UTILISATEURS ET CHOIX DES COMPRESSEURS

Cours rdig par Monsieur GRAILLE

2.3

Intervenant : Monsieur Benot CAZENAVE Ingnieur au Dpartement Transport Centre dexpertise et de Services Direction Production Transport GAZ DE FRANCE

Ce document nest diffusable quen accompagnement dune action de formation

TRAN.91.1.GRAI

CONCEPTION, CONSTRUCTION ET EXPLOITATION DES RESEAUX DE TRANSPORT DE GAZ

UTILISATIONS ET CHOIX DES COMPRESSEURS

INTRODUCTION GENERALE .............................................................................. 8 PRESENTATION DE LEXPOSE........................................................................... 8 PREMIERE PARTIE .............................................................................................. 11 CARACTERISTIQUES GENERALES DEFINISSANT UN PROBLEME DE COMPRESSION................................................................. 11 1 1.1 1.2 1.3 1.4 2 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 2.5.1 2.5.2 3 3.1 3.2 3.3 3.4 PARAMETRES DE DEFINITION DUN PROBLEME DE COMPRESSION 12 NATURE DU GAZ A COMPRIMER ................................................................................... 12 DBIT MASSE A COMPRIMER ........................................................................................ 12 CONDITIONS DASPIRATION ......................................................................................... 12 PRESSION DE REFOULEMENT ....................................................................................... 12 GRANDEURS CARACTERISTIQUES NECESSAIRES POUR LETUDE DUN PROBLEME DE COMPRESSION............................................................. 13 DBIT-VOLUME L'ASPIRATION.................................................................................. 13 TAUX DE COMPRESSION............................................................................................... 13 HAUTEUR DE REFOULEMENT ADIABATIQUE ................................................................ 13 PUISSANCE DE COMPRESSION ...................................................................................... 14 TEMPRATURE DE REFOULEMENT ............................................................................... 15 Temprature de refoulement adiabatique (rversible) ............................................... 15 Temprature de refoulement relle ............................................................................ 15 ANALYSE DES PRINCIPAUX CAS RENCONTRES........................................ 16 ENLVEMENT A UNE FRONTIRE OU SUR UN CHAMP DE PRODUCTION : STATION DE TTE DE RSEAU....................................................................................... 16 RECOMPRESSION SUR GAZODUC : STATION DE GAZODUC ............................................ 16 INJECTION ET SOUTIRAGE DANS UN STOCKAGE SOUTERRAIN ....................................... 18 RINJECTION DANS UN GISEMENT DE PTROLE ............................................................ 19

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DEUXIEME PARTIE.............................................................................................. 20 LES DIFFERENTS TYPES DE MATERIEL UTILISES POUR LA COMPRESSION DU GAZ COMPRESSEURS ET ORGANES D'ENTRAINEMENT.................................................................... 20 1 1.1 1.2 1.2.1 1.2.2 1.2.31.2.3.1 1.2.3.2

COMPRESSEURS CENTRIFUGES ..................................................................... 22 CONCEPTION DENSEMBLE - PRINCIPAUX LMENTS CONSTITUTIFS ............................ 22 CARACTRISTIQUES DE FONCTIONNEMENT - COURBE HAUTEUR/DBIT VOLUME......... 23 Hauteur thorique de refoulement.............................................................................. 23 Triangle des vitesses et relations dEULER............................................................... 25 Caractristiques de fonctionnement dun tage de compression Relation entre hauteur et dbit volume ...................................................................... 26Caractristique thorique : droite thorique des hauteurs ...................................................... 26 Caractristique relle.............................................................................................................. 27

1.2.4 1.2.51.2.5.1 1.2.5.2 1.2.5.3 1.2.5.4

Influence de linclinaison des aubages....................................................................... 31 Plage utile de fonctionnement dun compresseur centrifuge ..................................... 32Limitation vers les bas dbits - courbe de pompage............................................................... 32 Limitation vers les hauts dbits, gavage................................................................................. 34 Limitation par la vitesse ......................................................................................................... 35 Plage utile de fonctionnement ................................................................................................ 35

1.2.6 1.3 1.4 1.5

Courbes dexploitation ............................................................................................... 36 DOMAINE DUTILISATION ............................................................................................ 39 PERFORMANCES - INFLUENCE DU TAUX DE COMPRESSION........................................... 40 CHOIX DUN COMPRESSEUR CENTRIFUGE ADAPTE AUX CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT DUN RESEAU DE TRANSPORT : MONTAGE EN SRIE. MONTAGE EN PARALLLE. MONTAGE EN SRIE PARALLLE......................................... 42 Courbe Hauteur - Dbit-Volume................................................................................ 42Principe de dtermination....................................................................................................... 42 Analyse des paramtres intervenant sur la courbe rseau H = f (Q) ...................................... 43

1.5.11.5.1.1 1.5.1.2

1.5.21.5.2.1 1.5.2.2

Choix dun ou des compresseurs centrifuges. Diffrents montages possibles : srie, parallle, srie-parallle................................. 46Choix initial............................................................................................................................ 46 Adaptation lvolution du rseau......................................................................................... 52

1.6 1.6.11.6.1.1 1.6.1.2 1.6.1.3 1.6.1.4 1.6.1.5

CARACTRISTIQUES TECHNIQUES OU TECHNOLOGIQUES PRINCIPALES ........................ 53 Conception densemble.............................................................................................. 54Dans le cas dun rotor sur 2 paliers du type poutre ................................................................ 55 Dans le cas de rotor en porte--faux....................................................................................... 56 Diffuseurs ............................................................................................................................... 56 Nombre de roues .................................................................................................................... 57 Compresseurs srie-parallle.................................................................................................. 57

1.6.2 1.6.3

Pousse sur larbre ..................................................................................................... 57 Vitesses critiques........................................................................................................ 58

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1.6.41.6.4.1 1.6.4.2

Etanchit. Compresseurs tanches larrt .............................................................. 58Etanchit classique ............................................................................................................... 58 Compresseurs tanches larrt ............................................................................................. 60

1.6.51.6.5.1 1.6.5.2 1.6.5.3 1.6.5.4

Dispositions techniques ou technologiques particulires........................................... 60Compresseur centrifuge haute vitesse, taux de compression lev ..................................... 60 Compresseurs de gazoduc entre axiale grand dbit et haut rendement ........................... 62 Joint dtanchit sec.............................................................................................................. 64 Paliers magntiques................................................................................................................ 65

2 2.1 2.2 2.2.1 2.2.2 2.2.3 2.2.4 2.2.5 2.3 2.4 2.4.1 2.4.2 2.4.3 2.4.4 2.5 2.6 2.7 2.7.12.7.1.1 2.7.1.2

COMPRESSEURS A PISTONS............................................................................. 67 PRINCIPAUX LMENTS CONSTITUTIFS ........................................................................ 67 CARACTRISTIQUES DE FONCTIONNEMENT ................................................................. 67 Diagramme thorique................................................................................................. 68 Diagramme rel - Les diffrentes pertes .................................................................... 68 Pulsations de pression ................................................................................................ 69 Rendement nergtique.............................................................................................. 70 Calcul des principaux paramtres de fonctionnement ............................................... 71 DOMAINE DUTILISATION ............................................................................................ 73 COURBES CARACTRISTIQUES ..................................................................................... 74 Diagramme (p1, p2)..................................................................................................... 74 Paramtres dexploitation dun compresseur piston ............................................... 75 Rglage discontinu et contrle du dbit et du couple par variation despaces morts. 75 Rglage continu et contrle du dbit et du couple par action sur les clapets daspiration ........................................................................ 76 PERFORMANCES - INFLUENCE DU TAUX DE COMPRESSION........................................... 79 CHOIX DUN COMPRESSEUR A PISTON ADAPTE AUX CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT DUN RESEAU DE TRANSPORT - CHOIX DES ESPACES MORTS..... 79 CARACTRISTIQUES TECHNIQUES OU TECHNOLOGIQUES PRINCIPALES ........................ 80 Conception densemble.............................................................................................. 80Bouteilles raccordes par en bas............................................................................................. 80 Augmentation du diamtre des tuyauteries de liaison aux bouteilles et des passages internes correspondant des sections de deux trois fois plus grandes que pour les cylindres classiques ....................................... 81 Clapets .................................................................................................................................... 81 Utilisation de cylindres en bloc .............................................................................................. 82

2.7.1.3 2.7.1.4

2.7.2 3 3.1 3.2 3.2.1 3.2.2 3.3 3.3.1

Lubrification . Compresseurs pistons secs .............................................................. 82 TURBINES A GAZ.................................................................................................. 83 PRINCIPAUX LMENTS CONSTITUTIFS ........................................................................ 83 PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT .................................................................................. 83 Principe gnral.......................................................................................................... 83 Diffrents types de turbines ....................................................................................... 85 PRINCIPALES CARACTRISTIQUES TECHNIQUES ........................................................... 85 Rendements du compresseur dair et de la turbine de dtente ................................... 864/184

3.3.2 3.3.33.3.3.1 3.3.3.2 3.3.3.3 3.3.3.4

Rapport de pression du compresseur dair ................................................................. 86 Temprature maximale du cycle ................................................................................ 88Alliages utiliss ...................................................................................................................... 89 Rfrigration interne des aubages fixes et mobiles ................................................................ 92 Protection contre la corrosion : revtements protecteurs........................................................ 95 Remarque : conception arodynamique du premier tage de la turbine HP........................... 96

3.4 3.5 3.5.1 3.5.23.5.2.1 3.5.2.2 3.5.2.3

TURBINES INDUSTRIELLES HEAVY-DUBY ET TURBINES INDUSTRIELLES DRIVES DE LARONAUTIQUE .................................................................................. 97 RCUPRATION DE LNERGIE THERMIQUE A LCHAPPEMENT DES TURBINES A GAZ.. 98 Rcupration directe entre les gaz dchappement et lair de combustion .............. 100 Cycles combins (voir figure n 3.18) ..................................................................... 101Cycles avec turbines vapeur .............................................................................................. 101 Cycles deux fluides intgrs gaz et vapeur (cycle de Cheng)............................................ 102 Cycles de cognration......................................................................................................... 102

3.6 3.6.1 3.6.2 3.6.3 3.6.4 3.7 3.8 3.9 3.9.1 3.9.23.9.2.1 3.9.2.2

PERFORMANCES ET COURBES CARACTRISTIQUES .................................................... 103 Puissance et rendement ............................................................................................ 103 Influence des conditions extrieures ........................................................................ 103 Influence des pertes de charge dans les conduits et appareils placs lentre et la sortie de la turbine gaz ..................................................... 104 Consommation dhuile ............................................................................................. 104 CARACTRES SPECIFIQUES DES TURBINES A GAZ - AUXILIAIRES................................ 104 GROUPES COMPRESSEURS CENTRIFUGES ENTRAINS PAR TURBINES A GAZ ............... 106 ANALYSE DE LVOLUTION DES TURBINES A GAZ : TECHNOLOGIE ET PERFORMANCES107 Evolution gnrale - Turbines de 2me gnration.................................................. 107 Dveloppements rcents........................................................................................... 110Dans le domaine des moyennes puissances (infrieures 10 MW)..................................... 110 Dans le domaine des grosses puissances (suprieures 10 MW)..................................... 113

3.9.3 3.9.4 3.10 4 4.1 4.2 4.3 4.3.14.3.1.1 4.3.1.2 4.3.1.4 4.3.1.5 4.3.1.6

Evolution future possible ......................................................................................... 115 Machines rfrigration dair et rcuprateur ......................................................... 117 TURBINES A GAZ DISPONIBLES SUR LE MARCHE ........................................................ 118 MOTEURS A GAZ ................................................................................................ 121 PRINCIPAUX LMENTS CONSTITUTIFS ...................................................................... 121 PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT ................................................................................ 121 PRINCIPALES CARACTRISTIQUES TECHNIQUES ......................................................... 123 Rendement thermique .............................................................................................. 123Rendement thermodynamique thorique.............................................................................. 123 Rendement de forme f ........................................................................................................ 125 Rendement mcanique m .................................................................................................... 126 Rendement indiqu i ........................................................................................................... 126 Relation entre les rendements............................................................................................... 126

4.3.2 4.3.3

La pression moyenne effective................................................................................. 127 Vitesse et cylindre .................................................................................................. 1305/184

4.3.4 4.4 4.4.1 4.4.2 4.4.3 4.5 4.51 4.5.2 4.6. 4.7. 4.7.1 4.7.2. 4.7.3 4.8 5 5.1 5.2 5.3 5.3.1 5.3.2 5.3.3 5.3.4 5.4 5.4.1 5.4.2 5.5.3 5.5 5.6 5.6.1 5.7 5.7.1 5.7.25.7.2.1 5.7.2.2

Puissance .................................................................................................................. 133 PERFORMANCES ........................................................................................................ 133 Puissance et rendement ............................................................................................ 133 Influence des conditions extrieures ........................................................................ 134 Consommation dhuile ............................................................................................. 135 AUXILIAIRES ............................................................................................................. 135 Auxiliaires propres la machine.............................................................................. 135 Auxiliaires extrieurs la machine .......................................................................... 139 GROUPES COMPRESSEURS A PISTONS ENTRAINS PAR MOTEURS A GAZ INTEGRES CONCEPTION DENSEMBLE - MOBILIT ..................... 139 DVELOPPEMENTS TECHNIQUES RECENTS ................................................................. 141 Moteur gaz haut rendement, et faible pollution.................................................. 141 Amlioration de lquilibrage des machines............................................................ 142 Dveloppement des machines rapides de petite puissance entranes par moteurs spars................................................................................. 143 APPAREILS DISPONIBLES SUR LE MARCHE ................................................................. 143 LES MOTEURS ELECTRIQUES ....................................................................... 147 CONSTITUTION GNERALE DES MACHINES LECTRIQUES .......................................... 147 PRINCIPE DE FONCTIONNEMENT ET PRINCIPAUX TYPES DE MOTEURS ........................ 148 MOTEURS ASYNCHRONES .......................................................................................... 150 Principe gnral........................................................................................................ 150 Fonctionnement larrt .......................................................................................... 151 Fonctionnement en charge ....................................................................................... 152 Dmarrage ................................................................................................................ 154 MOTEURS SYNCHRONES ............................................................................................ 154 Principe gnral........................................................................................................ 154 Fonctionnement larrt - Dmarrage ..................................................................... 155 Fonctionnement en charge ....................................................................................... 156 AVANTAGES ET INCONVENIENTS DES MOTEURS ASYNCHRONES ET SYNCHRONES - CHOIX ENTRE LES DEUX TYPES DE MOTEUR ................................. 156 DIFFRENTES TECHNOLOGIES DE RALISATION POUR LUTILISATION DANS LES STATIONS DE COMPRESSION ..................................... 157 Performances : rendement - Puissance..................................................................... 158 DISPOSITIFS DE VARIATION DE VITESSE ..................................................................... 159 Cascade hyposynchrone ........................................................................................... 159 Variation de la frquence de la tension dalimentation du moteur .......................... 161Cyclo-convertisseur.............................................................................................................. 161 Systmes Redresseur-onduleur............................................................................................. 163

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TROISIEME PARTIE........................................................................................... 166 ASPECTS ECONOMIQUES : INVESTISSEMENTS ET CHARGES DEXPLOITATION............................. 166 1 IMPORTANCE DES STATIONS DE COMPRESSION DANS LA DETERMINATION DE LA CONFIGURATION OPTIMALE DUN RESEAU DE TRANSPORT ...................................................................... 167 INVESTISSEMENTS ............................................................................................ 168 PRINCIPE DLABORATION DU PRIX DUNE STATION DE COMPRESSION ...................... 168 NIVEAUX DE PRIX DE QUELQUES TYPES DE MATRIEL ............................................... 172 INFLUENCE DES PERFORMANCES DE LAPPAREIL SUR LINVESTISSEMENT INITIAL ..... 174 VALEURS DE RCUPERATION ..................................................................................... 174 CHARGES DEXPLOITATION.......................................................................... 174 CHARGES DNERGIE................................................................................................. 175 Rendement des appareils.......................................................................................... 175 Prix unitaire de lnergie.......................................................................................... 176 CHARGES DENTRETIEN ET DE FONCTIONNEMENT ..................................................... 177 COMPARAISON ECONOMIQUE DES DIFFERENTS TYPES DAPPAREILS...................................................... 178 PARAMTRES A DEFINIR POUR FAIRE UNE COMPARAISON CONOMIQUE .................... 178 PRINCIPE DE COMPARAISON CONOMIQUE ................................................................ 178 DOMAINE CONOMIQUE DUTILISATION DES DIFFRENTS TYPES DE MATRIEL ......... 179 INTRT ECONOMIQUE DE LUTILISATION DUN RCUPERATEUR OU DUN CYCLE COMBINE SUR LES TURBINES A GAZ .................................................. 181 CONCLUSION....................................................................................................... 182 CHOIX DUN TYPE DAPPAREIL.................................................................... 182

2 2.1 2.2 2.3 2.4 3 3.1 3.1.1 3.1.2 3.2 4 4.1 4.2 4.3 4.4

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INTRODUCTION GENERALE

PRESENTATION DE LEXPOSE

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Les stations de compression jouent un rle important dans lexploitation dun rseau de transport. Rgulirement reparties sur chaque artre, elles permettent de relever, au plus prs de sa valeur maximale autorise, la pression de transport et dassurer ainsi la fois du point de vue technique et conomique, la meilleure capacit de transport des dispositifs existants. Elles reprsentent galement llment rgulateur sur lequel agit le Centre National de Rpartition pour obtenir la variation du dbit transport afin dassurer, tout moment, les enlvements souhaits aux diffrents points de livraison et la rpartition optimale des volumes de gaz disponibles. Le matriel quipant les stations de compression joue donc un rle important, et cest pourquoi il est indispensable, lors de la ralisation dun nouvel quipement de faire le meilleur choix technico-conomique parmi les diffrentes machines pouvant tre envisages. Pour cela le premier travail consiste dfinir du mieux quil est possible le problme technique pos et les caractristiques de fonctionnement souhaites. Puis il y a lieu de rechercher sur le march tous les matriels disponibles pouvant satisfaire les conditions techniques prcdemment dfinies, et dtudier pour chacun deux, outre ses qualits techniques et ses performances, son prix et son cot dexploitation. Il est alors possible, parmi tous les matriels satisfaisant qualit quivalente le problme technique pos, de faire le meilleur choix prenant en compte les performances techniques et conomiques des appareils proposs. Cest en sappuyant sur ce processus quest construit le prsent expos, et le plan propos est le suivant : Premire partie : Deuxime partie : Caractristiques compression. gnrales dfinissant un problme de

Les diffrents types de matriels disponibles sur le march pour la compression (compresseurs et organes dentranement) : aspect technique et performances. Aspect conomique : Investissements et charges dexploitation Choix dun type dappareil.

Troisime partie : Conclusions :

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SYMBOLES ET UNITES UTILISES DANS CET EXPOSE Dans cet expos seront utiliss les symboles et les units suivantes :

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PREMIERE PARTIE

CARACTERISTIQUES GENERALES DEFINISSANT UN PROBLEME DE COMPRESSION

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1 PARAMETRES DE DEFINITION DUN PROBLEME DE COMPRESSION Ce sont les suivants : - la nature du gaz comprimer, - le dbit masse comprimer, - les conditions daspiration (pression et temprature), - la pression de refoulement.

1.1 NATURE DU GAZ A COMPRIMER Le gaz comprimer est gnralement dfini par ses caractristiques physiques et il est ncessaire de connatre les grandeurs suivantes pour faire ltude de la compression : - masse volumique de rfrence (par exemple 0 C et 760 mm Hg), - rapport des chaleurs spcifiques pression et volume constant, pour une temprature de rfrence gale par exemple 15 C, - facteur de compressibilit et sa loi de variation en fonction de la temprature et de la pression. Dans certains cas on connat seulement la composition molaire du gaz, partir de laquelle il est possible de calculer les caractristiques prcdentes.

1.2 DEBIT MASSE A COMPRIMER Le dbit masse nest gnralement pas exprim en Kg/sec mais en m3/heure normaux 0 C - 760 mm Hg ce qui revient au mme un coefficient prs.

1.3 CONDITIONS DASPIRATION Il sagit essentiellement de la pression et de la temprature, grandeurs qui rsultent des conditions de fonctionnement des installations situes en amont de la station de compression tudie. Il est trs important de ne pas se limiter au seul point de fonctionnement normal, mais de prendre en compte, en particulier, les variations possibles de la pression daspiration. Il y aura galement lieu de tenir compte des pertes de charge existant entre lentre de la station de compression et laspiration des compresseurs. On sattache dans toute la mesure du possible a rduire cette perte de charge, et la limiter des valeurs de 0,3 0,5 bar.

1.4 PRESSION DE REFOULEMENT Comme prcdemment, elle dpend des conditions gnrales dexploitation du rseau de transport. Ici encore, il y aura lieu de dfinir sa valeur nominale, mais aussi toutes ses variations possibles, et de tenir compte des pertes de charges dans les installations de sortie.

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Ces diffrents paramtres que lon vient de prciser permettent de calculer, par les formules dfinies ci-aprs, la hauteur de refoulement et la puissance mises en jeu et leurs variations ainsi que toutes les autres valeurs caractristiques ncessaires pour les tudes dadaptation diffrents types de compresseurs, dont il sera parl dans la suite de cet expos.

2 GRANDEURS CARACTERISTIQUES NECESSAIRES POUR LETUDE DUN PROBLEME DE COMPRESSION

2.1 DEBIT-VOLUME A L'ASPIRATION Cest le dbit-volume dans les conditions daspiration (pression p1 et temprature T1).

Lindice 0 correspond aux conditions de rfrence 0 C-760 mm Hg. Ainsi : I P0 T0 P1 T1 Z1 Z0 : dbit comprimer exprim en m3/heure 0 C et 760 mm Hg: : 1,013 bars : 273K : pression daspiration, en bars : temprature daspiration en K : facteur de compressibilit T1 et p1 :1

2.2 TAUX DE COMPRESSION Cest le rapport entre la pression absolue de refoulement et la pression absolue daspiration :

2.3 HAUTEUR DE REFOULEMENT ADIABATIQUE Cette grandeur a t dfinie dans la confrence de M. REBOUX Lois physiques du comportement des gaz. Elle reprsente le travail effectuer pour comprimer lunit de poids de la pression p1 la pression p2 au cours dune transformation adiabatique rversible.

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Dans le cas dun gaz rel la hauteur adiabatique peut tre calcule par la formule approche suivante :

d T1 Z moyen p1 p2

:

moyenne des aspiration et refoulement

: densit du gaz dans les conditions normales (0 C - 760mm Hg) : temprature daspiration : moyenne des facteurs de compressibilit laspiration et au

refoulement. : pression daspiration : pression de refoulement.

2.4 PUISSANCE DE COMPRESSION Daprs la dfinition de la hauteur, la puissance relle de compression est :

avec : 0 I a P : masse volumique du gaz 0 C et 760 mm Hg : dbit en m3/heure 0C et 760 mm Hg : rendement adiabatique global du compresseur (incluant le rendement mcanique) : puissance en kW

Il en rsulte lexpression plus dveloppe suivante :

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2.5 TEMPERATURE DE REFOULEMENT 2.5.1 Temprature de refoulement adiabatique (rversible) Elle est calcule par la formule

avec : (T2)ad T1 p2 p1 : temprature de refoulement adiabatique en K : temprature daspiration en K : cp/cv 15 C : pression de refoulement : pression daspiration:

2.5.2 Temprature de refoulement relle Elle est calcule par :

Dans le cas des compresseurs pistons installs dans les stations de compression, Compte tenu de la faible valeur des pertes, et du refroidissement par les parois des cylindres qui reprsentent des surfaces assez importantes dans le cas des cylindres de gazoduc, on peut prendre : T2 = (T2)ad cest--dire :

avec les mmes symboles et units que prcdemment, ad, reprsentant le rendement adiabatique interne du compresseur. La temprature de refoulement est importante connatre car elle doit tre prise en compte dans ltude des installations situes en aval des compresseurs. En particulier, des installations de rfrigration sont ncessaires, si la temprature de refoulement est trop leve et risque ainsi de dtriorer le revtement de la canalisation.

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3 ANALYSE DES PRINCIPAUX CAS RENCONTRES Comme on la dj indiqu, et comme on le verra par la suite lors de ltude des compresseurs, il est important de connatre la fois les conditions normales de fonctionnement (pression daspiration, pression de refoulement) et les variations de ces conditions pour dterminer le type et les caractristiques dun compresseur. On peut ainsi distinguer quatre types principaux de stations de compression correspondant quatre utilisations diffrentes : - enlvement une frontire ou sur un champ de production: station de tte de rseau, - recompression sur gazoduc : station de gazoduc, - injection et soutirage dans un stockage souterrain, - rinjection dans un gisement de ptrole.

3.1 ENLEVEMENT A UNE FRONTIERE OU SUR UN CHAMP DE PRODUCTION :STATION DE TETE DE RESEAU

Dans ce cas la pression daspiration est pratiquement constante ou, en tout cas, peu variable. Si la pression de refoulement est aussi maintenue constante pour les besoins du transport, ce qui peut tre trs souvent le cas, on travaille alors pratiquement hauteur constante. Cette dernire condition est importante, surtout dans le cas des compresseurs centrifuges comme on le verra par la suite. La modulation des besoins, cest--dire des volumes de gaz enlevs, est obtenue par variation de la puissance de compression.

3.2 RECOMPRESSION SUR GAZODUC : STATION DE GAZODUC Il sagit, dans ce cas, dune station de compression installe sur une canalisation de transport selon le schma figure n 0.1, et prenons par exemple, la station n 2. Nous allons examiner comment est dtermine la pression lentre de la station et ses variations possibles. On connat le diamtre de la canalisation D et la distance sparant la station de compression n 1, et la station n 2. Il est donc possible de calculer en fonction du dbit la pression darrive la station (2), (p1)2 si lon connat : - les autres paramtres caractristiques de lcoulement du gaz entre les deux stations, cest--dire la temprature du gaz, le coefficient de rugosit, ... - la pression au dpart de la station (l), (p2)1, - les prlvements ventuels en cours de route.

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SCHEMA GENERAL DUN GAZODUC AVEC STATION DE COMPRESSION Variation de la pression lentre dune station en fonction du dbit

Pour : I (p2)1 (p1)2 On a : : Nm3/heure transitant de 1 2 : pression de refoulement en 1 : pression larrive en 2

(1) relation qui permet de tracer la courbe ci-dessous (exemple correspondant un cas concret). D = 600 mm L = 80 km

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Lapplication de la formule de calcul des pertes de charge entre 2 points 1 et 2 dune canalisation de transport, de la forme

o : K = coefficient fonction des caractristiques physiques du gaz dans les conditions de transport, de la temprature du gaz transport, du coefficient dcoulement de la conduite, = distance entre les points 1 et 2, = diamtre intrieur de la conduite entre les points 1 et 2, = dbit exprim en m3/h a 0 C et 760 mm Hg

L D I

permet, en effet, davoir, pour chaque valeur du dbit I, la valeur de (p1)2 si lon sest donn (p2)1. Les courbes (p1)2 pression dentre la station 2, en fonction du dbit I, ont lallure reprsente sur la figure n 0.2 qui correspond un cas concret. Une telle courbe dpend de la valeur de (p2)1. Pour tudier la compression la station 2, il est donc ncessaire de disposer des diffrentes courbes (p1)2 = f (I) pour les diffrentes valeurs de (p2)1. Connaissant par ailleurs la ou les valeurs de (p2)2, on a ainsi tous les lments pour faire ltude, comme on va le voir dans les paragraphes suivants. Cette question, en particulier la transposition en courbe (H, Q) hauteur dbit volume, sera reprise plus en dtail au paragraphe 1.5.1 de la deuxime partie traitant des compresseurs centrifuges.

3.3 INJECTION ET SOUTIRAGE DANS UN STOCKAGE SOUTERRAIN La pression disponible lentre dun stockage souterrain dpend bien sr du dbit dinjection, mais galement des autres besoins du rseau de transport. La pression dans le stockage souterrain dpend essentiellement de lhistoire du stockage souterrain pour la saison en cours, cest--dire des dbits et volumes injects ou soutires. Quelles que soient les valeurs respectives de ces deux pressions, qui sont indpendantes, on souhaite pouvoir injecter de petits dbits lorsque les disponibilits en gaz sont faibles, aussi bien que des gros dbits lorsque les disponibilits sont plus grandes. Linjection est ralise avec compression ; il doit donc tre possible avec les compresseurs installs, et dans la limite de la puissance installe, de satisfaire tous les couples (pression entre, pression rservoir) possibles, entre un dbit minimum et un dbit maximum. Au rapport pression injection/ pression entre le plus faible correspond une hauteur de refoulement minimale. Au rapport pression injection/ pression entre le plus grand correspond une hauteur de refoulement maximale.

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De mme on dfinit des dbits volumes : Qmini correspond au dbit poids mini et la pression maxi. Qmaxi correspond au dbit poids maxi et la pression mini. La plage quil y a lieu de satisfaire est donc dfinie par le rectangle A B C D sur la courbe (H, Q) de la figure n 0.3.

Figure n 0.3. Plage de fonctionnement satisfaire dans le cas dun stockage souterrain On voit dj, priori, les difficults dadaptation dune telle surface celle dun compresseur centrifuge. Lorsque le soutirage doit tre effectu avec compression, il en va de mme et lon retrouve la mme forme de surface.

3.4 REINJECTION DANS UN GISEMENT DE PETROLE Un des procds utiliss pour amliorer la production des gisements de ptrole consiste maintenir la pression du rservoir en injectant du gaz naturel dans le gisement. Compte tenu de la valeur leve de la pression de rinjection (jusqu plusieurs centaines de bars), le taux de compression est trs lev (jusqu 40). Il est donc ncessaire de prvoir plusieurs tages de compression avec rfrigration intermdiaire. Les conditions de fonctionnement sont peu variables.

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DEUXIEME PARTIE

LES DIFFERENTS TYPES DE MATERIEL UTILISES POUR LA COMPRESSION DU GAZ COMPRESSEURS ET ORGANES D'ENTRAINEMENT

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On trouve essentiellement trois types de matriel assurant actuellement la compression du gaz sur les rseaux de transport. Ce sont les suivants : - des compresseurs centrifuges entrans par turbines gaz, - des compresseurs pistons entrans par moteurs gaz, - des compresseurs centrifuges ou des compresseurs pistons entrans par des moteurs lectriques. Nous nous limiterons donc ltude de ces appareils en commenant dabord par les compresseurs, et en continuant par les organes dentranement.

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1 COMPRESSEURS CENTRIFUGES

1.1 CONCEPTION DENSEMBLE - PRINCIPAUX ELEMENTS CONSTITUTIFS La photo n 1.1 reprsente un compresseur centrifuge install dans une station de compression. Photo n 1.1. Compresseur centrifuge de 3 MW dans une station de compression Extrieurement, cet appareil se prsente comme une grosse capacit ferme avec deux brides extrieures : lune relie la tuyauterie daspiration, lautre la tuyauterie de refoulement. A lintrieur de lappareil se trouve un organe actif mobile qui assure la compression du gaz de la pression daspiration la pression de refoulement, et que nous allons prsenter ciaprs. Un compresseur centrifuge comprend essentiellement (voir photo n 1.2 ci-dessous) : - un conduit dadmission, en liaison avec la bride daspiration du compresseur, - des aubes directrices dentre, - un rotor avec une ou plusieurs roues, ses paliers, ses garnitures dtanchit, - un diffuseur, - une volute de sortie, - des canaux de retour dans le cas des compresseurs plusieurs roues assurant lcoulement du gaz de la sortie du diffuseur de ltage prcdent lentre du distributeur de la roue suivante. Photo n 1.2. Coupe dun compresseur en porte faux (Hispano- Suiza - HS 71) Lensemble des aubes directrices dentre, de la roue et du diffuseur, constitue un tage de compression. Lnergie mcanique fournie par larbre du compresseur est communique au gaz sous la forme dune mise en vitesse transforme ensuite en pression en partie dans la roue ellemme, en partie dans le diffuseur. Pour les compresseurs utiliss dans le transport du gaz la part dnergie cintique convertir en pression dans le diffuseur de sortie peut tre de lordre de 50 70 %.

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La photo n 1.3 reprsente la pivoterie et les roues assembles du compresseur centrifuge en porte faux de 5 MW dont la coupe est donne sur la figure n 1.2. Photo n 1.3. Pivoteries et roues assembles Le diamtre de ces roues est denviron 60 cm. Elles sont pales couches en arrire et ralises en acier coul monobloc. La photo n 1.4 montre une vue de face de cette roue associe un diffuseur aubes. Photo n 1.4. Vue dun diffuseur aubes (Hispano-Suiza - HS 70)

1.2 CARACTERISTIQUES DE FONCTIONNEMENT - COURBE HAUTEUR/DEBIT VOLUME 1.2.1 Hauteur thorique de refoulement Par analogie avec les pompes, les constructeurs de compresseurs utilisent la notion de hauteur de refoulement qui est le travail de compression par unit de poids. Le travail dpens pour entraner un compresseur sert : - faire passer le gaz de la pression daspiration la pression de refoulement, - compenser les pertes arodynamiques internes au compresseur, pertes par frottement du gaz sur les parois, et pertes par chocs, tourbillons, dcollement, pertes par fuites internes. - vaincre les forces de frottements mcaniques qui entranent une perte dnergie mcanique. Soit P la puissance utilise pour assurer la compression dun dbit masse qm de la pression p1 a la pression p2, pertes mcaniques exclues. Si toute cette puissance tait convertie en pression, la machine fournirait une hauteur de rcompression thorique th. telle que :

La hauteur de recompression est une caractristique importante du fonctionnement dun compresseur centrifuge, et pour en approcher le sens physique, on peut faire les observations suivantes : a - la hauteur de refoulement reprsente par dfinition un travail par unit de poids, cest-dire lnergie spcifique de compression, mais on peut vrifier facilement quun tel paramtre a bien la dimension dune longueur,

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b - lappellation de hauteur vient de lanalogie avec les pompes hydrauliques. En effet, soit une pompe hydraulique qui refoule de leau de laltitude Z1 laltitude Z2.

On a successivement : - travail pour refouler une masse m deau de la cote Z1 la cote Z2 W = (mg)h - travail par unit de poids

Ainsi, dans le cas dune pompe hydraulique, le travail par unit de poids sexprime par le mme nombre que la hauteur de refoulement. c - la hauteur de refoulement peut caractriser le taux de compression : Dans un compresseur recomprimant du gaz dune pression p1 une pression p2, lexpression du travail de compression nest pas aussi simple que dans le cas dune pompe hydraulique, et la hauteur de refoulement na plus de signification physique aussi directe. Mais ce travail peut tre calcul en considrant, par exemple, que la compression du gaz suit une loi adiabatique dans le compresseur (pas dchange de chaleur avec lextrieur). Pour recomprimer du gaz de p1 p2, ce travail est fonction : - de la nature du gaz (caractristiques physiques), - des conditions dentre : pression p1 et temprature T1, - de la pression de sortie p2. et les calculs font apparatre que p1 et p2 interviennent essentiellement par leur rapport :

En consquence, pour un gaz donn, pris une temprature donne T1, la hauteur de refoulement est uniquement fonction du taux de compression. On peut dire quelle est la traduction nergtique du taux de compression. d - lanalogie avec les pompes hydrauliques permet de donner un autre sens physique la hauteur de refoulement.

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En effet, si un compresseur centrifuge ralise un taux de compression r, correspondant , cela signifie quil accomplit un travail utile, identique celui dune une hauteur pompe hydraulique qui refoulerait le mme dbit masse deau la hauteur . 1.2.2 Triangle des vitesses et relations dEULER Une roue mobile de compression est schmatise sur la figure n 1.5 ci-aprs, o figurent ses caractristiques gomtriques : r1 : rayon de la roue lentre r2 : rayon de la roue a la sortie.

Figure n 1 .5. Schma dune roue mobile - triangle des vitesses Soit N la vitesse de rotation en tours minutes, et correspondante. Lcoulement en chaque point est caractris par un triangle des vitesses dtermines par les trois vecteurs suivants : U: vitesse dentranement avec U = U la vitesse angulaire

W : vitesse relative dans la roue avec W = W C : vitesse absolue avec C = C

On dsigne par et les angles de C et de W avec U. Il est utile de reprsenter le triangle des vitesses lentre et le triangle des vitesses la sortie de la roue, les paramtres dentre et sortie tant respectivement reprs par les indices 1 et 2. Soit C le couple exerc sur larbre pour la compression (couple moteur moins le couple de frottement mcanique).

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Lapplication du thorme du moment cintique la roue mobile conduit la relation dEULER :

Du systme dquation :

On dduit : Par ailleurs lentre du gaz tant pratiquement toujours axiale Do :

En posant Cu2 = C2 Cos 2 1.2.3 Caractristiques de fonctionnement dun tage de compression Relation entre hauteur et dbit volume 1.2.3.1 Caractristique thorique : droite thorique des hauteurs La relation (1) permet dtablir que pour une vitesse donne N la hauteur thorique est une fonction linaire du dbit volume qv2 la sortie de la roue :

o A et B sont des constantes fonction des caractristiques gomtriques de la roue (rayons dentre et de sortie, angles des aubes lentre et la sortie, profil gomtrique des aubes...), si lon admet, en ngligeant la dviation des filets de gaz que langle 2 que fait la vitesse de sortie avec la plan tangent la roue, est gal langle de sortie des aubages.

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Trois cas sont distinguer :

Figure n 1 .7. Droites thoriques des hauteurs 1.2.3.2 Caractristique relle Lvolution du gaz dans un compresseur peut tre considre comme adiabatique, compte tenu de ses dimensions relativement rduites et en consquence de la faible surface dchange avec lextrieur.

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Dans le diagramme entropique (TS) o figurent les deux isobares p1 et p2 si lon dsigne par A ltat initial du fluide la pression p1, la compression adiabatique rversible, donc isentropique, est reprsente par AC.

Figure n 1.8. Diagramme entropique de la compression de p1 p2 La compression adiabatique relle tenant compte des pertes internes du compresseur transformes en chaleur est reprsente par la courbe AD. Le travail rel, correspondant la diffrence des enthalpies des points D et A, est reprsent par laire totale hachure. La perte totale dnergie est reprsente par laire At (aACDd), et les pertes dnergie transformes en chaleur, correspondant au travail non compense sont reprsentes par laire sous-tendue par la courbe AD (aire Ap). At = Ap + A'p, en appelant A'p laire du triangle ACD. On voit ainsi que linfluence des pertes est double : - dune part, elles majorent directement la puissance ncessaire la compression de la valeur mme de ces pertes (aire Ap), - dautre part, en accroissant la temprature du fluide elles augmentent la puissance thorique de compression ncessaire, ce qui est une cause seconde daugmentation de la puissance totale de compression dun appareil (aire A'p). Elles ont pour consquence de rduire la pression obtenue au refoulement du compresseur, donc la hauteur utile qui nest autre que la hauteur isentropique. Pour obtenir la caractristique relle, hauteur-dbit volume, il convient donc de soustraire ces pertes la hauteur thorique th.

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Deux types principaux de pertes arodynamiques sont a tudier : - les pertes par frottement du gaz dans les parties fixes et mobiles - les pertes par choc lentre de la roue et lentre du diffuseur f, c.

Les pertes dnergie dues au frottement peuvent tre reprsentes par une loi de forme parabolique sannulant lorigine ; les pertes dnergie dues aux chocs peuvent aussi tre reprsentes par une loi dallure parabolique sannulant pour un dbit qvo, correspondant au point dadaptation du compresseur. En regroupant ces deux types de pertes sur le graphique ( ,qv2) et en les soustrayant de th on obtient la caractristique relle de la hauteur a = f (qv2).

Figure n 1.9. Courbe

a

= f (qv2)

Les diagrammes tant gnralement plus facilement utilisables en portant en abscisses le dbit volume lentre, il y a lieu pour chaque point de fonctionnement de faire la correction qv1/ qv2, rapport entre le dbit volume lentre et le dbit volume la sortie du compresser. On peut galement pour chaque point de fonctionnement calculer le rendement adiabatique interne par le rapport

Les lois de la similitude permettent dobtenir toutes les courbes pour toute la plage de vitesse envisage, et lon obtient alors le diagramme ( , qv) reprsentant les caractristiques relles de ltage de compression tudi.

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Figure n 1.10. Caractristiques relles

= f (qv)

Si la machine comporte plusieurs tages de compression on obtient un diagramme de la mme forme. Les courbes diso-rendements sont des courbes fermes ayant lallure reprsente sur la figure n 1.10. Cette tude est encore incomplte puisquelle na pas pris en compte les pertes mcaniques. En appelant mec le rendement mcanique, on dfinit un rendement adiabatique global ad qui sert au calcul de la puissance de compression sur larbre du compresseur.

et on obtient ainsi de nouvelles courbes iso-rendement. Remarques sur les notations : Pour rester homogne avec les notations habituellement rencontres, lorsquil ny aura pas de confusion possible, on dsignera par : H la hauteur de refoulement Q le dbit volume lentre du compresseur

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1.2.4 Influence de linclinaison des aubages Ltude prcdente a t mene dans le cas de roues aubes couches en arrire. Dans le cas des aubes couches vers lavant ou des aubes radiales, le principe de ltude reste le mme, et lon obtient les courbes reprsentes sur la figure n 1.11 partir desquelles il est possible de faire les remarques suivantes :

Figure n 1.11 - Les roues aubes couches en avant permettent dobtenir une hauteur plus grande, mais cet accroissement de hauteur est essentiellement obtenu sous la forme dnergie cintique. Il est donc ncessaire de disposer dun diffuseur aubes, ce qui augmente les pertes et diminue le rendement. La branche ascendante qui comporte le point de meilleur rendement est importante ; la branche descendante correspondant la zone de fonctionnement stable est rduite et ne correspond pas aux meilleurs rendements. La plage de fonctionnement est ainsi trs rduite. En pratique, sur les compresseurs de gazoducs, les roues aubes couches en avant ne sont jamais utilises. Les roues aubes radiales permettent dobtenir une hauteur de refoulement importante, dautant plus que la conception radiale autorise une vitesse priphrique plus leve. Comme prcdemment, lnergie cintique importante la sortie de la roue ncessite lutilisation dun diffuseur aubes. En consquence les caractristiques sont rapidement dcroissantes. La zone du maximum est trs plate. En consquence, la courbe de pompage est mal dfinie. La zone de stabilit est galement faible dans ce cas. Les roues aubes couches en arrire, fournissent moins de hauteur, mais elles permettent lutilisation de diffuseurs lisses, car environ 30 50 % de la hauteur fournie la machine est convertie en pression la sortie de la roue. La forme de leur caractristique est moins sensible au pompage.

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Leur zone de stabilit et leur plage utile de fonctionnement est la plus importante. 1.2.5 Plage utile de fonctionnement dun compresseur centrifuge 1.2.5.1 Limitation vers les bas dbits - courbe de pompage La caractristique (H, Q) trace pour une vitesse donne a lallure dune parabole concavit vers le bas. Elle prsente un maximum dlimitant deux branches descendantes a gauche et droite. Il est important de noter que le fonctionnement sur la branche descendante gauche est instable. Pour expliquer de faon simplifie ce phnomne, il sera suppos que le compresseur fonctionne vitesse constante et quil dbite par exemple sur une canalisation de transport. Si le dbit en aval du compresseur diminue, soit parce que les mouvements de gaz sur le rseau de transport sont rduits, soit parce quil y a fermeture partielle dun organe dobturation ou de rgulation, la pression sur le collecteur de refoulement a tendance monter. Ainsi, au niveau du compresseur pour une baisse de dbit, le rseau demande une augmentation de pression, cest--dire une augmentation de hauteur. Or, daprs la courbe caractristique au point A, sur une baisse de dbit, le compresseur ne peut fournir quune hauteur plus faible, cest--dire une pression de refoulement plus faible, donc infrieure la pression de refoulement relle sur le rseau.

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Dans ces conditions, le compresseur ne peut donc pas compenser laugmentation de pression demande par le rseau. Il ny a plus dbit vers le rseau de transport : le dbit Q diminue, le point A descend vers B sur la caractristique, et il peut mme y avoir passage dans les dbits ngatifs, cest--dire dvirage de compresseur. Mais simultanment, le compresseur ne dbitant plus, la pression de refoulement baisse ; de ce fait, la hauteur de refoulement demande par le rseau baisse galement, et le compresseur peut nouveau dbiter : de Al, le point de fonctionnement passe brutalement en A2. Mais les besoins du rseau tant infrieurs au dbit du point A2, le collecteur de refoulement va progressivement se remplir ; la pression de refoulement va monter, le point A2 va se dplacer vers M, pour redescendre vers A. Si les conditions extrieures sur le rseau de transport nont pas chang, ce qui est tout fait vraisemblable car un cycle tel que (A, A1, A2, M, A) peut tre dcrit en une seconde ou moins, le compresseur va effectuer nouveau le cycle prcdent, et le point de fonctionnement va parcourir indfiniment la courbe (A, Al, A2, M, A). Cest le phnomne de pompage. Il se caractrise par des oscillations de dbit importantes se traduisant par des forces alternes importantes sur les organes mcaniques, palier, bute, ... Dans la pratique, le compresseur comporte un clapet au refoulement pour empcher le dvirage. Le reflux de gaz vers le compresseur au moment du pompage entrane la fermeture du clapet de refoulement et rend plus brutales les variations de dbit. En fait, ltude complte de ce phnomne est difficile. Elle doit prendre en compte les inerties, les amortissements possibles, et laction de la rgulation du compresseur gnralement pilot partir du paramtre pression de refoulement. Ainsi le phnomne saccompagne aussi de variations de vitesse. Au contraire si le point de fonctionnement au dpart est sur la branche descendante droite, par exemple en C, dans le cas dun phnomne analogue au prcdent, lors dune rduction de dbit, le compresseur est capable de produire laugmentation de hauteur, pour satisfaire laugmentation de pression de refoulement. Le point C se dplace en C et le fonctionnement se restabilise en ce point.

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Figure n 1.13. Courbe de pompage La courbe joignant le maximum des courbes d'iso-vitesse s'appelle la courbe de pompage du compresseur. Elle dlimite la zone de fonctionnement stable du compresseur. Bien entendu, les compresseurs sont quips de dispositifs de protection contre le pompage : si le point de fonctionnement passe gauche de la courbe de pompage, un systme automatique provoque un recyclage du gaz du refoulement vers laspiration, augmentant ainsi artificiellement le dbit lentre du compresseur de faon maintenir le point de fonctionnement droite de la courbe de pompage. 1.2.5.2 Limitation vers les hauts dbits, gavage Lexamen dune courbe caractristique vitesse donne montre quau del dun certain dbit volume la hauteur utile diminue de plus en plus vite, vers le hauts dbits. Le rendement diminue galement trs vite. Toute augmentation de puissance ne permet quune trs faible augmentation de dbit ; on dit qu'on est entr dans le zone de gavage du compresseur qui correspond aux dbits limites ralisables par (la) ou (les) roue(s) du compresseur. Il est pratique de prendre comme limite admissible vers les hauts dbits une courbe isorendement, par exemple liso-rendement 0,70 ou 0,65.

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Figure n 1.14. Zone de gavage Rien ninterdit de travailler droite de cette courbe mais les taux de compression y resteront trs faibles (limitation de puissance) et les rendements trs mauvais. 1.2.5.3 Limitation par la vitesse Les contraintes engendres dans le rotor varient comme le carr de la vitesse priphrique. Cette dernire est donc limite une certaine valeur, de mme que la vitesse. Il existe donc une courbe de vitesse maximum ne pas dpasser. Vers les faibles vitesses il ny a gnralement aucune limitation, sauf si ventuellement il existait dans cette zone une frquence critique dangereuse. 1.2.5.4 Plage utile de fonctionnement Les considrations prcdentes conduisent dfinir une plage utile de fonctionnement reprsente sur la figure n 1.15.

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1.2.6 Courbes dexploitation Les courbes caractristiques gnralement utilises pour ltude, le choix et enfin lexploitation dun compresseur centrifuge correspondent aux courbes caractristiques dfinies prcdemment : iso-vitesse, iso-rendement (rendement adiabatique global), courbe de pompage, compltes par les courbes diso-puissance. Ces courbes sont reprsentes sur la figure n 1.16.

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La puissance ne pouvant tre calcule partir des seules donnes, hauteur, dbit-volume, rendement adiabatique, un point du diagramme (H, Q) ne permet de dfinir que le rapport :

P Z T1 P1 d

= puissance au point donn du diagramme = coefficient de compressibilit moyen aspiration-refoulement = temprature absolue daspiration = pression daspiration = densit du gaz aux conditions daspiration

On trace donc les courbes dgale valeur de r, ou encore pour un gaz donn en se fixant des valeurs moyennes de T1 et Z, les courbes dgale valeur La figure n 1.17. donne un exemple de courbes utilises en exploitation. Des abaques simples permettent de passer de la hauteur au taux de compression, et du dbit-volume au dbit-poids.

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1.3 DOMAINE DUTILISATION Il est pratiquement possible de trouver des compresseurs centrifuges capables de satisfaire a la fois en taux de compression et en dbit les caractristiques gnralement rencontres sur un rseau de transport. A titre dexemple, les figures n 1.18 et n 1.19 donnent la plage quil est possible de couvrir avec des compresseurs de gazoduc.

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1.4 PERFORMANCES - INFLUENCE DU TAUX DE COMPRESSION Deux caractristiques sont intressantes tudier dans ce domaine : - la largeur de la plage de fonctionnement en dbit-volume, entre le dbit-volume maxi et le dbit-volume mini dont est capable le compresseur respectivement entre le pompage et le gavage (rendement 0,65 0,70), - le rendement nominal du compresseur centrifuge qui est atteint sur la courbe centrale de meilleur rendement, - la largeur de la plage de fonctionnement et le rendement nominal dun compresseur centrifuge diminuent lorsque le taux de compression nominal augmente. La figure n 1.21 compare les plages de fonctionnement pour des compresseurs centrifuges diffuseurs lisses capables de taux de compression de 1,3 et 2,3.

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Les machines actuellement disponibles sur le march ont des rendements adiabatiques maximum de 80 81 %. Mais les constructeurs ont fait un effort important pour augmenter ces rendements en amliorant la conception arodynamique et la qualit de la ralisation des aubages fixes et mobiles. Pour les compresseurs de gazoduc haut dbit et faible taux de compression (jusqu 1,4), certains constructeurs proposent des appareils dont le rendement adiabatique interne est de 84 86 %. A titre dexemple, la figure n 1.20 reprsente les courbes caractristiques du compresseur RFA 36 entre axiale, dvelopp par COOPER-BESSEMER.

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1.5 CHOIX DUN COMPRESSEUR CENTRIFUGEADAPTE AUX CONDITIONS DE FONCTIONNEMENT DUN RESEAU DE TRANSPORT : MONTAGE EN SERIE. MONTAGE EN PARALLELE. MONTAGE EN SERIE PARALLELE.

1.5.1 Courbe Hauteur - Dbit-Volume 1.5.1.1 Principe de dtermination Il est ncessaire pour raliser ltude dadaptation dun compresseur centrifuge aux conditions de fonctionnement dun rseau de transport de calculer et de tracer la courbe donnant la hauteur de refoulement satisfaire sur le rseau en fonction du dbit volume lentre de la station. La pression de refoulement (p2)2 est une donne : elle correspond trs souvent la pression maxi de transport car cest dans ce cas que lon obtient loptimum conomique de transport, mais ce nest pas obligatoire. Elle peut tre dfinie partir dautres contraintes indpendantes de la station, mais dans tous les cas cest une donne extrieure. Il est donc possible partir de la courbe (P1)2 = f(I), dfinie au 3.2 de la premire partie, de calculer, pour chaque valeur de dbit I, la hauteur de refoulement satisfaire, et de tracer la courbe H = f (Q), reprsentant les besoins du rseau. La figure n 1.23 donne le principe de dtermination de cette courbe.

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et pour la valeur b de (p2)2 donne, pression de refoulement de la station :

Do la courbe (H, Q)

1.5.1.2 Analyse des paramtres intervenant sur la courbe rseau H = f (Q) Il est trs intressant, et primordial dans le cas dune station de compression quipe de compresseurs centrifuges, dtudier quels sont les paramtres qui interviennent sur la courbe H = f(Q) et de quelle faon. On sait en effet, comme cela a t montr prcdemment que les possibilits de fonctionnement dun compresseur centrifuge correspondent une zone bien dtermine sur la diagramme hauteur-dbit (figure n 1.15). Ainsi on peut citer les diffrents facteurs suivants (Figure n 1.24).

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a) Caractristiques gomtriques de la canalisation de Transport amont Ce sont : - le diamtre, - la distance la station prcdente, puisque ces paramtres interviennent directement dans le calcul des pertes de charge. Si le diamtre augmente, cest--dire si lon fait des doublements en amont de la station, la courbe se dplace vers la droite, cest--dire vers les zones de moins bon rendement, vers le gavage du compresseur centrifuge. Si lon diminue la distance amont la station prcdente, cest--dire si lon cre une station intermdiaire, la courbe se dplace vers la droite. Inversement, si lon augmente la distance amont la station prcdente, par exemple en arrtant une station intermdiaire, la courbe H = f(Q) se dplace vers la gauche, cest--dire vers la zone de pompage du compresseur centrifuge. b) pression de refoulement de la station amont : (p2)1 Si la pression de refoulement la station amont baisse, la courbe H = f(Q) se dplace vers la gauche, cest--dire vers la zone de pompage du compresseur ; si, au contraire, elle augmente la courbe H = f(Q) se dplace vers la droite, cest--dire vers la zone de gavage. c) pression de refoulement la station considre : (p2)2 Si la pression de refoulement (p2)2 diminue, la courbe H = f(Q) se dplace vers la droite, cest--dire vers la zone de gavage et inversement si (p2)2 augmente, la courbe H = f(Q) se dplace vers la gauche, cest--dire vers la zone de pompage. d) variation simultane des Dressions de refoulement station amont : (p2)1 et de la station considre (p2)2 En premire approximation, la position de la courbe H = f(Q) ne dpend que du rapport

Pour illustrer tous ces rsultats il est donn ci-aprs sur la figure n 1.25 un exemple pratique ayant servi pour ltude dadaptation dun compresseur centrifuge dans une station de compression.

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Figure n 1.25. Evolution des courbes rseau en fonction des doublements successifs Adaptation aux compresseurs On notera de quelle importance se dplace la courbe rseau (H, Q) lorsque lon passe de la position canalisation amont non double la position canalisation double. Lorsque la canalisation ntait pas double on disposait dun compresseur dont la plage de fonctionnement, reprsente en pointill, permettait de satisfaire la courbe (1). Le changement de roues de ce compresseur a permis dtendre la plage et de satisfaire la courbe (2) correspondant un doublement partiel et la courbe (3) correspondant un doublement total. On notera galement comment se dplace la courbe (2) vers la gauche, lorsque la pression la station amont diminue. 1.5.2 Choix dun ou des compresseurs centrifuges. Diffrents montages possibles : srie, parallle, srie-parallle 1.5.2.1 Choix initial Nous venons de voir que les caractristiques satisfaire sur le rseau pouvaient se traduire par des courbes hauteur, dbit-volume correspondant aux diffrentes conditions de fonctionnement. Dans ces conditions ladaptation dun compresseur centrifuge aux caractristiques du rseau consiste faire concider, de la meilleure faon possible, les courbes rseau (H, Q) avec les courbes caractristiques (H, Q) du compresseur centrifuge.46/184

- Si la station de compression est quipe dune seule unit, le problme est relativement simple. Comme on le voit sur la figure n 1.26 qui reprsente un cas concret de station de compression quipe dune seule unit, il suffit de choisir un compresseur centrifuge tel que sa courbe de meilleur rendement concide peu prs avec la courbe rseau. Tous les points de fonctionnement sont alors satisfaits avec une garde au pompage trs satisfaisante et des rendements trs acceptables. - Si lon a deux units dans la station de compression. le problme est un peu plus compliqu. La figure n 1.27, correspondant a un autre cas concret de station de compression devant recevoir 2 units de 2 600 kW, reprsente deux solutions dadaptation : compresseurs en srie ou compresseurs en parallle. Compresseurs en srie : les deux compresseurs reoivent le mme dbit et chacun deux ralise la moiti de la hauteur. Compresseurs en parallle : chacun des compresseurs ralise la hauteur totale, mais ne comprime que la moiti du dbit. Dans ce cas, il y a lieu de rechercher des compresseurs centrifuges dont les courbes caractristiques sont bien adaptes aux courbes rseau, sachant par ailleurs quil faut : se rserver une garde au pompage suffisante (10 15 %) pour la courbe de fonctionnement situe gauche, se tenir dans les zones de rendements suffisants pour toutes les conditions de fonctionnement, ce qui mis part lintrt conomique vident, permet de tirer le meilleur profit de la puissance disponible sur larbre compresseur, cest dire de transiter le maximum de dbit. - Si la station est quipe de 3 units On peut faire un raisonnement analogue. La figure n 1.28 donne un cas tudi pour une station de compression quipe de 3 units en srie : 2 units de 5 MW et 1 unit de 3 MW, les courbes reprsentes sont celles du compresseur de 3 MW fonctionnant en srie avec les deux compresseurs de 5 MW. On voit que le problme devient plus compliqu si lon veut satisfaire en mme temps les conditions dj indiques prcdemment : - garde au pompage suffisante, - rendement acceptable. Ce problme sera dautant plus facilement rsolu que le taux de compression de la station est raisonnable, cest--dire ne dpasse pas 1,5 1,6, car on peut trouver, pour ce taux de compression, des compresseurs ayant des plages de fonctionnement suffisamment larges. Il y a lieu de noter ce sujet lintrt de la solution compresseurs en srie par rapport la solution parallle puisque dans la solution srie on utilisera des compresseurs taux de compression plus faible, donc plus large plage de fonctionnement et meilleur rendement.

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Par ailleurs, un autre intrt de la solution srie, plus particulirement dans le cas de deux units par station, est la possibilit en cas de dfaillance dune unit de pouvoir continuer passer tout le dbit du rseau. La perte de puissance conscutive la dfaillance d une unit dans la station se traduit en effet par une perte de hauteur de refoulement et, cette perte peut tre rattrape par les stations en aval. Dans le cas de la solution parallle, il est ncessaire de rduire le dbit de lartre car, avec une seule unit en service, on travaille dans des zones de moins bon rendement. Pour illustrer de faon pratique ces rsultats, on peut se reporter la figure n 1.27, qui rsume ltude ralise pour une station de compression quipe de 2 units de 2,6 MW. Pour la solution srie, on notera les bons rendements quelle que soit la puissance demande. De plus, avec une seule unit on peut continuer passer tout le dbit du gazoduc, soit 465 000 Nm3/h avec une pression de refoulement certes limite 59 bars, mais qui peut tre rattrape par les trois stations en aval. Pour la solution parallle, la courbe une seule unit se situant tout prs de la zone de gavage, on doit rduire le dbit du gazoduc 400 000 Nm3/h pour une pression de refoulement de 61 bars. Jusqu' 2 ou 3 units la solution srie prsente donc des avantages certains. cet intrt tant surtout sensible dans le cas de 2 units. - Au-del de 2 ou 3 units par station, il est pratiquement difficile davoir de bonnes conditions de fonctionnement, cest--dire : garde au pompage correcte bon rendement bonne capacit de compression quelle que soit la puissance demand, cest--dire quel que soit le nombre dunit en service.49/184

Il est ncessaire de sacrifier certaines conditions et cest dans la plupart des cas les conditions 1 ou 2 units en service, car dans ce cas, les mauvaises conditions ralises sont en contrepartie pondres par de plus faibles puissances en jeu. Pour plus de 2 ou 3 units on a alors intrt la solution parallle, car dans le cas dune solution srie pour 1 ou 2 units en service, on serait en zone de pompage. Pour illustrer ces rsultats on peut se reporter la figure 1.29 qui rsume une autre tude effectue pour une station de compression quipe de 4 units de 3 MW en parallle.

On remarquera que le fonctionnement 1 ou 2 units est peu efficace, surtout dans le cas dune unit, car on est en plein gavage. Une solution peut cependant tre utilise pour pallier ce dernier cas et elle a dailleurs t retenue pour cette station, cest lutilisation de compresseurs srie-parallle. Intrt du compresseur srie parallle Cette disposition reprsente schmatiquement sur la figure n 1.30 permet dutiliser les roues dun compresseur centrifuge soit en srie, soit en parallle. En consquence, un tel compresseur possde deux familles de courbes caractristiques reprsentes figure n 1.31.

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Lorsque deux ou plusieurs compresseurs sont en service, chacun des compresseurs ralise une fraction du dbit total et lon est en position srie. Lorsque, par suite de la dfaillance dune unit, on reste avec 1 ou 2 units, on peut toujours raliser, comme dans le cas de la solution compresseurs en srie, des dbits importants dans de bonnes conditions de rendement en passant en position parallle. La figure n 1.32 illustre ces possibilits dans le cas de la station prcite. On voit que, en position parallle, il est possible de travailler dans de bonnes conditions, ce qui ntait pas le cas avec un compresseur classique.

1.5.2.2 Adaptation lvolution du rseau Dans les considrations prcdentes, il a t tenu compte des variations possibles des pressions de transport qui modifient la position des courbes du rseau. Mais, comme on la indiqu prcdemment, les courbes rseau sont galement modifies si lon change les caractristiques du rseau amont, par exemple par des doublements, par la cration de stations de compression intermdiaires, par la modification des prlvements intermdiaires.... et lon peut alors avoir, comme on la vu, des dcalages importants des courbes rseaux pouvant conduire fonctionner dans la zone de pompage ou dans la zone de gavage. Dans ce dernier cas, cela veut dire que la mise en service des compresseurs napportera aucun rapport de pression et pourra mme, ventuellement, rduire le dbit transit. Il y a donc lieu de trouver un nouveau compresseur dont les courbes caractristiques sadaptent aux nouvelles conditions de fonctionnement.

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Comme cela sera prcis au paragraphe suivant, la conception du compresseur permet, de faon relativement simple et pratique, de faire voluer les courbes caractristiques, tout en conservant le corps du compresseur. Nous citerons : - changement de la position angulaire des aubes du diffuseur de sortie. Cest la cas par exemple des compresseurs HS 70 dHISPANO-SUIZA et la figure n 1.33 montre la plage dadaptation possible par ce moyen.

- changement des roues et du nombre de roues Avec un mme corps de compresseur, il est possible, en faisant varier le nombre et les caractristiques gomtriques des roues, de couvrir toute une plage en dbit et en taux, comme on la vu sur les figures n 1.18 et n 1.19 reprsentant les plages possibles des compresseurs SOLAR et CREUSOT-LOIRE, - autres possibilits dadaptation aux caractristiques du rseau Ce sont des moyens qui cotent plus cher en nergie, mais qui peuvent tre admis pour de courtes priodes. Nous citerons le recyclage et la dtente laspiration.

1.6 CARACTERISTIQUES TECHNIQUES OU TECHNOLOGIQUES PRINCIPALES On sattachera ici essentiellement la conception densemble et aux organes ou dispositions qui influent directement sur la qualit de la machine en exploitation.

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1.6.1 Conception densemble Dans la plupart des cas les machines sont du type BARREL cest--dire, quelles comportent un carter extrieur principal joint vertical. Lenveloppe est ralise en acier coul monobloc, par assemblage mcano-soud ou par forgeage. Deux conceptions de construction peuvent tre utilises. Elles concernent la faon dont peut tre mont le rotor du compresseur : - soit en porte--faux, - soit sur deux paliers placs chaque extrmit du rotor. On dit alors que le rotor est du type poutre. La photo n 1.2 et la figure n 1.34 montrent respectivement les coupes dun compresseur en porte--faux et dun compresseur a rotor de type poutre. Quel que soit le type de compresseur, on trouve toujours les parties constituantes suivantes, que lon peut distinguer sur les figures n 1.2. et n 1.34. - une section dadmission, - des aubes directrices dentre, - un rotor avec une ou plusieurs roues, ses paliers, ses garnitures dtanchit, - un diffuseur, - une volute de sortie qui ramne le dbit vers la sortie du compresseur.

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1.6.1.1 Dans le cas dun rotor sur 2 paliers du type poutre Diffrentes conceptions peuvent tre retenues pour lassemblage interne des lments arodynamiques. Nous en distinguerons trois : - conception avec carter intrieur regroupant tout lensemble arodynamique, de faon indpendante du carter extrieur La photo n 1.35 montre une telle disposition. Photo n 1.35. Compresseur CDP 416 (avec carter infrieur) INGERSOLL-RAND Le carter intrieur, qui comprend le rotor avec les rouets et les diaphragmes inter-tages, peut tre mont axialement, aprs avoir dmont le couvercle avant du compresseur. Cette disposition est, en particulier, retenue par les constructeurs DE LAVAL et INGERSOLL-RAND. - conception par assemblage des roues et des diaphragmes inter-tages sur un mme arbre La photo n 1.36 reprsente une telle disposition retenue sur les compresseurs SOLAR. Photo n 1.36. Compresseur SOLAR (empilage des roues et diaphragmes) Les diffrents lments stator et rotor monts sur larbre central sembotent les uns dans les autres et sont fixs par lintermdiaire de goujons qui assurent, en particulier, la transmission de couple dune roue lautre. Cet ensemble dlments est bloqu par un crou de serrage viss en bout darbre ; la force de serrage obtenue par traction hydraulique de larbre, vissage de lcrou et relchement, assure un assemblage parfait de lensemble qui devient alors quivalent un seul organe et qui constitue le rotor. - conception en montage par sous-ensemble Les lments arodynamiques sont regroups en plusieurs ensembles. Cest, en particulier, la solution retenue par COOPER BESSEMER/ CREUSOT-LOIRE sur les compresseurs de gazoduc. Ainsi, on peut distinguer sur la figure n 1.34 : - un premier ensemble roues et diaphragmes infrieurs entre roues, - un deuxime ensemble stator suprieur sans plan de joint horizontal dans le cas de deux roues et avec plan de joint horizontal pour 3 ou plusieurs roues.

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Il faut noter, dans ce cas, que lon peut retirer par lavant le premier ensemble qui comporte une petite partie du stator entre les roues. Cette dernire partie est dailleurs joint horizontal. Elle peut tre retire lextrieur pour soumettre le rotor entier un quilibrage. Dans le cas de deux roues, chacun de ces ensembles est mont sparment. Dans le cas de 3 roues ou plus, les deux ensembles sont dabord prassembls sur le rotor puis insrs dans le carter par lavant. 1.6.1.2 Dans le cas de rotor en porte--faux Il sagit toujours dun montage pice par pice. Comme le montre la photo n 1.37 on peut enlever ou monter chacune des pices constituantes, stators internes, volutes, diffuseurs, rouets, tout en laissant en place larbre et les paliers. Les roues peuvent tre montes sur larbre et entranes par canelures ou emmanches par pression hydraulique sans clavette. Elles peuvent tre du type en acier coul monobloc ou avoir un flasque avant soud. Photo n 1.37. Dmontage dun compresseur en porte--faux HISPANO-SUIZA HS71 1.6.1.3 Diffuseurs La roue convertit toute la puissance de larbre en une augmentation dnergie communique au gaz, dont 30 50 % restent sous forme dnergie de vitesse. Il y a donc lieu de ralentir le gaz pour transformer cette nergie de vitesse en pression. Ce ralentissement est obtenu principalement dans le diffuseur qui peut tre un diffuseur aubes ou un diffuseur lisse sans aube. En utilisant un diffuseur aubes, tel que prsent sur la photo n 1.38, on obtient certains avantages : - bon rendement dans la zone de dfinition nominale du compresseur, car les aubes permettent un meilleur contrle de la vitesse et un ralentissement lev du gaz. - facilit de dplacement de la plage dutilisation du compresseur en changeant lorientation des aubes, comme on la dj indiqu prcdemment au 1.5.2.2. Mais il existe dautres inconvnients (plages rduites, fonctionnement, bruit), qui font que la plupart des constructeurs de compresseurs de gazoducs sorientent vers les diffuseurs lisses. Photo n 1.38. Vue dun diffuseur aubes (HISPANO-SUIZA HS70)

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1.6.1.4 Nombre de roues Les corps de compresseurs de gazoduc permettent gnralement de recevoir plusieurs roues, ainsi par exemple : - de 1 2 dans le cas des compresseurs HISPANO SUIZA HS 71, - de 1 4 dans le cas dINGERSOLL-RAND et de COOPER-BESSEMER, - de 1 6 8 dans le cas de SOLAR. Cette disposition est extrmement importante vis--vis de la souplesse dadaptation dun compresseur centrifuge diffrentes conditions de fonctionnement sur un rseau de transport. Ce dernier problme se pose dans une station de compression lorsque la configuration du rseau amont change : mise en place de stations de compression supplmentaires, doublement dartre, et aussi si lon change lemplacement des units sur le rseau de transport. Les dlais de fabrication de nouvelles roues peuvent tre relativement courts, 4 10 mois selon les constructeurs ; le changement sur le site est assez simple et immobilise la machine seulement pendant quelques jours. Dans ces conditions, avec un mme corps de compresseur on peut couvrir une large plage de fonctionnement, la fois en taux de compression et en dbit, comme cela a t indiqu prcdemment. 1.6.1.5 Compresseurs srie-parallle Le schma de principe a dj t prsent. La photo n 1.39 reprsente une vue clate dun tel compresseur et la photo n 1.40, la photo de lun de ces groupes installs la station de compression de Tersame. Les clapets de non retour sont en fait des demi-clapets battants avec joints colls dans des gorges rectangulaires. La vanne de passage srie-parallle que lon distingue sur le sommet du compresseur de la photo n 1.40 est commande par un vrin pneumatique. Photo n 1.39. Vue clate dun compresseur srie parallle SOLAR Photo n 1.40. Vue dun compresseur srie parallle SOLAR install Tersame 1.6.2 Pousse sur larbre Dans le cas de rotors en porte--faux, il y a inversion de pousse entre le dmarrage et la pleine charge. La bute doit donc tre prvue pour supporter des actions dans deux directions et, en particulier, suffisamment graisse en huile haute pression au dmarrage. La pousse reste faible en marche normale. Dans le cas des rotors poutre, la pousse est nulle au dmarrage, mais elle peut prendre des valeurs importantes pleine vitesse. Pour la compenser, il y a lieu de prvoir, soit des dispositions de roues dos dos, ce qui est difficile dans le cas de gros compresseurs, soit des pistons dquilibrage.

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1.6.3 Vitesses critiques Les vitesses critiques sont celles pour lesquelles une nergie trs faible dexcitation engendre une amplitude trs importante de vibration. Elles correspondent aux frquences propres de vibration mcanique du rotor. La plupart des compresseurs de gazoducs dont larbre est entre 2 paliers ont des vitesses de rotation se situant entre la premire et la seconde vitesse critique et restant toujours assez infrieurs la deuxime vitesse critique. Les frquences propres de vibration mcanique de rotor sont fonction des caractristiques de larbre (longueur, diamtre, poids) de la position et de la raideur des paliers. Les forces dexcitation correspondent essentiellement aux dsquilibres du rotor, mais elles peuvent aussi tre engendres par un dsalignement de la machine, la pression et les pulsations de pression, ainsi que par les phnomnes dinstabilit. Lhypothse de paliers rigides permet de faire le calcul des vitesses critiques, mais il est indispensable de tenir compte de llasticit du film dhuile qui abaisse les valeurs prcdentes (de 30 50 % en moyenne). Llasticit du film dhuile est elle-mme fonction de diffrents paramtres tels que viscosit et temprature de lhuile, jeu dans les paliers et type des paliers... Dans le cas dun rotor en porte--faux, larbre est court et rigide, et la premire vitesse critique est bien en dessus de la vitesse normale de fonctionnement. Par contre, les paliers sont peu chargs, le film dhuile est plus pais, et le rotor amorce un effet doscillation dans les paliers. Cet effet peut entraner des vibrations de paliers, mais qui se situent des vitesses trs basses, sans aucun danger pour la machine. Dans le cas des rotors poutre, les charges sur les paliers sont assez leves assurant une bonne raideur de support. Larbre est ainsi bien amorti et la premire vitesse critique peut tre passe sans vibration. 1.6.4 Etanchit. Compresseurs tanches larrt Ltanchit dune machine tournante ne peut tre assure, si lon veut avoir une dure de vie acceptable, par frottement entre pices en rotation et pices fixes. Le joint dtanchit de larbre du compresseur gaz est donc ralis par une contrepression sexerant vers le compresseur, empchant toute fuite de gaz par larbre. Cest un dispositif fuite contrle. 1.6.4.1 Etanchit classique Le joint classique utilise de lhuile pour assurer la contre-pression. Un tel dispositif est reprsente figur n 1.41. Lhuile scoule au travers des deux bagues dtanchit, dune part vers lextrieur et le rservoir, aprs dgazage, dautre part vers lintrieur ct gaz, un dbit relativement faible.

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1.6.4.2 Compresseurs tanches larrt Il est intressant de noter que certains constructeurs tels que HISPANO-SUIZA ou CREUSOT-LOIRE ont dvelopp un joint tanche larrt pour les compresseurs de gazoduc ; un tel joint est reprsent figure n 1.42. Le grain de carbone appliqu par des ressorts contre la glace en cuivre maintient, en rgime normal, un dbit dhuile limit vers le compartiment de contact huile/ gaz. A larrt, la pression du gaz vient appliquer le joint sur la glace. Cette disposition est intressante : elle vite le vidage du compresseur chaque arrt et son remplissage au dmarrage suivant, ce qui conduit une squence plus simple. Elle vite galement toutes les dispositions de scurit quil y a lieu de prendre dans le cas des compresseurs non tanches larrt, pour sassurer que ltanchit sera quand mme ralise dans le cas o le compresseur gaz ne se viderait pas. 1.6.5 Dispositions techniques ou technologiques particulires Nous prsenterons ci-aprs, quelques dveloppements technologiques susceptibles de trouver des applications intressantes dans les stations de compression. 1.6.5.1 Compresseur centrifuge haute vitesse, taux de compression lev - compresseur centregal de la socit INGERSOLL-RAND Un tel compresseur est capable de raliser des taux de compression de 1 25 pour des dbits-volumes de 500 6 500 m3/h (soit 5 000 50 000 Nm3/h pour une pression daspiration de 10 bars). Il est constitu en fait de 1 a 3 compresseurs en srie monts axes parallles sur un mme bti et entrans partir de larbre-turbine par un mme train dengrenage. La photo n 1.43 reprsente un compresseur centregal attel une turbine GT22 de 3200 kW, lensemble tant livr prassembl sur un mme socle avec le panneau de commandecontrle. Photo n 1.43. Compresseur CENTREGAL attel une turbine INGERSOLL RAND GT 22 (3100kW) Chaque compresseur peut recevoir jusqu 6 roues. Leur vitesse de rotation peut aller de 20 000 tr/mn 30 000 tr/mn. Les combinaisons possibles sur les engrenages dentranement permettent dassurer chacun des compresseurs la vitesse optimum. La photo n 1.44 reprsente un arrangement schmatis de 3 compresseurs et la photo n 1.45 montre une vue clate dun compresseur. Photo n 1.44. Schma de larrangement de 3 compresseurs type CENTREGAL

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Photo n 45. Vue clate du Compresseur CENTREGAL Le nombre de compresseurs monts peut varier de 1 3 en fonction des besoins en taux de compression. A titre dexemple, il est donn sur la figure n 1.46, les courbes de fonctionnement correspondant un cas concret pour un compresseur de stockage souterrain.

On notera que les rendements restent acceptables pour des taux de compression relativement levs pour un compresseur centrifuge et que la plage de fonctionnement est aussi assez ouverte. Ce type de compresseur reprsente donc une solution technique pouvant tre conomiquement intressante dans certains cas; 56 compresseurs de ce type sont en service fin 1983.

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- compresseur SOLAR type C 168 (T ou H) Ces compresseurs qui tournent 22 300 tr/mn peuvent tre entrans au moyen dun multiplicateur par une turbine SOLAR Centaur ou Saturn. Ils peuvent recevoir 1 8 roues. Ils sont capables de taux de compression allant jusqu 3,4. La plage de fonctionnement que peut couvrir ce type de compresseur est donne figure n 1.47. Lindice T correspondant des compresseurs calculs pour une pression de service de 175 bars, lindice H une pression de 280 bars. La courbe (H, Q) figure n 1.48 fournie loccasion de ltude dun cas concret pour un stockage souterrain montre que ce type de compresseur conserve, malgr son taux de compression lev, des caractristiques encore intressantes. - compresseur DRESSER CLARK 0.8 B Ce compresseur, form de 3 corps en srie tournant 20 000 t/mn a t conu pour des dbits-volumes de 100 m3/h 4 000 m3/h, chaque corps est capable dun taux de compression de 3,5. Par des amnagements externes il est possible de prvoir une disposition srie-parallle. Les rendements adiabatiques vont de 60 % pour les petits dbits de 100 m3/h a 73 % et 75 % pour les hauts dbits. Ce compresseur trouve les mmes applications que les prcdents, en particulier sur les stockages souterrains. 1.6.5.2 Compresseurs de gazoduc entre axiale grand dbit et haut rendement La plupart des constructeurs ont dvelopp ou sont en train dtudier un compresseur de gazoduc grand dbit et haut rendement. Le taux de compression possible est de lordre de 1,5 1,6 pour un rendement adiabatique de 84 86 %. La figure n 1.20 du 1.4 prsente les performances dun tel compresseur. Tous ces compresseurs sont un ou deux tages en porte--faux et lentre du gaz est axiale. Lamlioration des performances a t obtenue par ladoption dune entre axiale, par une tude plus pousse du mouvement de gaz lintrieur du compresseur et la conception dlments arodynamiques internes adapts, par lamlioration et un contrle rigoureux de la ralisation de ces derniers.

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La figure n 1.49 montre la coupe dun compresseur SOLAR C 601 de haute performance. On notera, en particulier, que la pivoterie (paliers et butes) est facilement accessible larrire du compresseur.

La photo n 1.50 reprsente la configuration extrieure dune unit THM 1304 Hispano Suiza de Beynes, quipe dun compresseur centrifuge HS 71 entre axiale. Photo n 1.50. Compresseur centrifuge entre axiale sur la THM 1304 de Beynes 1.6.5.3 Joint dtanchit sec Certains constructeurs ont dvelopp ou sont en train de dvelopper un joint dtanchit sec. Dans ce type de joint, le fluide assurant la contre-pression dtanchit est du gaz luimme. La figure n 1.51 reprsente la vue densemble dune part, et le dtail du joint dtanchit de ce type dvelopp par INGERSOLL-RAND.

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Le joint se compose dune partie mobile (1) parfaitement surface et lisse et dune partie statique flottante (2) comportant deux anneaux circulaires. Les deux parties (1) et (2) se maintiennent en quilibre par le jeu des pousses hydrostatiques sexerant sur leur face. A larrt, le ressort R vient appliquer les deux faces (1) et (2) du joint ds que la pression dans le corps du compresseur descend au-dessous de 3,5 bars, assurant ainsi ltanchit vers lextrieur. Au dmarrage, il se passe le phnomne inverse. Ce dispositif vite tous les quipements dhuile dtanchit (pompes, filtres, rgulateurs, rservoirs ...) qui deviennent trs compliqus et trs coteux des que la pression de service du compresseur est leve. Il vite galement lintroduction dhuile dans la canalisation (important dans le cas des stockages souterrains). Toutefois, il faut tenir compte dun dbit de fuite latmosphre de lordre de 2 3 Nm3/heure, qui est comparer la consommation dhuile. Par ailleurs, on peut galement esprer un gain de fiabilit et des conomies dentretien. Ainsi, certaines compagnies gazires ont dcid dquiper leurs compresseurs de ligne avec ce dispositif. 1.6.5.4 Paliers magntiques Ingersoll Rand a pass un accord avec la Socit Franaise S2M (Socit de Mcanique Magntique) pour lutilisation des paliers magntiques dvelopps et mis au point par cette dernire. Le schma de principe est prsent sur la figure n 1.50 bis ci-dessous : un rotor ferromagntique cylindrique flotte dans les champs magntiques crs par les lectroaimants monts deux deux en opposition. Des dtecteurs contrlent en permanence la position du rotor et le maintiennent dans sa position normale par action sur les courants des lectro-aimants.

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Lutilisation de paliers magntiques a de nombreux avantages importants, parmi lesquels : - absence dusure, pas dchau