Cours Turbo

8/3/2019 Cours Turbo

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Thermodynamique des machines thermiquesCours de Master 1 MGM (Méca Génie Méca)

Gilles Foucault (UJF)

F ́ evrier

Gilles Foucault (UJF) () Thermodynamique des machines thermiques F ́ evrier 1 / 34



Plan du cours

1 Rappels de thermodynamique

2

Les moteurs à 4 temps3 Les turbomoteurs (turbines à gaz)

4 Les turboréacteurs

5 Les machines à vapeur

Dans chaque cas : analyse énergétique du cycle de base et

présentation des améliorations classiques.




Turbines à gaz

Cycle de Brayton

Chambre de combustion

Compresseur Turbine

1

2 3

4air échappement

T

S

T 1

T 2

T 3

1

2

3

42’ 4’

P = C te

P = C te




Turbines à gaz




3 composants principaux

Turbocompresseurs et turbines

Chambre de combustionEchangeurs




Thermodynamique de la compression

Pour une compression idéale isentropique :

Rapport thermique de compression (1 = entrée ; 2 = sortie) :

λ=T 2

T 1=

P 2

P 1

γ −1γ

Travail massique de compression :

W c = H 2−H 1 = CpT 2−C p T 1 = C p T 1(λ−1)

1

2

T

S





Pour une compression réelle adabatique :

Rapport thermique de compression (1 = entrée ; 2’ = sortie) : T 2 > T 2

1

2

T

S

2’

Travail massique de compression :

W c = H 2−H 1 = CpT 2−C p T 1

Le rendement isentropique déterminé expérimentalement :

ηc =W c

W c

=H 2−H 1

H 2−

H 1=

T 2−T 1

T 2−

T 1





On montre facilement que le travail massique de compression :

W c =H 2−H 1 =CpT 2−C p T 1 =C p T 1

ηc

(λ−1)=C p T 1

ηc

P 2

P 1

γ −1γ

−1

Rapport de compression par étage limité en pratique :compresseurs axiaux : vitesse circonférentielle limitée

compressions étagées




Thermodynamique de la détente

Pour une compression réelle adabatique :

Rapport thermique de détente (1 = entrée ; 2’ = sortie) : T 2 > T 2

1

2

T

S

2’

Travail massique de détente :

W t = H 2−H 1 = CpT 2−C p T 1

Le rendement isentropique déterminé expérimentalement :

ηt =H 2−H 1

H 2−

H 1

=T 2−T 1

T 2−

T 1




Thermodynamique de la détente

T 2 = T 1

1−ηt

1−P 2

P 1 γ −1

γ

W t = C p T 1

P 2

P 1γ −1γ

−1

×ηt




Turbocompresseurs

2 types de compresseurs/turbines :

Centrifuge Axial




Turbocompresseur axial

The Jet Engine, Rollce−Royce ed 5




Turbocompresseur axial multiétagé

The Jet Engine, Rollce−Royce ed 5




Turbocompresseur centrifuge




Chambres de combustion




Chambres de combustion

Combustion complète, Pertes.




Contraintes technologiques

tenue des aubes de la turbine jusqu’à T 3 = 1400 C !

matériaux : céramique, aciers alliés

excès d’air important pour abaisser la température d’entrée turbine

rejet de l’air à 600 C environ !




Résistance thermique des aubes




Refroidissement des aubes


R f idi d b





R f idi d b





C l é l té i ti d



Cycle réel : caractéristiques des gaz


C l é l té i ti d



Cycle réel : caractéristiques des gaz

caractéristiques fractionnées des gaz :

Air froid 1γ =

1.4 C p =

1 kJ/kg

Air chaud 2’ γ = 1.4 C p = 1 kJ/kg

Gaz brûlés 3 γ g = 1.34 C pg = 1.17 kJ/kg

Gaz brûlés 4’ γ g = 1.34 C pg = 1.17 kJ/kg

Rapports thermiques fractionnés :

λ=T 2

T 1=

HP

BP

γ −1γ

λg =T 3

T 4=HP

BP

γ g −

1

γ g


Consommation spécifiq e



Consommation spécifique

Quantité de combustible (en g) nécessaire pour produite 1 kWh :

CS = 3 600 000ηth ×PCI

avec

CS en g/kWh

PCI en kJ/kg pouvoir calorifique inférieur


Régénération



Régénération

Si T 4 > T 2 il est possible d’utiliser la chaleur des gaz d’échappement (

≈500o C ) pour préchauffer l’air :

C

D

1

2

2R

3

4

4R

Air aspiré Echappement

Air préchauffé

Combustion

T

S

1

3

2’

4’dT2R

4R

Régénérateur

dT

Compression

Régénérateur

Détente

Coefficient d’efficacité régénération :

Σ =T 2R −T 2T 4−T 2

=T 4−T 4R

T 4−T 2


Echangeurs tubes et calandre



Echangeurs tubes et calandre


Echangeurs à plaques



Echangeurs à plaques


Echangeurs : efficacité et températures



Echangeurs : efficacité et températures

Hypothèse C p identique entre fluides chaud et froid.

Tce

Tfe

Tcs

Tfs

échangeur à contre−courant

fluide froid

fluide chaudmc

mf

x xx=0 x=L

TC

Tce

Tcs

Tfs

Tfe

DT max

x=0 x=L

∆T = T fs −T fe = T cs −T ce


Compression bi étagée



Compression bi-étagée

air

air

Etage 1 Etage 2

P1

P’

P2

T1

T1

T’ T1

T2

P’Rapport de compression et

thermique par étage

identiques

λ1 = λ2 =√λ

W c =W 1+W 2 = 2C p T 1(√λ−1)

W

W =

2√λ+1






0.75

0.8

0.85

0.9

0.95

1

5 10 15 20 25 30

R a t i o

Rapport de compression

Ratio travail bi-etage par rapport mono-etage

r(x)

FIGURE: rapport travail bi-étagé / mono-étagé


Combustion séquentielle




air

Etage 1Etage 2

Comb 1 Comb 2

Rapport de détente et thermique par étage identiques

λ1 = λ2 = λg La détente se rapproche d’une isotherme.


Combinaison



Combinaison



Régénération

air

air

Etage 1 Etage 2

P1

P’

P2

T1

T1

T’ T1

T2

P’air

Etage 1 Etage 2

Comb 1 Comb 2

Echappement

2’

3 3a

3i

4

5

On se rapproche du cycle de Carnot : cylce de rendement optimal.


Cycle combinés



Cycle combinés

Chambre de combustion

CompresseurTurbine

gaz

1

2 3

4

air

gaz comburés

Alternateur

1

gaz comburésEchangeur

Eau

Vapeur

Pompes

Alternateur

2

Turbine

vapeur

FIGURE: Schéma d’une installation à cycles combinés


Co-génération



Co génération

Co-génération : utilisation des gaz d’échappement pour chauffage des

batiments, piscines, serres...

Cycle combiné

Turbine gaz − vapeur

Turbine à gaz

(rendement 38 %)

Electricité

(Transfert 62%)

Turbine à vapeur

(rendement 28 %)

Electricité

(rendement 55%)

Cycle cogénération

Turbine à gaz

(rendement 38 %)

Electricité

(Transfert 62%)

Echangeur de

chaleur

(rendement 82 %)

Chaleur

(rendement 88%)


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