄ ]  M : Masse molaire [g mol⁄ ]  m : Masse [kg]  ṁ : Débit massique [kg s⁄ ]  N : Nombre de moles  ∆p : Perte de charge [Pa]  p : Pression [Pa]  P : Puissance [KW]  PCI : Pouvoir calorifique inferieur [kj kg⁄ ]  Q : Chaleur [kj kg⁄ ]  R : Constant des gaz parfaits  RP : Rapport de pression (compression)  S : Fraction du débit massique de la vapeur injecte par rapport à celui de l’air  T : Température [K]  W : Travaille spécifique [kj kg⁄ ]  y : Fraction molaire des produits de combustions  z : Fraction massique Variable grecque :  γ : Indice isentropique  δ : Fraction d’excès d’air humide  𝜀 : Efficacité de l’échangeur  η : Rendement  φ : Humidité relative  ω : Humidité absolu Les indices :  1 : Entrée compresseur  2 : Sortie compresseur  3 : Sortie de chambre de combustion  4 : Sortie de la turbine a gaz  a : Air  amb : Ambiant  ba : bornes de l’alternateur  c : Compresseur  cc : Chambre de combustion  e.c : Entrée compresseur  e.t : Entrée turbine  éch : Echanger  échp : Echappement  fil : Filtre  g : Gaz  is : Isentropique  p : Polytropique  s : Saturation  sec : Sèche  s.c : Sortie compresseur  s.t : Sortie turbine  t : Turbine  th : Thermique  u : Utile  v : Vapeur Abréviation :  BP : Basse pression  HP : Haute pression  HRSG : Générateur de vapeur de rétablissement de la chaleur (heat recovery steam generator).  I-STIG : Intercooled team injection gas turbine cycle  NOX : Mono et dioxyde d’azote  STIG : Steam injection gas turbine cycle
  13. 13. Introduction générale 1 Introduction générale La demande de l’énergie dans le monde ne cesse de croître en parallèle avec le développement et les progrès technologiques. Toutes les recherches sont basées sur les matériaux nécessaires pour la construction des machines efficaces, fiables et économiques. Au cours du dernier siècle, les turbines à gaz ont connu un développement progressif vu leurs utilisations dans des divers domaines tels que l’aviation et la production d’électricité où la turbine à gaz est considérée comme l’une des techniques les plus intéressantes pour la production de cette énergie. L'injection d'eau a été utilisée depuis plusieurs années afin d’augmenter la puissance des moteurs des avions. Alors que récemment, à cause de la demande croissante pour améliorer les performances des turbines à gaz, l'augmentation des prix des carburants et la nécessité d’un fonctionnement respectueux de l'environnement, l’injection d'eau ou de la vapeur a été proposée pour les turbines à gaz. Cette dernière permet de contrôler et réduire la formation des oxydes d’azote (NOX) provoquée par la température élevée de la zone primaire de la chambre de combustion [1]. L’injection d’eau ou de la vapeur, a également le potentiel de réduire le coût d'investissement et les dimensions de la centrale thermique qui peut être trois à dix fois plus petite par rapport aux centrales fonctionnant avec un cycle combiné ou à charbon [2]. Elle a le pouvoir aussi d’augmenter le rendement thermique d’une part, car la capacité calorifique de la vapeur d'eau est presque deux fois plus grande que celle de l’air. Et d’autre part, d’augmenter la puissance délivrée car l'injection augmente le débit massique qui traverse la turbine [3]. Alors que, si on injecte de l'eau sous la forme liquide, l'énergie pour vaporiser l'eau injectée doit être extraite du gaz de combustion [3]. Par conséquent, le cycle d’injection de vapeur dans la chambre de combustion d’une turbine à gaz qui s’appelle généralement le cycle de CHENG ou STIG, a été proposé pour la première fois par D. Y Cheng en 1978[4]. Le principe de ce cycle est de récupérer la chaleur des gaz d'échappement de la turbine à gaz à l’aide d’un HRSG pour produire la vapeur qui est injectée partiellement ou entièrement dans la chambre de combustion de la turbine à gaz. Donc c’est une combinaison du cycle de Brayton avec celui de Rankine. Ce cycle est semblable au cycle combiné, sauf que la vapeur d’eau et les gaz de combustion dans le cycle combiné sont séparés alors que dans le STIG la vapeur se détend avec les gaz de combustion dans la même turbine (L’injection ayant pour résultat un gain d'efficacité et une augmentation de la puissance). A cet effet, nous avons proposé d’étudier le cycle à injection de vapeur (STIG) et le cycle à injection de vapeur avec refroidissement intermédiaire du compresseur (I-STIG) pour la centrale électrique d’EL HAMMA II afin d’augmenter la production électrique et diminuer les risques environnementaux liés à cette dernière. Cette centrale qui est l’unique au monde à avoir été construite en plein centre-ville dégage énormément de gaz chauds qui nuisent à l’environnement, notamment au Jardin d’essai situé à proximité [5].
  14. 14. Introduction générale 2 La vapeur est injectée partiellement dans la chambre de combustion de la turbine à gaz où la vapeur supplémentaire peut être drainée vers une station voisine de dessalement d’eau de mer ou bien vers les procédés industriels. Le présent travail est réparti en quatre chapitres.  Dans le premier chapitre nous avons fait une synthèse bibliographique sur l’historique des turbines à gaz et les techniques utilisées pour l'amélioration des performances de la turbine à gaz.  Le deuxième chapitre porte essentiellement à la présentation de la centrale électrique d’EL HAMMA II et la turbine à gaz SIEMENS V94.3A1.  Le troisième chapitre est dédié à l'analyse thermodynamique du cycle idéal et réel de la turbine à gaz ainsi que les cycles avancés.  Dans le quatrième chapitre nous avons modélisé les cycles, où deux programmes écrits en langage FORTRAN ont été développés. Nous présentons également dans ce chapitre, les résultats de l’étude numérique des performances des cycles et de l’optimisation obtenus qui sont discutés et interprétés. Enfin, ce mémoire ce termine par une conclusion générale, où nous faisons le bilan de notre étude et identifions les axes de recherches futures basées sur nos résultats ou nos réflexions
  15. 15. Chapitre I Généralité et bibliographie 3 I.1. Introduction : Afin d'atteindre des performances élevées avec des coûts d'investissement et des émissions polluantes plus faibles, l'utilisation d’un cycle avancé pour les turbines à gaz est devenue très demandée. Les gaz d'échappement des turbines à gaz sont jetés directement dans l'atmosphère. Ces gaz transportent une quantité importante d'énergie. Il existe plusieurs méthodes ou de cycle avancé pour récupérer cette énergie perdue. Dans ce chapitre, nous nous intéresserons d’une manière générale, à l’historique et au développement des turbines à gaz à travers le temps et aux différents cycles avancés et leur description. I.2. Historique de la turbine à gaz En 1500, Leonardo da Vinci a conçu une machine, appelée « Chimney Jack » qui extrait l'énergie mécanique à partir d'un flux de gaz. L'air chaud monte du feu à travers une série de roues à ailettes connectés entre elles. Ces dernières font tourner le tournebroche à travers une série d'engrenages (Fig I.1)[6]. Figure I.1 Chimney Jack de Leonardo da Vinci. En 1791, John Barber, a été le premier à breveter, pour sa conception, qui contient tous les éléments que les turbines à gaz modernes contiennent. Sa conception contient les bases des turbines à gaz qui sont constituées d’une chaîne d’entraînement d’un compresseur, une chambre de combustion et une turbine de détente (Fig I.2) [7].
  16. 16. Chapitre I Généralité et bibliographie 4 Figure I.2 La turbine à gaz de John Barber. En 1872, l'ingénieur allemand F. Stolze a breveté une machine qui prédit un grand nombre de caractéristiques d'un moteur à turbine à gaz moderne, avec un compresseur de gaz, un brûleur (ou chambre de combustion) et une turbine de détente. Sa conception contient un récupérateur de gaz d'échappement pour chauffer l'air de refoulement du compresseur. Mais le moteur n'a jamais fonctionné sous sa propre puissance [8]. La première turbine à gaz a été construite en 1903 par le Norvégien Egidius Elling [8] qui a été en mesure de produire plus de puissance que nécessaire pour faire fonctionner ses propres composants. A cette époque, la connaissance de l'aérodynamique était limitée, et l'invention d’Elling a été considérée comme une réalisation remarquable. L'utilisation des compresseurs et des turbines rotatives a produit une quantité équivalente d'environ 8 kW de puissance. Le travail d’Elling a été utilisé plus tard par Sir Frank Whittle [9]. La première application pour une turbine à gaz a été déposée en 1914 par Charles Curtis [10]. General Electric, l'un des principaux fabricants de turbines à gaz d'aujourd'hui, a commencé sa division de turbine à gaz dans l'année 1918[10]. Sir Frank Whittle a breveté la conception d'une turbine à gaz pour la propulsion par réaction durant les années 1930. Ses travaux sur la propulsion de gaz ont été évoqués par tous les travaux effectués plus tard dans le même domaine [10]. En l'an 1936, Hans von Ohain et Max Hahn de l'Allemagne ont développé leur propre conception d’une turbine à gaz brevetée en même temps que Sir Frank Whittle qui développait sa conception en Angleterre [10].
  17. 17. Chapitre I Généralité et bibliographie 5 I.3. Amélioration des performances Pour améliorer les performances des turbines à gaz, il existe plusieurs modifications du cycle qui peuvent être introduites. Le but de toutes les modifications ou les améliorations qui peuvent être apportées à un cycle simple d'une turbine à gaz, est de se rapprocher le plus possible du rendement du cycle de Carnot. I.3.1. Cycle à régénération Le principe d'un cycle de régénération est de récupérer une partie de la chaleur d'échappement et la transférer à l'air de combustion. Ceci ne peut être réalisé que si la température d'échappement de la turbine est supérieure à la température de sortie du compresseur. Par conséquent, ceci implique que les rapports de pression optimaux du cycle sont inférieurs à ceux de cycle simple de turbines à gaz [1]. Une représentation schématique du cycle de turbine à gaz de régénération est représentée sur la Figure I.3. Figure I.3 Représentation schématique d'un cycle de turbine à gaz à régénération. En se référant à la Figure I.3. La température à la sortie de la turbine est refroidie idéalement de T5 à T2, tandis que le gaz de refoulement du compresseur est chauffé de T2 à T5 au point 3 par l'échangeur de chaleur. La source de chaleur ou la chambre de combustion augmente la température du gaz de T3 à T4. Le diagramme T-S du cycle est représenté dans la Figure.I.4 [1]. L'analyse de différents rapports de pression du cycle réel et des températures maximales du cycle, peuvent être représentées comme indiqué sur la Figure.I.5. Comme indiqué précédemment, le rapport de pression optimal où le rendement thermique est maximal, se produit à une valeur très inférieure à celle d'une turbine à gaz à cycle simple. Il en résulte également une diminution significative du travail spécifique en raison des rapports de pression faible, mais le rendement thermique d'environ 50% est possible avec le cycle de turbine à gaz de régénération, ce qui se compare à environ 42% dans un cycle simple [1].
  18. 18. Chapitre I Généralité et bibliographie 6 Figure I.4 Le diagramme T-S pour le cycle à régénération. Figure I.5 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales du cycle. I.3.2. Cycle avec refroidissement intermédiaire L'addition des refroidisseurs intermédiaires dans les cycles de turbine à gaz réduit le travail de compression. Ceci est obtenu en divisant le processus de compression en deux étapes ou plus, où la sortie d'air provenant de chaque étage est refroidie par l'échangeur (refroidisseur) à la température minimale de cycle. Cela augmente le travail spécifique de la turbine à gaz. Il peut aussi y avoir une augmentation du rendement thermique d'un cycle pratique. Cependant, il existe toujours une diminution du rendement thermique pour un cycle idéal avec refroidissement intermédiaire par rapport au cycle simple. Ceci est réalisé parce
  19. 19. Chapitre I Généralité et bibliographie 7 qu’il a été ajouté un cycle simple de rendement plus faible (le cycle 2-3-4-4') pour le processus de compression d'une turbine à gaz à cycle simple (Fig.I.6) [1]. Figure I.6 Le diagramme T-S pour le cycle d’une turbine a gaz avec refroidissement intermédiaire. Une représentation schématique d'un cycle de turbine à gaz avec refroidissement intermédiaire est représentée sur la Figure I.7. Figure I.7 Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec refroidissement intermédiaire. En pratique, il est rare d'avoir plus d'un stade de refroidissement intermédiaire. La répartition dans le rapport de pression entre le compresseur BP et le compresseur HP, qui doit être spécifiée, influe sur le travail de compression. Ce dernier est minimum lorsque les rapports de pression des compresseurs BP et HP sont égaux, à condition que le rendement polytropique des compresseurs BP et HP soient aussi égaux. Cela correspond au cas où le travail spécifique du cycle avec refroidissement intermédiaire est au maximum. Si les compresseurs BP et HP ont des rendements inégaux, le rapport de compression de l'étage qui
  20. 20. Chapitre I Généralité et bibliographie 8 possède la plus grande efficacité doit augmenter pour atteindre un minimum de travail de compression exigé [1]. Cependant, lorsque ces compresseurs avec refroidissement intermédiaire sont considérés dans un cycle de turbine à gaz pratique (irréversible), le rapport de pression optimale peut ne pas être égal même si les rendements polytropiques des compresseurs BP et HP sont égaux. Cela dépendra de savoir si nous optimisons le rendement thermique maximal ou bien le travail spécifique maximal [1]. Encore une fois, l'analyse peut être effectuée pour une série de rapports de pression totale et la température de cycle maximale, tout en optimisant le rapport de compression pour les compresseur BP et HP soit pour un rendement thermique maximal ou un travail spécifique maximal. Lors de l'optimisation du rendement thermique maximal, le rapport de compression du compresseur BP contribue moins au rapport de compression totale et sa contribution diminue au fur et à mesure que la température maximale du cycle augmente [1]. Ainsi, le cycle avec refroidissement intermédiaire tend vers le cycle simple lorsque le rendement thermique est au maximum, ce qui exige que le rapport du compresseur HP augmente contrairement à celui du compresseur BP [1]. Le rendement thermique optimisé en fonction du travail spécifique pour un cycle avec refroidissement intermédiaire pour une série de rapports de compression globale et des températures maximales du cycle est représenté sur la Figure I.8. Figure I.8 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un rendement maximale. Le rendement thermique d'environ 45% peut être obtenu, cette valeur est plus élevée que dans le cas d’une turbine à gaz à cycle simple pratique, lorsque le rendement du cycle maximal est d'environ 40%.
  21. 21. Chapitre I Généralité et bibliographie 9 L’optimisation du rapport de compression du compresseur avec refroidissement intermédiaire pour un maximum de travail spécifique se produit lorsque les rapports de pression sont égaux, où les rendements polytropiques des compresseurs BP et HP sont égaux. La Figure.I.9 montre la variation du rendement thermique en fonction du travail spécifique, dans le cas où le travail spécifique maximal est optimisé. Le rendement thermique, bien qu’acceptable, est légèrement inférieur par rapport au cas où on a optimisé pour un rendement thermique maximal [1]. Figure I.9 rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un travail spécifique maximal. I.3.3. Cycle à réchauffage Le travail spécifique d'une turbine à gaz à cycle simple peut également être augmenté en appliquant le réchauffage des turbines. Le processus de détente dans la turbine peut être divisé en deux ou plusieurs étapes, où les gaz à la sortie de chaque étage sont normalement portés à la température maximale du cycle avant la détente dans l'étage suivant de la turbine (Fig.I.10). Comme il a été constaté avec le refroidissement intermédiaire, le rendement thermique d'un cycle de turbine à gaz de réchauffage pratique peut aussi être augmenté [1]. Cependant, le cycle idéal de réchauffage se traduit toujours par un rendement thermique plus faible par rapport à la turbine à gaz à cycle simple. Ceci, du fait que le réchauffage ajoute effectivement un cycle avec un rendement faible (4-5-6-4'), comme il est montré sur la Figure I.11. Sa contribution pour augmenter le travail spécifique, pour un rapport de compression donné, est supérieure au cycle de refroidissement intermédiaire correspondant [1]. Ainsi, le rendement thermique du cycle idéal de réchauffage est inférieur au cycle de refroidissement intermédiaire correspondant. Il peut également être démontré que le maximum de travail de la turbine se produit lorsque les rapports de pression de la turbine HP
  22. 22. Chapitre I Généralité et bibliographie 10 et BP soient égaux à condition que les rendements polytropiques de chaque turbine soient égaux. Alors que, pour des rendements polytropiques différents, le rapport de compression de l'étage qui possède la plus grande efficacité doit être augmenté [1]. Figure I.10 Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec réchauffage. Figure I.11 Le diagramme T-S pour le cycle d’une turbine à gaz avec réchauffage. La présentation de la variation du rendement thermique avec le travail spécifique pour une série de rapports de compression du cycle et des températures maximales du cycle est représentée sur la Figure I.12, ce qui correspond au cas où les rapports de pression des turbines HP et BP sont optimisés pour un rendement thermique maximal. Le rapport de pression de la turbine HP subit une diminution quand la température maximale du cycle augmente. Le rendement thermique maximal est d'environ 43%, un peu moins que le cycle avec un refroidissement intermédiaire [1].
  23. 23. Chapitre I Généralité et bibliographie 11 Figure I.12 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un rendement maximal. Optimiser le rapport de pression pour la turbine à HP et BP pour un travail spécifique maximal est représenté sur la Figure I.13. Le travail spécifique est beaucoup plus grand, mais le rendement thermique est nettement plus faible par rapport au cas correspondant lorsque les rapports de pression de la turbine HP et BP sont optimisés pour un rendement thermique maximal [1]. Figure I.13 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales dans le cas d’optimiser un travail utile maximal.
  24. 24. Chapitre I Généralité et bibliographie 12 I.3.4. Cycle avec refroidissement intermédiaire, régénération, réchauffage Les cycles de réchauffage et de refroidissement intermédiaire peuvent comprendre chacun une régénération pour récupérer une partie de la chaleur des gaz d'échappement afin d’améliorer le rendement thermique. En effet, il y aura une augmentation significative du rendement thermique de ces cycles. L'optimisation de la répartition du rapport de pression pour les compresseurs et les turbines serait à peu près égale pour un travail spécifique maximal [1]. Cependant, il est à l'inclusion de la régénération dans un cycle combiné (refroidissement intermédiaire - réchauffage) qui donne la plus grande amélioration du rendement thermique et une représentation schématique d'un tel cycle est représenté sur la Figure I.14. Figure I.14 Schéma d'un cycle de turbine à gaz avec refroidissement intermédiaire, régénération, réchauffage. Figure I.15 Rendement thermique en fonction du travail utile pour différents rapports de pression et températures maximales.
  25. 25. Chapitre I Généralité et bibliographie 13 La variation du rendement thermique avec le travail spécifique pour une série de rapports de pression et de la température maximale du cycle est représentée sur la Figure I.15. De tels cycles complexes sont capables d'atteindre des rendements thermiques aussi élevés que 57% [1]. Cela correspond à peu près aux rendements thermiques obtenus par les centrales à cycle combiné. L'augmentation du nombre d'étages de refroidissement intermédiaire et de réchauffage, peut faire augmenter le rendement thermique jusqu’à des valeurs qui dépassent 60% et le cycle s’approche du cycle d’Ericsson. Le cycle d’Ericsson est d'une importance particulière dans la thermodynamique, car il est idéalement capable d'atteindre le rendement du cycle de Carnot. Dans le cycle Ericsson, les procédés de compression et de détente sont isothermes [1]. I.3.5. Cycle STIG/Cheng Les performances d'une turbine à gaz à cycle simple peuvent être améliorées à un moindre coût en adoptant le cycle STIG. Ce cycle est généralement connu aussi comme le cycle Cheng nommé d'après D. Y Cheng qui a breveté le concept en 1978 [11]. Comme dans un cycle combiné, le cycle STIG est également basé sur la récupération et l'utilisation de l'énergie de la chaleur perdue dans les gaz d'échappement de la turbine à gaz. Cependant, contrairement au cycle combiné, dans le cycle de STIG la vapeur produite par la récupération de la chaleur perdue de l'énergie dans les gaz d'échappement de la turbine à gaz est injectée directement dans la chambre de combustion de la turbine à gaz, au lieu de faire passer la vapeur à travers une turbine à vapeur séparée. Donc le cycle STIG est constitué d'un cycle combiné Brayton-Rankine, sans la nécessité d'une turbine à vapeur, alternateur associé, le condenseur et la tour de refroidissement, et par conséquent un coût d’investissement moindre par rapport à un cycle combine (Fig.I.16) [12]. Figure I.16 Une comparaison entre les constituants du cycle combiné et du cycle Cheng.
  26. 26. Chapitre I Généralité et bibliographie 14 L'injection de vapeur dans la chambre de combustion de la turbine à gaz est une technologie mature qui est en cours d'utilisation pour le contrôle des émissions des NOx (Fig I.17) [13]. L’un des autres avantages de ce cycle est le démarrage rapide et le taux de rampe rapide à pleine charge semblables à ceux d'une turbine à gaz à cycle simple. Figure I.17 Changement des émissions des NOx et de CO avec 5% de l'injection de vapeur. Pour l’amélioration de la puissance et le rendement de la turbine à gaz, la vapeur peut être injectée à divers endroits:  En amont de la chambre de combustion.  À travers les injecteurs de carburant pré-mélangé avec le carburant.  En amont de la turbine BP, et en amont de la turbine a HP. La première unité commerciale utilisant le cycle Cheng était turbine à gaz Allison 50IKB qui a été installée sur le campus de l'université de San Jose, Californie, États-Unis, en 1984 pour fournir de l'électricité et de la vapeur pour le chauffage et le refroidissement, où les performances estimées du 50IKB étaient une augmentation de puissance d’environ 70% et de 40% pour le rendement [4]. Plus tard, en 1986, le cycle STIG a été utilisé par GE sur la turbine à gaz LM5000 où la puissance a été augmentée de 34 MW à 49 MW et le rendement de 37% à 41% [4]. Pour plus de puissance et d'efficacité, une autre modification a été mise en œuvre pour la turbine à gaz LM5000 qui est un refroidissement intermédiaire et le cycle STIG devient le cycle ISTIG, où LM5000 avec le cycle ISTIG est estimé pour produire une puissance de 110 MW à un rendement de 48% [4].
  27. 27. Chapitre I Généralité et bibliographie 15 Autre modification du cycle STIG, c’est le cycle à récupération chimique, ce qui implique l'utilisation d'une partie de la chaleur d'échappement de turbine à réformer le combustible avec la vapeur d'eau pour produire de l’hydrogène [14], le cycle STIG aussi est très adapté pour l’énergie renouvelable [14]. Figure I.18 Travail utile en fonction du rapport de pression pour différents fractions d’injection de vapeur. Plusieurs études ont été faites pour le cycle STIG [15-20], l’une de ces études est l’étude de Hasan Kayhan Kayadelen [13] où les résultats de son travail sont présentés dans les Figure I.17-I.18 qui montrent que pour un rapport d’injection de vapeur d’environ 5% une diminution des émissions de NOx est d’environ 62% et augmentation des émissions de CO d’environ 20%. Le rendement thermique du cycle augmente d’environ de 27% et le travail net du cycle augmente d'environ 20%. I.3.6. Le cycle combiné Nous avons vu aux paragraphes précédents qu'il était possible d'améliorer le cycle de la turbine à gaz en y insérant un échangeur de chaleur. L'objectif de cet échangeur étant de réduire les pertes à l'échappement de l'installation. Néanmoins, il reste à noter qu'en pratique la température à la sortie du récupérateur reste malgré tout élevée. Elle est en effet nécessairement supérieure à la température de l'air à la sortie du compresseur. Il en résulte qu'il ya un moyen de récupérer une plus grande partie de l'enthalpie des gaz d'échappement de la turbine par une chaudière de récupération HRSG (Heat Recovery Steam Generator) comme le montre la Figure I.19 [1].
  28. 28. Chapitre I Généralité et bibliographie 16 On arrive ainsi à combiner un cycle ouvert de turbine à gaz avec un cycle fermé à vapeur, du type Rankine. Où l'énergie thermique contenue dans les gaz d'échappement est récupérée par le HRSG pour devenir la source chaude d'une turbine à vapeur. Cette turbine à vapeur suit le cycle de Rankine et fournit un travail utile sur un autre alternateur, augmentant ainsi l'énergie électrique récupérée [1]. Figure I.19 Schéma d'un cycle combiné. Si la vapeur était utilisée pour le chauffage, on aurait alors une centrale de cogénération (énergie éclectique ou mécanique et énergie thermique). Il faut noter que le cycle combiné peut atteindre un rendement de 60% [1].
  29. 29. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 17 II.1. Situation et description générale de l’unité d’EL HAMMA II La centrale d’EL HAMMA II est située au centre d’Alger, à 150 m de la cote, située à quelques dizaines de mètres seulement du Jardin d’essai. Elle est délimitée par :  Au nord par la route national N° 05 et la mer.  Au sud par la rue HASSIBA BENBOUALI.  A l’ouest par le jardin d’essai.  A l’est par l’entreprise de production de boissons gazeuses HAMOUD BOUALEM. La centrale électrique d’EL HAMMA II occupe une position stratégique dans le système d’alimentation de l’énergie électrique de la capitale. D’une part, elle est destinée à faire face à la demande d’énergie résultante de l’implantation de divers aménagements industriels et domestiques, et d’autre pour assurer un appoint du réseau général interconnecté [21]. La centrale est équipée de 2 groupes turbines à gaz, de puissance totale nominale de base aux bornes usine égale à 418 MW (209MWpour chacune). L’énergie est évacuée à travers un poste de transformation de 220KV. Elle peut fonctionner avec le gaz naturel comme combustible principal provenant de HASSI R’MEL et le fuel comme combustible de secours, où les conditions du site sont représentées dans le Tableau II .1[21]. Figure II .1 : La centrale D’EL HAMMA II
  30. 30. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 18 Tableau II .1: Conditions nominales de site Température ambiante 30C° Relative humidité 70 % Pression atmosphérique 1016.1mbar Altitude Niveau de la mer II.2. Caractéristiques techniques de la centrale II.2.1. Turbine à gaz (Figure II .2) [22]  Type V94.3A1  Constructeur ANSALDO sous licence SIEMENS  Puissance 2*209 MW  Poids 209 Tonnes Figure II .2 : La turbine à gaz SIEMENS V94.3A1. II.2.2. Alternateur (Figure II .3) [22] Figure II .3 : L’alternateur de la centrale.
  31. 31. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 19  Type 50THR-L45  Puissance nominale 270MVA  Alimentation des auxiliaires par soutirage MT  Tension sortie alternateur 15.75 kV  η conventionnel ≅ 99%  Refroidissement hydrogène  Poids 215 Tonnes II.2.3. Le Transformateur Principal (Figure II .4) [22]. Figure II .4 : Le transformateur principal de la centrale.  Constructeur GANZ-ANSALDO  Type 3 phases immergées dans l’huile  Puissance nominale 280MVA  Refroidissement OFAF  Rapport 15.75/225 kV  Poids 258 Tonnes II.2.4. Le Post Gaz (Figure II .5) [22] Figure II .5 : Le post gaz de la centrale.
  32. 32. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 20  Constructeur NUOVOPIGNONE  Pression d’entrée gaz 46-71 bars  Pression détente 25-31 bars  Consommation gaz 140 000 Nm3/h II.2.5. Combustible [22]  Combustible principal GAZ naturel  Combustible de secours GASOIL  Nombre de bac à gasoil 2*100 m3 II.2.6. Environnement L’utilisation de la centrale a des effets sur l’environnement par le bruit qu’elle provoque ainsi que par les émissions NOx qu’elle produit [22]. Leur quantification est donnée par : Pollution sonore :  Niveau du bruit à 1 m 85 db  Niveau du bruit à 100 m 65 db Émission NOx :  350 mg/ Nm3 fuel  450 mg/ Nm3 gaz II.3. Description générale de la turbine à gaz SIEMENS V94.3A1 La turbine V94.3A1 de siemens est une turbomachine à un seul arbre, elle fonctionne à 3000 tr/min (50Hz), sa première mise en service était en 2002, elle peut générer une puissance d’environ 240MW à borne usine. Cette turbine peut fonctionner en cycle combiné [22] (Tableau II .2) Tableau II .2: Caractéristiques de la centrale d’EL HAMMA II Type V94.3 A1 Constructeur ANSALDO sous licence SIEMENS- Italie - Rendement en fonctionnement nominal 37.3% Fréquence 50Hz Mise en vigueur du contrat 15/11/1999 Couplage Groupe N°1 12/02/2002 Couplage Groupe N°2 28/08/2002 Poids 309Tonnes
  33. 33. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 21 Puissance nominale de base aux bornes alternateur 10.4KW Tension bornes usine 220kv Transformateur principal : (Un par groupe) 220kv Alimentation des auxiliaires par soutirage MT Alternateur refroidi l’hydrogène en circuit fermé Combustibles principaux Gaz naturel Combustibles secours Gasoil II.3.1. Les avantages de la turbine à gaz  La combustion a lieu dans une chambre de combustion annulaire dotée de brûleurs hybrides pouvant brûler des combustibles liquides et gazeux.  Les brûleurs hybrides réduisent les émissions de NOx, en chauffant le gaz ou le fuel dans la plage de charge supérieure en utilisant un procédé sec en fonction des exigences requises en matière d’émissions, ou un procédé à injection d’eau peut être utilisé (si nécessaire) est prévu.  Vingt-quatre brûleurs assurent une répartition uniforme de la température des gaz chauds en amont de l’aubage de la turbine.  Le système de refroidissement par film des deux premiers étages de la turbine est d’une grande efficacité.  Pour la centrale à cycle simple, après le démarrage, dix minutes suffisent pour produire l’électricité à pleine charge.  La turbine siemens V94.3A1 a un diffuseur axial simple qui permet le trajet direct et sans obstacle des gaz d’échappement vers tout type de chaudière de récupération. L’alternateur est couplé coté compresseur. II.3.2. Le système de prise d’air Le système de prise d’air assure l’alimentation de la turbine par la quantité et la qualité nécessaire au fonctionnement de la turbine à gaz. Le système est équipé par un dispositif de filtration à plusieurs étages qui fournit de l’air filtre au compresseur de la turbine à gaz (Figure II .6) [22]. A l’admission du compresseur, un silencieux réduit le niveau acoustique à la limite requise. Le système est accessible pour les révisions et la maintenance (Tableau II.3).
  34. 34. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 22 Figure II.6 : Coupe du système de prise d’air. Tableau II .3 : Caractéristiques du système de prise d’air. Système de prise d’air Caracteristique nominale Débit volume d’admission(aux condition ISO) 505m3 /s Température 30°c Humidité relative moyenne 75% Vitesse maximale du vent 45m/s Nombre préfiltre/filtre à haute éfficacité 505pieces Perte de charge finale dans tout le système 1000Pa Materiaux Silencieux Laine minérale de haute qualité Gaine Acier à base de carbone Caisson des filtres Acier à base de carbone Ecran anti-oiseaux Acier inoxydable Capot Acier à base de carbone ou Al Mg II.3.3. Le compresseur Le compresseur a comme mission principale l'alimentation en air sous pression de la chambre de combustion et de la turbine pour son mélange avec le combustible. Le compresseur utilisé dans la turbine SIEMENS V94.3A est de type axial à 17 étages. Il aspire l'air à la pression atmosphérique et le refoule à une pression d’environ 16 bars, ce qui donne un taux de compression avoisinant 16 et un débit d'air d'environ 505 m3 /s. De l'air destiné au refroidissement de la turbine est également soutiré au niveau de plusieurs étages du compresseur [22] (Figure II.7 et Tableau II.4). L’étage directeur d’entrée à orientation variable (IGV) permet de maintenir la température des gaz d’échappement constante jusqu’aux alentours de la demi- charge et de varier le débit d'air à l’entrée du compresseur.
  35. 35. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 23 Figure II.7 : Le compresseur axial de la turbine V94.3A1. Tableau II .4: Caractéristiques du compresseur Caractéristiques du compresseur Nombre d’étage 17 Nombre d’étage d’aubes directrices à orientation variables 1GV 1 Points de soutirage en aval de l’étage des aubes fixes 5 Points de soutirage en aval de l’étage des aubes fixes 10 Points de soutirage en aval de l’étage des aubes mobiles 15 Taux de compression 16 nviron II.3.4. La chambre de combustion La chambre de combustion est de type annulaire. Elle est équipée de vingt-quatre brûleurs hybrides repartis régulièrement sur son périmètre afin de garantir une zone de température homogène. Cette conception assure un écoulement concentrique de l'air entre le compresseur et la chambre de combustion, puis entre la chambre de combustion et la turbine, ce qui se traduit par une perte de charge réduite (Figure II.8- Figure II.9 et Tableau II.5). Ainsi, dans le but de réaliser des réactions optimales, provoquant moins de pollution et plus d'énergie, les brûleurs hybrides sont constitués de plusieurs injecteurs. Ces injecteurs fonctionnent en mode pré mixte dans la plage de charge supérieure ou le combustible est mélangé dans l'injecteur avant d'être brûlé. En mode diffusion, le combustible est brûlé pendant qu'il est mélangé à l'air [22]. Les brûleurs hybrides autorisent les modes de fonctionnement suivants : Marche au combustible gazeux  Mode diffusion pour fonctionnement jusqu'a demi-charge
  36. 36. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 24  Mode pré mélange pour fonctionnement entre environ la demi-charge et la pleine charge Marche au combustible liquide Les brûleurs de fuel en mode diffusion vaporisent le fuel de façon à ce qu'il puisse s'enflammer complètement dans la chambre de combustion.  Système d'allumage : Les flammes sont allumées de manière électrique, ou chaque brûleur est équipé de deux électrodes d'allumage et les transformateurs fournissent la tension nécessaire à l’allumage des électrodes des différents brûleurs. Tableau II.5 : Caractéristiques de la chambre de combustion. la chambre de combustion Type Chambre annulaire Nombre de bruleurs 24 Nombre de dispositifs d’allumage des bruleurs 1 Nombre de transmetteurs de pulsations 8 Emission de NOx ≤25 ppm Figure II.8: Vue interne de la chambre de combustion. Figure II.9: Vue externe de la chambre de combustion.
  37. 37. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 25 II.3.5. La turbine La turbine à gaz SIEMENS V94.3A est composée principalement d'une chambre de combustion où les gaz à leur sortie se détendent sur les quatre étages. Cette opération est suivie par la création d’une grande quantité d’énergie mécanique faisant entraîner le rotor de la turbine à gaz. Les gaz entrent aux travers des aubes avec une température très élevée 1190°C. Il faut donc refroidir les aubes avec l'air du compresseur soutiré des étages 5, 10 et 15. L'air circule par l'intérieur des lames et sort par des orifices disposés de manière à ne pas gêner l'écoulement. En outre, les aubes ont un recouvrement qui les protège contre la corrosion, l'oxydation et la déformation. Les gaz sortent de la turbine à gaz à une température d’environ 571 °C. Lors de la détente, des contraintes thermiques importantes influent sur les aubages de la turbine. Les ailettes de la turbine sont réalisées en alliage et résistent aux hautes températures. Elles sont recouvertes d'une couche de protection contre la corrosion et la déformation. Les quatre étages d'aubes fixes et les trois premiers étages d'aubes mobiles sont refroidis à l'air, ce dernier est prélevé aux étages appropriés du compresseur [22] (Figure II.10).  Etage 1 L'air de refroidissement destiné au ler étage de la turbine est soutiré à l'échappement du compresseur.  Etage 2 L'air de refroidissement destiné au 2ème étage d'aubes fixes de la turbine est soutiré du 15ème étage du compresseur. Des conduites dirigent l'air du compresseur à l'enveloppe de la turbine. De là, il pénètre dans les aubes directrices par des orifices percés dans le port d'aubes.  Etage 3 Les aubes du 3ème étage sont refroidies de la même manière que celles du 2ème étage. Pour le refroidissement des aubes fixes, deux conduites amènent l'air soutiré du 10ème étage du compresseur à l'enveloppe de la turbine.  Etage 4 Une simple conduite amène l'air soutiré du 5ème étage du compresseur à l'enveloppe de la turbine. De là, il parvient aux aubes fixes de la turbine de la même façon que pour les étages 2 et 3.
  38. 38. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 26 Figure II.10 : Les étages et l’aubages de la turbine. II.3.6. Système d’échappement Le système d’échappement de la turbine à gaz est conçu en vue de mener les gaz chauds à la cheminée d’évacuation (Figure II.10 et Tableau II.6). Il comprend quatre ensembles principaux [22]:  Le diffuseur.  La partie Inférieure de la cheminée.  La partie supérieure de la cheminée abritant le silencieux.  Le cadre de supportage. Tableau II.6 : Caractéristique du système d’échappement. Système d’échappement Débit- volume d’admission (aux conditions ISO) 1490 m3 /s Pression max. (partie supérieure de la cheminée) 1000 Pa Plage de température ambiante -1 à 40°C matériaux Gaine Acier à base de carbone Calorifuge Laine céramique Couverture Acier inoxydable
  39. 39. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 27 Figure II.11: Les cheminées. II.4. Cheminement des flux de la turbine à gaz La turbine à gaz comprime l'air ambiant qui s'enflamme en présence de gaz naturel pressurisé. Dès que le mélange combustible/air se consume, les gaz chauds se détendent à travers une turbine, laquelle est reliée à un alternateur pour la production d'électricité. L'air ambiant est dirigé dans la turbine à gaz au travers d'un assemblage de filtre à large ouverture à partir des modules de filtration. A partir de l'espace d'admission d'air, la circulation d'air est orientée vers le compresseur. L'espace d'admission d'air supporte les aubages directeurs(I.G.V) qui sont réglés pendant les phases de démarrage et d'arrêt pour protéger le compresseur contre les à coups et les vibrations. Dans le compresseur, l'air est confiné dans l'espace entre le rotor et le stator où il est comprimé successivement entre les ailettes mobiles et les aubages fixes. Les pâles du rotor (partie rotative) accélèrent l'air et le poussent dans la zone entre les pâles du stator. Les pâles du stator (partie immobile) convertissent la vitesse de l'air en pression et guident l'air de telle façon qu'il atteigne le prochain niveau du rotor avec l'angle d'attaque adéquat. A la sortie du dernier étage du compresseur, l'air compressé circule dans la chambre de combustion où il est mélangé au carburant pour la combustion. Une partie de l'air compressé est utilisée pour le refroidissement dans la turbine à gaz. Dans la chambre de combustion, une étincelle enflamme le mélange combustible et air, puis la combustion est maintenue. Le gaz d'échappement circule vers la turbine. De la chambre de combustion, les gaz d'échappement chauds sont dirigés directement dans la turbine où l'énergie calorifique de la masse d'air entraîne la rotation de l'arbre de la turbine à gaz. Chacun des étages de la turbine est composé d'une rangée d'injecteurs et d'ailettes. Dans chaque rangée d'injecteurs, l'énergie cinétique du jet est augmentée, et est associée à une chute de pression, qui est
  40. 40. Chapitre II Présentation de la centrale d'EL HAMMA II 28 convertie en travail utile par les ailettes du rotor de la turbine. La force transmise aux ailettes entraîne la rotation de l'arbre [23] (Figure II.12). Figure II.12: Schéma de principe de fonctionnement.
  41. 41. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 29 III.1. Introduction Pour comprendre le fonctionnement d’une turbine à gaz, il est indispensable de connaitre les lois essentielles de la thermodynamique. Le principe de l’étude thermodynamique consiste à suivre pas à pas l’évolution qui permet de décrire chaque transformation du cycle de la turbine à gaz. Lors de cette étude nous nous intéresserons aux paramètres de fonctionnement qui ont une influence sur les performances de la turbine à gaz. Le but de cette étude thermodynamique est d’estimer les performances de la turbine à gaz SIEMENS V94.3A1, et de proposer des solutions et des méthodes pour récupérer l’énergie perdue dans les gaz d’échappement et cela par l’utilisation des données du constructeur et du site. III.2. Etude du cycle idéal de Joule Brayton La plupart des turbines à gaz utilisent le cycle de Joul-Brayton comme un cycle thermodynamique, qui est conceptuellement simple et peut être techniquement réalisé en fonctionnement avec un très petit ensemble de composants. Le cycle est constitué de quatre processus avec un gaz ou un mélange de gaz comme fluide de travail. Le premier processus est une compression adiabatique suivi d'un apport de chaleur à pression constante, une détente adiabatique, et un dégagement de chaleur à pression constante [1]. Le cycle se compose de deux processus adiabatiques et deux isobares, qui peuvent être facilement réalisé à l’aide d’un compresseur et un détendeur et deux échangeurs de chaleur travaillant à des pressions différentes. Le cycle peut être ouvert ou fermé, ou la plupart des turbines à gaz fonctionnent avec un cycle ouvert, où les gaz de combustion sont libérés directement à l'atmosphère (Fig.III.1) [1]. Figure III.1 Schéma représentatif d’une turbine à gaz à cycle simple.
  42. 42. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 30 Le cycle de turbine à gaz est plus utile de le représenter dans un diagramme température-entropie (T-S), tel que représenté sur Fig.III.2. Ce qui montre les processus thermodynamiques concernés. Le point de départ pour la description du cycle est le point 1, avec la pression et la température les plus basses de l'ensemble du cycle. Le gaz est comprimé dans un compresseur pour atteindre le point 2, qui est à la pression maximale du cycle, puis introduit dans une chambre de combustion dans laquelle la chaleur est fournie par la combustion d'un combustible. La fourniture de chaleur permet d’atteindre la pression et la température maximale au point 3. Le gaz est ensuite détendu dans une turbine jusqu'à ce qu'il atteigne la pression de cycle la plus basse au point 4 qui se trouve sur la même ligne de pression que le point 1 [1]. Figure III.2 Représentation de cycle idéal d’une turbine à gaz dans diagramme T-S. La variation de l'énergie d'un système qui subit une transformation peut s'exprimer selon la relation suivante [24]: 𝑄 − 𝑊 = (ℎ2 − ℎ1) + 1 2 (𝑉2 2 − 𝑉1 2 ) + 𝑔(𝑍2 − 𝑍1) Dans ce qui suit on simplifie la première loi thermodynamique au cycle de Brayton (en supposant qu’il n’ya pas de variation d’énergie cinétique et potentielle) [2]. 𝑄 − 𝑊 = (ℎ2 − ℎ1) La température T2 de refoulement du compresseur pour une compression adiabatique est donnée par la relation: 𝑇2 = 𝑇1 ( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 −1 𝛾 ) [III.3] [III.1] [III.2]
  43. 43. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 31 Ou 𝛾 est défini comme le rapport des capacités calorifique du gaz à pression constante (Cp) et volume constant (Cv) : 𝛾 = 𝐶 𝑝 /𝐶 𝑣 Et le travail de compression est donné par: 𝑊 𝑐 = 𝐶 𝑝 (𝑇2 − 𝑇1) En thermodynamique 𝛾 est appelé, l’indice adiabatique d’un gaz, ou bien le coefficient adiabatique [25]. De la même manière, la température T4 de sortie de la turbine et le travail de détente adiabatique sont donnés par les relations: 𝑇4 = 𝑇3 ( 𝑃4 𝑃3 ) ( 𝛾 −1 𝛾 ) Et 𝑊𝑡 = 𝐶 𝑝 (𝑇3 − 𝑇4) Et l'apport de chaleur dans la chambre de combustion est donné par : 𝑄 𝑎 = 𝐶 𝑝 (𝑇3 − 𝑇2) Le travail utile réalisé par le cycle est la différence entre le travail de la détente et celui de la compression. Par conséquent Wu est donnée par: 𝑊 𝑢 = 𝑊𝑡 − 𝑊 𝑐 Et si on remplace par les équations III.5 et III.7 : 𝑊 𝑢 = 𝐶 𝑝(𝑇3 − 𝑇4) − 𝐶 𝑝(𝑇2 − 𝑇1) Le rendement thermique de cycle 𝜂𝑡ℎ , est défini comme étant le rapport entre le travail utile du cycle et la chaleur fournie à la chambre de combustion. Par conséquent, le rendement thermique est donné par la relation suivante: 𝜂𝑡ℎ = 𝑊 𝑢 𝑄 𝑎 [III.5] [III.6] [III.7] [III.8] [III.9a] [III.9b] [III.10a] [III.4]
  44. 44. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 32 Et si on remplace par les équations III.8 et III.9b : 𝜂𝑡ℎ = 𝐶 𝑝(𝑇3 − 𝑇4) − 𝐶 𝑝(𝑇2 − 𝑇1) 𝐶 𝑝(𝑇3 − 𝑇2) Ou : 𝜂𝑡ℎ = (𝑇3 − 𝑇4) − (𝑇2 − 𝑇1) 𝑇3 − 𝑇2 Et on peut écrire aussi: 𝜂𝑡ℎ = (𝑇3 − 𝑇2) − (𝑇4 − 𝑇1) 𝑇3 − 𝑇2 𝜂𝑡ℎ = 1 − 𝑇4 − 𝑇1 𝑇3 − 𝑇2 Substituer T2 et T4 en utilisant les équations III.3et III.6, respectivement, dans III.10e et, on aura: 𝜂𝑡ℎ = 1 − 𝑇1 𝑇2 Par conséquent, le rendement thermique du cycle de la turbine à gaz dépend uniquement du rapport de la température du compresseur. Comparer au rendement thermique du cycle de Carnot ( 𝜂𝑡ℎ = 1 − 𝑇1 𝑇3 ), le rendement de la turbine à gaz idéale est inférieur au rendement de Carnot, puisque T2 est inférieur à T3. Remplaçons 𝑇1 𝑇2 par l’équation [III.3] : 𝜂𝑡ℎ = 1 − 1 ( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 −1 𝛾 ) On pose : 𝛽 = ( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 −1 𝛾 ) On peut écrire : 𝜂𝑡ℎ = 1 − 1 𝛽 [III.10d] [III.10e] [III.10f] [III.10g] [III.11] [III.12] [III.10] [III.10c]
  45. 45. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 33 A partir de l'équation III.12, le rendement thermique est fonction du rapport de pression et l’indice isentropique du gaz. Il augmente avec le rapport de pression et l'indice isentropique. D'un point de vue purement mathématique, l'équation III.12 indique que le rendement thermique ne dépend pas de la température maximale du cycle. Cependant, le rendement thermique ne peut pas augmenter indéfiniment avec le rapport de pression, car cela constituerait une violation de la deuxième loi de la thermodynamique qui stipule que le rendement d'un moteur thermique ne peut pas dépasser le rendement du cycle de Carnot. Par conséquent, il existe une limite supérieure pour le rapport de pression du compresseur [1,24]. III.3. Etude de cycle réel de Joule Brayton Le cycle idéal est basé sur l'hypothèse selon laquelle le fluide de travail est un gaz parfait, avec Cp constant dans tous les processus du cycle, et que toutes les transformations se produisent dans des machines idéales sans processus irréversible, la chambre de combustion ne possède aucune perte de chaleur ou une perte de pression, ainsi que les procédés de compression et de détente adiabatiques sont isentropiques. Pour avoir des résultats assez proches de la réalité certaines hypothèses peuvent être faites: 1. Les fluides de travail sont des gaz idéaux avec des chaleurs spécifiques variables en fonction de la température. 2. Pas de variation d’énergie cinétique et potentielle. 3. La chambre de combustion présente des pertes de chaleur. 4. Le passage du fluide dans les organes de la turbine à gaz produit des pertes par frottement, ce qui réduit la pression à l'entrée et à la sortie de chaque composant. 5. La présence d'irréversibilités dans le compresseur et dans la turbine de détente, par conséquent les procédés de compression et de détente ne sont pas isentropiques. 6. Le comportement non idéal de la compression et de la détente peuvent être décrit par une transformation polytropique. Les transformations pour le cas réel ne s’effectuant pas dans des conditions adiabatiques réversible, donc en réalité il serait plus envisageable de tenir compte des différentes pertes du cycle thermodynamique, de ce fait nous décrirons à la Figure III.3 le cycle polytropique réel correspondant [1].
  46. 46. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 34 Figure III.3 Représentation du cycle réel d’une turbine à gaz dans le diagramme T-S. III.2.1.Rendement isentropique et les pertes de pression Dans une installation réelle de turbine à gaz, le cycle réel diffère du cycle idéal sur plusieurs points. Une certaine chute de pression dans la chambre de combustion et pendant l’échappement, le travail réel du compresseur est plus grand que celui du cycle idéal, et le travail réel de la turbine est inférieur par rapport à celui du cycle idéal aussi à cause des irréversibilités. L'écart entre le comportement réel du compresseur et de la turbine par rapport au comportement isentropique idéal peut être expliqué par l'utilisation du rendement isentropique de la turbine et du compresseur tel que: Le rendement isentropique du compresseur est : 𝜂𝑖𝑠.𝐶 = 𝑤𝑖𝑠 𝑤 𝑟é 𝑒𝑙 Donc : 𝜂𝑖𝑠.𝐶 ≅ ℎ2𝑠 − ℎ1 ℎ2 − ℎ1 Et pour la turbine : 𝜂𝑖𝑠.𝑇 = 𝑤 𝑟é 𝑒𝑙 𝑤𝑖𝑠 Donc : 𝜂𝑖𝑠.𝑇 ≅ ℎ3 − ℎ4 ℎ3 − ℎ4𝑠 [III.13a] [III.13b] [III.14a] [III.14b]
  47. 47. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 35 Où ℎ1, ℎ2, ℎ3 et ℎ4 sont les enthalpies des états 1, 2, 3 et 4 respectivement qui sont les états réels d’entré et de sortie du compresseur et de la turbine, et 2s et 4s sont les états correspondants au cycle isentropique idéal, comme il est illustré sur la Figure III.3. D’autre part les processus de combustion et d’échappement représentés par les segments 2-3 et 4-1 respectivement ne se font pas a pression constante mais avec une perte de pression ∆𝑃 𝑐𝑐 pour le processus de combustion et ∆𝑃éch pour le processus d’échappement, et par conséquent : 𝑝3 = 𝑝2 (1 − ∆𝑝 cc ) Et : 𝑝4 = 𝑝3 /(1 − ∆𝑝 éch ) Il faut noter que si la turbine à gaz dispose d’un filtre d’aspiration il faut tenir compte de la perte de pression dans le filtre ∆𝑃fil, et par conséquent : 𝑝1 = 𝑝atm (1 − ∆𝑝 fil ) Avec 𝑃atm c’est la pression atmosphérique. III.3.2.Rendement polytropique La présence d'irréversibilités nous a conduits à définir le rendement isentropique, mais ce rendement ne tient compte que du début et de la fin des états des processus de compression et de détente et ignore complètement les chemins réels des processus. Cependant, les quantités de travail et de transfert de chaleur dépendent de la trajectoire réelle [1]. III.3.2.1. Rendement polytropique de compression Dans un processus polytropique, le rendement polytropique (rendement infinitésimal d’étage) de compression est défini comme le rendement isentropique d’une compression élémentaire de P à P+dP tel qu’il soit constant à travers tout le processus de compression. Par conséquent, on définit le rendement polytropique de compression comme suit [1] : 𝜂 𝑝𝑐 = 𝑑𝑇′ 𝑑𝑇 = 𝐶 𝑠𝑡 Où dT′ est la variation de la température idéale, et dT est la variation de la température réelle. Sous forme différentielle, une transformation isentropique s’écrit [1]: 𝑑𝑇′ 𝑇 = ( 𝛾 − 1 𝛾 ) 𝑑𝑃 𝑃 Qui peut se mettre sous la forme : ( 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 𝛾 − 1 ) 𝑑𝑇 𝑇 = 𝑑𝑝 𝑃 [III.15] [III.16] [III.17] [III.18] [III.19a] [III.19b]
  48. 48. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 36 ∫ 𝑑𝑝 𝑃 𝑠.𝑐 𝑒.𝑐 = ∫ ( 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 𝛾 − 1 ) 𝑑𝑇 𝑇 𝑠.𝑐 𝑒.𝑐 ln ( 𝑃 𝑠.𝑐 𝑃 𝑒.𝑐 ) = ( 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 𝛾 − 1 ) ln ( 𝑇 𝑠.𝑐 𝑇 𝑒.𝑐 ) ( 𝑃 𝑠.𝑐 𝑃 𝑒.𝑐 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) = ( 𝑇 𝑠.𝑐 𝑇 𝑒.𝑐 ) Donc: 𝑇 𝑠.𝑐 = 𝑇 𝑒.𝑐 ( 𝑃 𝑠.𝑐 𝑃 𝑒.𝑐 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) Où 𝑇 𝑒.𝑐 et 𝑇 𝑠.𝑐 sont les températures réelles à l'entrée et à la sortie du compresseur, et 𝑃 𝑒.𝑐 et 𝑃 𝑠.𝑐 sont la pression à l'entrée et à la sortie du compresseur respectivement. III.3.2.2. Rendement polytropique de la détente Dans un processus polytropique, le rendement polytropique d’une détente est défini comme le rendement isentropique d’une détente élémentaire de P à P-dP tel qu’il soit constant à travers tout le processus de compression. Par conséquent, on définit le rendement polytropique de détente comme suit [1]: 𝜂 𝑝𝑑 = 𝑑𝑇 𝑑𝑇′ = 𝐶 𝑠𝑡 Où dT′ est la variation de la température idéale, et dT est la variation de la température réelle. De meme que pour le compresseur en trouve pour la turbine : 𝑇 𝑠.𝑡 = 𝑇 𝑒.𝑡 ( 𝑃 𝑠.𝑡 𝑃 𝑒.𝑡 ) ( 𝛾 −1 𝛾 )𝜂 𝑃𝑇 𝑇 𝑠.𝑡 = 𝑇 𝑒.𝑡 ( 𝑃 𝑒.𝑡 𝑃 𝑠.𝑡 ) ( 𝛾 −1 𝛾 )𝜂 𝑃𝑇 Où 𝑇 𝑒.𝑡 et 𝑇 𝑠.𝑡 sont les températures réelles à l'entrée et la sortie de la turbine, respectivement, et 𝑃 𝑒.𝑡 et 𝑃 𝑠.𝑡 sont les pressions d'entrée et de sortie de la turbine. III.3.3.Bilan sur le compresseur Apres la simplification de la première loi thermodynamique au cycle de brayton (en supposant qu’il n’ya pas de variation d’énergie cinétique et potentielle), le bilan du compresseur nous donne [14]: |𝑊𝐶| = ℎ2 − ℎ1 [III.20] [III.22a] [III.22b] [III.23a] [III.21] [III.19c] [III.19d] [III.19e]
  49. 49. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 37 Ou : 𝑊𝐶 = 𝐶 𝑝 𝑎 (𝑇2 − 𝑇1) Et le travail du compresseur est : 𝑊𝐶 = 𝐶 𝑝 𝑎 . 𝑇1 (( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 𝑎 −1 𝛾 𝑎 𝜂 𝑝𝑐 ) − 1) Pour 𝐶 𝑝 𝑎 et 𝛾𝑎l'indice (a) veut dire l'air qu’est le fluide de travail dans le compresseur Et la puissance développée par la compression pour un débit d’air 𝑚̇ 𝑎 donné est : 𝑃𝐶 = 𝑚̇ 𝑎 𝑊𝐶 𝑃𝐶 = 𝑚̇ 𝑎 𝐶 𝑝 𝑎 . 𝑇1 (( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 𝑎 −1 𝛾 𝑎 𝜂 𝑝𝑐 ) − 1) III.3.4.Bilan sur la turbine Entre l’entrée 3 et la sortie 4 de la turbine nous avons le bilan énergétique suivant [14]: |𝑊𝑡| = (1 + 𝑓)(ℎ3 − ℎ4) Ou : 𝑊𝑡 = (1 + 𝑓)𝐶 𝑝 𝑔 (𝑇3 − 𝑇4 ) Et le travail de la turbine est : 𝑊𝑡 = (1 + 𝑓)𝐶 𝑝 𝑔 . 𝑇𝑒.𝑡 (1 − ( 𝑃𝑠.𝑡 𝑃𝑒.𝑡 ) 𝛾 𝑔−1 𝛾 𝑔 𝜂 𝑝𝑡 ) Pour 𝐶 𝑝 𝑔 et 𝛾𝑔l'indice (g) veut dire les gaz de combustion qu’est le fluide de travail dans la turbine et f le facteur combustible-air (ṁ c/ṁ a). Et la puissance de la turbine pour un débit d’air 𝑚̇ 𝑎 donné est : 𝑃𝑡 = 𝑚̇ 𝑎 𝑊𝑡 Ou : 𝑃𝑡 = (𝑚̇ 𝑎 + 𝑚̇ 𝑐) 𝐶 𝑝 𝑔 . 𝑇3 (1 − ( 𝑃4 𝑃3 ) 𝛾 𝑔−1 𝛾 𝑔 𝜂 𝑝𝑡 ) [III.23b] [III.23c] [III.24a] [III.24b] [III.25a] [III.25b] [III.25c] [III.26a] [III.26b]
  50. 50. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 38 III.3.5.Bilan sur la chambre de combustion Pour une combustion adiabatique, il n’y a pas de travail, donc le bilan énergétique est comme suit [14]: ha2 + f hf0 = H3 = (1+ f ) hg3 Ou : ha2 : enthalpie de l’air a la sortie du compresseur. hf0 : enthalpie de combustible à (T0=T1). hg3 : enthalpie des gaz de combustion. La détermination de la chaleur ajoutée au système à la température ambiante, qui est la température d’entrée du compresseur (T0=𝑇1), peut être obtenue par l’équation d’équilibre de l’énergie : ha0 + f hf0 = 𝑄2−3 + (1+ f ) hg0 Ou : ha0 : enthalpie de l’air a T0 hg0 : enthalpie des gaz de combustion a T0 Q2-3 : la chaleur ajoutée au système En faisant la soustraction entre les équations [III.27] et [III.28] on obtient : (ha2 - ha0) + 𝑄2−3 = (1+ f ) (hg3 - hg0) Donc : 𝑄2−3 = (1+ f ) (hg3 - hg0) - (ha - ha0) Avec : 𝑄2−3 = 𝑓𝑡ℎ𝑒𝑜 . 𝑃𝐶𝐼 𝜂 𝑐𝑐 = 𝑓𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑓 𝑟𝑒𝑒𝑙 𝑄2−3 = 𝑓 𝑟𝑒𝑒𝑙 . 𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼 𝑓 𝑟𝑒𝑒𝑙 . 𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼 = (1 + 𝑓 𝑟𝑒𝑒𝑙 ) (ℎ𝑔3 − ℎ𝑔0) − (ℎ𝑎2 − ℎ𝑎0) [III.27] [III.28] [III.29a] [III.29b] [III.30a] [III.30b] [III.30c] [III.30d]
  51. 51. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 39 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙 = (ℎ𝑔3 − ℎ𝑔0) − (ℎ𝑎2 − ℎ𝑎0) 𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼− (ℎ𝑔3 − ℎ𝑔0) 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙 = 𝐶 𝑝 𝑔 (𝑇3 − 𝑇1 ) − 𝐶 𝑝 𝑎 (𝑇2 − 𝑇1 ) 𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼 − 𝐶 𝑝 𝑔 (𝑇3 − 𝑇1) PCI : Pouvoir calorifique inferieur. 𝜂 𝑐𝑐 : Rendement de la chambre de combustion. 𝑓𝑡ℎ𝑒𝑜 : Le facteur combustible-air théorique. 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙 : Le facteur combustible-air réel. III.3.6.Les paramètres de performances Le travail utile : 𝑊𝑢 = 𝑊𝑇 − 𝑊𝐶 Et si on remplace par les équations III.23c et III.25c : 𝑊𝑢 = (1 + 𝑓 ) 𝐶 𝑝 𝑔 . 𝑇3 (1 − ( 𝑃4 𝑃3 ) 𝛾 𝑔−1 𝛾 𝑔 𝜂 𝑝𝑡 ) − 𝐶 𝑝 𝑎 . 𝑇1 (( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 𝑎 −1 𝛾 𝑎 𝜂 𝑝𝑐 ) − 1) La puissance totale utile : 𝑃𝑢 = 𝑃𝑇 − 𝑃𝐶 Et si on remplace par les équations III.24a et III.26a : 𝑃𝑢 = 𝑚̇ 𝑎 (𝑊𝑡 − 𝑊𝐶) = 𝑚̇ 𝑎 𝑊𝑢 La puissance aux bornes de l’alternateur : 𝑃𝑏𝑎 = 𝑃𝑢 × 𝜂 𝑎𝑙𝑡 Avec 𝜂 𝑎𝑙𝑡 : Rendement de l’alternateur. Le rendement : Le rendement global réel du cycle peut être calculé par l’équation : 𝜂 𝑡ℎ = 𝑃𝑢 𝑄2−3 [III.33b] [III.33c] [III.33a] [III.32b] [III.32a] [III.34a] [III.31a] [III.31b]
  52. 52. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 40 Qu’on peut écrire comme : 𝜂 𝑡ℎ = 𝑊𝑢 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙. 𝑃𝐶𝐼 Ou : 𝜂 𝑡ℎ = (1 + 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙)𝐶 𝑝 𝑔 . 𝑇3 (1 − ( 𝑃4 𝑃3 ) 𝛾 𝑔−1 𝛾 𝑔 𝜂 𝑝𝑡 ) − 𝐶 𝑝 𝑎 . 𝑇1 (( 𝑃2 𝑃1 ) ( 𝛾 𝑎 −1 𝛾 𝑎 𝜂 𝑝𝑐 ) − 1) 𝑓𝑟𝑒𝑒𝑙. 𝑃𝐶𝐼 Le rendement aux bornes de l’alternateur : 𝜂 𝑏𝑎 = 𝜂 𝑡ℎ × 𝜂 𝑎𝑙𝑡 La consommation spécifique: 𝐶𝑆 = 3600 × 𝑓 × 𝑃𝐶𝐼 𝑤 𝑢 III.4. Etude du cycle réel de la turbine à gaz V94.3A1 III.4.1.Choix du modèle du fluide de travail Les propriétés Cp et γ du fluide de travail dans une turbine à gaz jouent un rôle important dans l'estimation des performances du cycle, et il est nécessaire de tenir compte des variations de valeur en raison de l'évolution des conditions de cycle. En général, la majorité des études sur les turbines à gaz considèrent que les gaz sont des gaz idéaux avec Cp variable qui est en fonction de la température seule. La même chose est vraie pour γ, car il est lié à Cp par : 𝛾 − 1 𝛾 = 𝑅 𝑀 𝐶 𝑝 Où R est la constante universelle des gaz et M la masse molaire du gaz qui peut être calculée comme suite [26]: 𝑀 = ∑ 𝑦𝑖 𝑀𝑖 = 1 ∑ 𝑧𝑖/𝑀𝑖 Avec : Mi la masse molaire de chaque constituant yi est la fraction molaire de chaque constituant zi est la fraction massique de chaque constituant [III.34b] [III.34c] [III.34d] [III.35] [III.37] [III.36]
  53. 53. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 41 En outre, la combustion du carburant modifie la composition du fluide de travail qui sera un mélange de gaz de combustion, donc ce changement est un autre facteur affectant la chaleur spécifique et l'indice isentropique. Toutefois, dans notre étude les propriétés de gaz sont prises en compte de façon rigoureuse dans les calculs, et Cp de l'air et les produits de combustion peuvent être exprimés par un polynôme en fonction de la température comme suit [1,24]: 𝐶 𝑝 = ( 𝑎 + 𝑏 𝑇 + 𝑐 𝑇 + 𝑑 𝑇)/𝑀 Avec (T en K, Cp en kJ/kg.K, M en g/mol), ou les coefficients a, b, c et d sont donnés dans l’Annexe 1. En outre, la variation d’enthalpie pour un gaz idéal est en fonction de la température seulement : 𝑑ℎ = 𝑐 𝑝 𝑑𝑇 Si on intègre l’équation [III.39] entre 2 point 1 et 2 : ℎ2 − ℎ1 ≅ 𝑐 𝑝,𝑎𝑣𝑔(𝑇2 − 𝑇1) Ou cp,avg est la capacité calorifique a pression constante du gaz à la température moyenne (𝑇2+𝑇1) 2 [24]. III.4.1.1. Etude de l’humidité L’air contient également de la vapeur d'eau, qui doit être incluse en tant que son influence est tout à fait remarquable à des températures ambiantes élevées. Pour déterminer la quantité de vapeur d'eau présente dans l'air, nous avons besoin de connaître la pression ambiante, la température et l'humidité. La composition de l'air humide peut être exprimée en termes d'humidité relative 𝜑, elle peut être écrite comme suit: 𝜑 = 𝑝 𝑣 𝑝𝑠 × 100 Où Pv et Ps sont la pression de vapeur d'eau et la pression de vapeur saturée, respectivement. La pression de vapeur saturée Ps peut être déterminé par [3]: 𝑝𝑠 = (1.0007 + 3.46 10−5 × 𝑃𝑎𝑚𝑏) × 0.61121 × 𝑒𝑥𝑝(17.502∗(𝑇 𝑎𝑚𝑏−273.15)/(𝑇 𝑎𝑚𝑏−32.25)) Où: Ps (kPa) La pression ambiante 𝑃𝑎𝑚𝑏 (kPa) La température ambiante 𝑇𝑎𝑚𝑏 (K). [III.38] [III.39] [III.40] [III.41] [III.42]
  54. 54. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 42 La composition de l'air humide peut être exprimée avec un autre terme qui est l'humidité absolue 𝜔, elle peut être écrite comme suit: 𝜔 = 𝑚 𝑣 𝑚 𝑎 Ou : (𝑚 𝑣) est la masse de la vapeur d’eau ; (𝑚 𝑎) est la masse de l’air. On peut relier l'humidité absolue à Pv et à la Pamb par la loi de Dalton: 𝜔 = 6.112 × 𝑝 𝑣 𝑃𝑎𝑚𝑏 − 𝑝 𝑣 Et la capacité calorifique a pression constante de l’air humide peut être calcule par la relation suivante [3]: 𝑐 𝑝,𝑎𝑖𝑟 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑒 = (𝑐 𝑝,𝑎𝑖𝑟 + 𝜔 𝑐 𝑝,𝐻2 𝑂) 1 + 𝜔 D’après l’équation [III.37] la masse molaire de l’air humide est : 𝑀 𝑎𝑖𝑟 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑒 = 1 1/(1 + 𝜔) 28.97 + 𝜔/(1 + 𝜔) 18 M est en (g/mol). III.4.1.2. Etude des gaz de combustion D’après l’analyse chromatographique du gaz naturel de la centrale (Voir Annexe 2) on a : 83.50 (CH4 + 2 O2 → CO2 + 2 H2O) + 06.90 (C2H6 + 7 2 O2 → 2 CO2 + 3 H2O) + 02.10 (C3H8 + 5 O2 → 3 CO2 + 4 H2O) + (0.35+0.53) (C4H10 + 13 2 O2 → CO2 + 2 H2O) + (0.11+0.12) (C5H12 + 8 O2 → 5 CO2 + 6 H2O) + 00.14 (C6H14 + 19 2 O2 → 6 CO2 + 7 H2O) Donc le nombre de mole d’O2 nécessaire pour la combustion d’une mole de combustible est : N(O2) = 1 100 (83.5×2 + 6.9× 7 2 + 2.1×5 + 0.88× 13 2 + 0.23×8 + 0.14× 19 2 ) N (O2) = 2.1054 mol O2 / mol combustible Nombre de mole d’air nécessaire pour la combustion d’une mole de combustible est : L’air sec est constitue en fraction molaire de 79.05% N2 et 20.95% O2 D’où : N (air) = 2.1054/0.2095 mol d’air / mol combustible N (air) = 10.05 mol d’air / mol combustible [III.43] [III.44] [III.45]
  55. 55. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 43 La masse molaire de l’air sec : Mair_sec = ∑ 𝑦𝑖 × 𝑀𝑖 =28.97 g/mol mair_sec = 10.05*28.97 = 291.15 𝑔 𝑎𝑖𝑟_𝑠𝑒𝑐 / mol combustible La masse molaire de combustible : Mcomb = ∑ 𝑦𝑖 × 𝑀𝑖 M = 1 100 (83.5×16 + 6.9×30+ 2.1×44 + 0.88×58+ 0.23×72 + 0.14×86+5.85×28+0.21×44) Mcomb = 18.88 g/mol D’où le rapport air combustible (Air Fuel Ratio) théorique est : AFRtheo = 291.15 /18.88 gair_sec / gcombustible AFRtheo = 15.42 gair_sec / gcombustible La combustion complète d’une mole de combustible nous donne : 1 molecomb+10.05 moled’air 1.0527 CO2+2.1054 H2O+7.945 N2+0.0604 N2+0.0021 CO2 La masse molaire des produits est : Mprod = ∑ 𝑦𝑖 ∗ 𝑀𝑖= 27.66 g/mol Le Cp des produits de la combustion stœchiométrique est : 𝑐 𝑝,𝑝𝑟𝑜𝑑 = (∑ 𝑦𝑖 ∗ 𝑐 𝑝𝑖) 𝑀 𝑝𝑟𝑜𝑑 ⁄ Les coefficients a, b, c et d sont donnés dans l’Annexe 3. La capacité calorifique à pression constante (Cp) des gaz d’échappement pour un rapport combustible-air (f) et une humidité absolue (w), donnés pour 1kg d’air humide peut être calcule par la relation : 𝐶 𝑝,𝑔 = 𝛼 × 𝐶 𝑝,𝑝𝑟𝑜𝑑 + 𝛽 × 𝐶 𝑝,ℎ2 𝑜 + 𝛿 × 𝐶 𝑝,𝑎𝑖𝑟 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑒 Les coefficients 𝛼, 𝛽 et 𝛿 sont obtenus à partir d’un bilan fait au niveau de la chambre de combustion (Voir Annexe 4). Ces coefficients sont comme suit :  𝛼 = [(1 + 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜) × 𝑓]/(1 + 𝑓) : La fraction massique des produits de la combustion.  𝛽 = [𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓 × 𝑤]/(1 + 𝑓) : La fraction massique de la quantité de vapeur eau qui accompagne la quantité d’air théorique nécessaire pour la combustion.  𝛿 = [1 − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓): La fraction massique de la quantité d’air humide en excès. [III.46] [III.47]
  56. 56. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 44 III.4.2.Evaluation des performances de la turbine à gaz V94.3A1 Le schéma suivant explique le fonctionnement de la turbine à gaz V94.3A1 : Figure III.4 : Fonctionnement de la turbine à gaz V94.3A1. Tel que : 𝑇01 La température de l’air à l’entrée du compresseur 𝑇05 La température de l’air au niveau de 5ème étage de compresseur 𝑇06 La température de l’air au niveau de 10ème étage de compresseur 𝑇07 La température de l’air au niveau de 15ème étage de compresseur 𝑇02 La température de l’air à la sortie du compresseur 𝑇08 La température de l’air à l’entrée du 1 𝑒𝑟 étage de turbine 𝑇09 La température à la sortie du 1 𝑒𝑟 étage de la turbine 𝑇10 La température à l’entrée du 2é𝑚𝑒 étage de la turbine 𝑇11 La température à la sortie du 2é𝑚𝑒 étage de la turbine 𝑇12 La température à l’entrée du 3é𝑚𝑒 étage de la turbine 𝑇13 La température à la sortie du 3é𝑚𝑒 étage de la turbine 𝑇14 La température à l’entrée du 4é𝑚𝑒 étage de la turbine 𝑇04 La température à la sortie de la turbine 𝑒1, 𝑒2, 𝑒3 𝑒𝑡 𝑒4 Fraction des débits d’air, respectivement dans les étages 5, 10, 15 ,17.
  57. 57. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 45 III.4.2.1. Modélisation de la compression D’après l’équation [III.20] la température à la sortie du compresseur est : 𝑇02 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 )  La température de l’air au niveau du 5ème étage du compresseur [14]: 𝑇05 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) 5 𝑛 Où n est le nombre des étages du compresseur (dans notre cas c’est 17 étages) donc : 𝑇05 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) 5 17  La température de l’air au niveau du 10ème étage du compresseur : 𝑇06 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) 10 17  La température de l’air au niveau du 15ème étage du compresseur : 𝑇07 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) 15 17  La température de l’air à la sortie du compresseur (au niveau du 17ème étage) : 𝑇02 = 𝑇01 ( 𝑃02 𝑃01 ) ( 𝛾 −1 𝛾 𝜂 𝑝𝑐 ) Le coefficient γ, calculé à partir de l’équation [III.36], est donné par : γ − 1 γ = R 𝑀 𝑎𝑖𝑟 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑒 × Cpa,avg En utilisant les fractions des débits d’air des différents points de soutirage (e1, e2, e3 et e4), le travail de compression, calculé à partir de l’équation [III.23b] est : 𝑤𝑐 = [𝐶𝑝 𝑎,𝑎𝑣𝑔(𝑇05 − 𝑇01) + (1 − 𝑒1)𝐶𝑝 𝑎 ,𝑎𝑣𝑔(𝑇06 − 𝑇05) + (1 − 𝑒1 − 𝑒2)𝐶𝑝 𝑎,𝑎𝑣𝑔(𝑇07 − 𝑇06) + (1 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3)𝐶𝑝 𝑎,𝑎𝑣𝑔(𝑇02 − 𝑇07)]/𝜂 𝑚,𝑐 Avec 𝜂 𝑚,𝑐 : Le rendement mécanique du compresseur ≅ 0.99 [III.48a] [III.48b] [III.48c] [III.48d] [III.49]
  58. 58. Chapitre III Étude thermodynamique du cycle actuel et des cycles avancés 46 III.4.2.2. Modélisation de la chambre de combustion En réalité la quantité d’air qui entre dans la chambre de combustion est : (1 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3 − 𝑒4) D’après l’équation [III.31b] on peut écrire: 𝑓 = (1 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3 − 𝑒4) (𝐶𝑝 𝑔,𝑎𝑣𝑔(𝑇03 − 𝑇01) − (𝐶𝑝 𝑎,𝑎𝑣𝑔(𝑇03 − 𝑇01)) 𝜂 𝑐𝑐 𝑃𝐶𝐼 − 𝐶𝑝 𝑔,𝑎𝑣𝑔(𝑇03 − 𝑇01) Et d’après l’équation [III.47]:  𝛿 𝑐𝑐 = [(1 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3 − 𝑒4) − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓) III.4.2.3. Modélisation de la détente Si on fait un bilan à l’entrée du 1er étage de la turbine, on aura [14]: (1 + 𝑓 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3 − 𝑒4) 𝐶𝑝 𝑔03 𝑇03 + 𝑒4 𝐶𝑝 𝑎02 𝑇02 = (1 + 𝑓 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3) 𝐶𝑝 𝑔08 𝑇08 𝑇08 = (1 + 𝑓 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3 − 𝑒4) 𝐶𝑝 𝑔03 𝑇03 + 𝑒4 𝐶𝑝 𝑎02 𝑇02 (1 + 𝑓 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3) 𝐶𝑝 𝑔08 Et d’après l’équation [III.37] la masse molaire au niveau du 1er étage est: 𝑀1𝑒𝑟,étagé = 1 𝛼 27.66 + 𝛽 18 + 𝛿1𝑒𝑟,𝑒𝑡𝑎𝑔𝑒 𝑀 𝑎𝑖𝑟 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑒 Avec : 𝛿1𝑒𝑟,𝑒𝑡𝑎𝑔𝑒 = [(1 − 𝑒1 − 𝑒2 − 𝑒3) − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓) Et de la même manière 𝑀2𝑒𝑚𝑒,étagé, 𝑀3𝑒𝑚𝑒,étagé 𝑒𝑡 𝑀4𝑒𝑚𝑒,étagé sont calculé avec : 𝛿2𝑒𝑚𝑒,𝑒𝑡𝑎𝑔𝑒 = [(1 − 𝑒1 − 𝑒2) − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓) 𝛿3𝑒𝑚𝑒,𝑒𝑡𝑎𝑔𝑒 = [(1 − 𝑒1) − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓) 𝛿4𝑒𝑚𝑒,𝑒𝑡𝑎𝑔𝑒 = [1 − (1 + 𝑤) × 𝐴𝑅𝐹𝑡ℎ𝑒𝑜 × 𝑓]/(1 + 𝑓)  La température à la sortie du 1er étage de la turbine [14] : 𝑇09 = 𝑇08 ( 𝑃03 𝑃04 ) ( 𝛾 −1 𝛾 )𝜂 𝑃𝑇 1 m Avec m est le nombre des étages de la turbine (dans notre cas c’est 4 étages) donc : 𝑇09 = 𝑇08 ( 𝑃03 𝑃04 ) ( 𝛾 −1 𝛾 )𝜂 𝑃𝑇 1 4 [III.50] [III.51a] [III.51b] [III.52] [III.53a] [III.53b]

×