aissani2011

Xème Colloque Interuniversitaire Franco-Québécois sur la Thermique des Systèmes

20-22 juin 2011, Saguenay

* Slimane AISSANI : [email protected]

- 1 - Copyright © 2011 CIFQ

CIFQ2011 / ÉnergSyst01

PERFORMANCES D’UNE TURBINE À GAZ INDUSTRIELLE PAR L’INJECTION DE VAPEUR D’EAU À L’AMONT DE LA CHAMBRE

DE COMBUSTION

Slimane AISSANI 1 a,*, Abdallah BOUAM 2 b, Rabah KADI 3 c

a Laboratoire de Génie Physique des Hydrocarbures(LGPH), Université M’Hamed Bougara Boumerdès, Algérie b,c Laboratoire des Etudes Thermiques (CRNB) B. P 180 17200 Aïn-Oussera Djelfa, Algérie

RÉSUMÉ

Les turbines à gaz ont connu ces dernières années un développement considérable dans de nombreuses applications industrielles, plus particulièrement dans le domaine des hydrocarbures et de la production de l’énergie électrique. Malgré de nombreux avantages, leur sensibilité à la variation de la température de l’air ambiant affecte leur rendement lors de leur utilisation dans les conditions désertiques.L’évaluation des performances d’une turbine à gaz, avec l'injection de la vapeur d’eau à l’amont de la chambre de combustion est analysée en utilisant les relations analytiques explicites. L’injection de la vapeur ne s’effectuera que lorsque les valeurs des paramètres de l’air ambiant deviennent supérieures aux conditions standards. Le programme de calcul mis au point a été appliqué sur une turbine industrielle et les résultats obtenus sont présentés sous forme de courbes pour une meilleure illustration des phénomènes physiques.

Mots Clés : Turbine à gaz, cycle simple, Injection de vapeur, Bilan énergétique, Puissance spécifique et le rendement thermique

NOMENCLATURE

cp, cv [J/(kg.K)] : Chaleurs spécifiques à pression constante et à volume constant.

f [%] : Rapport de carburant/air (sans injection de la vapeur)

a

carbm

mf&

&= .

f’ [%] : Rapport de carburant/air (avec injection de la

vapeur)a

carbm

mf&

& ''= .

GN [-] : Gaz naturel. G.V.E : Générateur de vapeur d’eau.

m& [kg/s] : Débit massique de l’écoulement. p [bar] : Pression. P [W] : Puissance. PCI [kJ/kg] : Pouvoir calorifique inférieur du carburant. PUt_Disp [W] : Puissance utile disponible du cycle thermodynamique. R [J/(kg.K)] : Constante spécifique du gaz. t [°C] : Température. T [ K ] : Température. T’4 [ K ] : Température isentropique à la sortie de la turbine. vap [%] : Rapport (écoulement de la vapeur -écoulement d’air),

a

vm

mvap&

&= .

w [J/kg] : Travail spécifique.

γ [-] : Exposant isentropique, v

p

cc=γ .

λ [-] : Coefficient d’excès d’air. η [%] : Rendement. ηTh_gb [%] : Rendement thermique du cycle. ε [-] : Rapport de pression du compresseur.

Indices et exposants 1, 2, 3, 4 : Positions du cycle présentées par les différents

éléments de la turbine à gaz. a : Quantité liée à l'air. C : Quantité liée au compresseur. CC : Quantité liée à la chambre de combustion const : Quantité liée au constructeur. f : Quantité liée au carburant. g : Quantité liée aux gaz de combustion. inj : Quantité liée aux paramètres d’injection. iso : Quantité liée aux conditions standards. méc : Quantité liée aux pertes mécanique. v : Quantité liée à la vapeur d’eau injectée. T : Turbine.



1. INTRODUCTION

Les turbines à gaz sont des groupes de force dont l'utilisation dans l'industrie des hydrocarbures algérienne est très répondue, compte tenu des puissances unitaires développées élevées, à de faciles adaptations à des régimes variables des processus d'exploitation et à des modes de démontage en block qui permettent des périodes de fonctionnement entre réparations de plus en plus élargies [1, 2, 3]. Malgré ces avantages, leur haute sensibilité à la variation de la température de l'air ambiant qui varie considérablement au Sahara, fait que le rendement thermique d'exploitation de ces machines se trouve affecté. Actuellement pour solutionner le problème, compte tenu des régions d’exploitation, on procède, lors du projet au surdimensionnement systématique des groupes d’entraînement par rapport aux machines entraînées.

Le cycle d’une turbine à gaz est très souple de telle sorte que ses performances puissent être améliorées, en ajoutant les composants supplémentaires à un cycle simple [4-12]. Dans ce travail le processus de combustion s’effectue en présence d’une quantité de vapeur d’eau, injectée à l’amont de la chambre de combustion, ce qui conduit à une amélioration du rendement et de la puissance utile de la turbine à gaz compte tenu de la masse supplémentaire traversant la turbine.

L’étude est faite en modélisant un cycle simple avec récupération de la chaleur des gaz d’échappement, afin d’obtenir la vapeur surchauffée à injecter à l’amont de la chambre de combustion, en tenant compte de tous les facteurs qui affectent réellement les performances d’un cycle. A cet effet, les propriétés physiques du fluide moteur ont été prises réelles donc dépendant de la température et de la pression [1-4, 13-15].

2. ANALYSE THERMODYNAMIQUE

2.1. Description générale

La conversion de l'énergie thermique en mécanique est possible au moyen d'un cycle thermodynamique. Le comportement du cycle thermodynamique, ainsi que celle du fluide moteur, influent d’une manière significative sur la conception de la machine c’est pourquoi les relations entre les paramètres du cycle doivent être analysées avec précision [1, 2, 13, 14].

Le cycle thermodynamique d'une turbine à gaz simple est décrit par le cycle de Brayton-Joule, figure .1. Il peut être caractérisé par deux paramètres significatifs, le rapport de pression et la température de combustion. Dans un cycle idéal, le rapport de pression au compresseur est égal au rapport de détente à la turbine. Cependant, dans un cycle réel il y a une légère perte de pression dans le système de combustion et, par

conséquent, la pression au point 3 est légèrement moins élevée qu'au point 2.

2.2. Cycle proposé

La figure 2 schématise l'arrangement d’un cycle avec injection de vapeur d’eau. La combustion de l’air refoulé du compresseur s’effectue dans la chambre de combustion où le carburant est injecté en présence d’une quantité supplémentaire de la vapeur d’eau dont les propriétés physiques sont calculées pour des conditions d’injection à l’amont de la chambre de combustion [10, 11]. L’énergie des gaz d’échappement, à la sortie de la turbine, est utilisée pour chauffer l’eau d’alimentation afin d’obtenir la vapeur surchauffée au niveau d’un récupérateur

2.3. Analyse de la compression

Les équations suivantes peuvent être écrites, en

supposant l’air comme un gaz parfait et les propriétés thermodynamiques du fluide moteur variables.

Figure 1 : Cycle T,s d’une turbine à gaz simple. s

T

2’

3

1

4

Entropie

Te

mpé

ratu

re 4’ 2

Pertes de pression

Figure 2 : Schéma d’une turbine à gaz avec injection de vapeur.

Puissance de Sortie

Tur

bine

Eau

Com

pres

seur

Vapeur

Chambre de combustion

Echappement des gaz brûlés

G.V.E

Carburant Entrée d’air



Le travail spécifique du compresseur est donné par l'équation suivante :

( ) ( ) 11,22, *,*, TpTCTpTCw papacomp −= (1)

2.4. Analyse de la chambre de combustion

La réaction chimique de combustion peut être écrite en utilisant une formule générale du carburant CnHm d'hydrocarbure et un coefficient d’excès d'air théorique λ :

(2)

2.5. Analyse de la détente

Le travail spécifique de détente est donné par l'équation :

( ) ( ) 44,33, *,*, TpTCTpTCw pgpgTurb −= (3)

3. EVALUATION DES PARAMETRES DU

CYCLE AVEC INJECTION DE VAPEUR D’EAU

Le calcul des nouveaux processus s’effectue à partir d’un bilan énergétique appliqué à un volume élémentaire de la chambre de combustion, [16-20] présenté sur la figure 3.

Donc :

( )2 3inj cca ,a f v v,t a f ,g v v,tm * h m * PCI m * h m m * h m * h+ + = + +& & & & & &

(4)

Pour maintenir la température de sortie de la chambre de combustion constante, en présence de la vapeur d’eau (dont les paramètres d’injection tinj, pinj), définie par :

( ) ( )( ) βγ

γα**

**

111

1111

CAD

CBCAvap

−−−+−

= (5)

Avec :

−=−=

−=

gazChc

vv

airgaz

hPCI

hh

hh

,3

,2,3

,2,3

*ηγβα

( )1 _

1

1 3, 4,

1 3, 4,

* /

/

The gb méc

spC méc

gaz gaz

v v

A PCI

B w

C h h

D h h

= η η

= η

= − = −

(6)

Il est nécessaire d’ajouter plus de carburant.

( ) ( )3, 2, 3, 2,

3,

*

*

g a v v

CC g

h h vap h hf

PCI h

− + −′ =

η − (7)

Comme l'écoulement de vapeur est très petit comparé au flux d'air, donc on peut négliger l'augmentation de pression dans la chambre de combustion quand la vapeur est injectée.

Nous pourrions supposer que l'exposant isentropique et la pression de sortie demeurent les mêmes que pour la turbine à gaz simple sans injection de vapeur. Au cours de l’injection de vapeur, la puissance fournie par la turbine sera définie par :

( ) ( ) ( )43 4 ccT a f ,g ,g v v ,t v ,tP m m * h h m * h h= + − + −& & &

(8)

4. HYPOTHESES

Les calculs ont été réalisés sur une Tag largement utilisée dans l’industrie des hydrocarbures pour des gammes de rapports de pression et de température ambiante.

Le détail sur les différents paramètres est donné dans le tableau 1.

Tableau 1 : Caractéristiques de la turbine à gaz GE MS5002.

PConst 18000 kW

ηC 90 % ηT 88 %

ηTh_Const 23 % pAmb

1,0132 bar

ηméc 95 %

tCC 900 °C

tAmb 0 / 50 °C

∆pGén 1,25 %

PCI (GN) 45119 kj/kg

ηCC 95 % ∆pCC 4 %

Cf 1.02 ηG 96 % ∆pAdm 1 %

Figure 3 : Volume de contrôle d’une chambre de combustion. (Application du bilan énergétique).

vm&

3 ,3g vm m m= +& & &

fm&

2,am&



5. RESULTATS & INTERPRETATIONS

Afin de maintenir les performances de la turbine sensiblement constantes, lorsque la température ambiante devient supérieure à celle de référence, l’injection de la vapeur d’eau à l’amont de la chambre de combustion est effectuée figure 4.

Figure 4 : Rapport vapeur air injecté

On constate que pour un rapport de compression fixe, le rendement diminue lorsque la température ambiante augmente jusqu’à celle de référence où l’injection de la vapeur d’eau a commencé figure 5.

Figure 5 : Rendement thermique global.

Les figures 6 et 7 montrent les performances de la turbine à gaz avec et sans injection de la vapeur d’eau en fonction du taux de compression pour deux températures ambiantes extrémes.

Les figures 8 et 9 montrent une comparaison entre

les performances de la turbine à gaz avec et sans injection de vapeur d’eau en fonction de la température ambiante.

La puissance absorbée par le compresseur est la même dans les deux cas, celle délivrée par la turbine est plus importante avec l’injection de la vapeur d’eau, ceci est du à la masse supplémentaire de vapeur injectée dans cette partie de la turbine.

0,0 1,5 3,0 4,5 6,0 7,5 9,0 10,5

0

10000

20000

30000

40000

50000

60000

70000

P [k

W]

ττττ [-]

PT Sans injection de vapeur

PUt_Disp

Sans injection de vapeur

PT Avec injection de vapeur

PUt_Disp

Avec injection de vapeur

tCC

= 900°C; tAmb

=50°C

Figure 6 : Puissances.

0.0 1.5 3.0 4.5 6.0 7.5 9.0 10.50

4

8

12

16

20

24

28

p2/p1

ηη ηη Th

_gb

(%)

Sans injec/Vap à tAmb=50°C Avec injec/Vap à tAmb=50°C Sans injec/Vap à tAmb= 0°C

tCC= 900°C

Figure 7 : Rendements.

270 280 290 300 310 320

15000

20000

25000

30000

35000

40000

45000

50000

55000

PC Avec injection de vapeur

PT Avec injection de vapeur

PUt_Disp

Avec injection de vapeur

tCC

= 900 °C ; ττττ = 7.3761

PC Sans injection de vapeur

PT Sans injection de vapeur

PUt_Disp

Sans injection de vapeur

P [k

W]

TAmb [ K ]

Figure 8 : Puissances.

270 280 290 300 310 32018

19

20

21

22

23

24

25

26

TAmb (K)

η(Th_gb)

Sans Inject. η

(Th_gb) Avec Inject.

tCC= 900 °C ; p2/ p1 = 7.3761

ηη ηη Th_g

b (%

)

Figure 9 : Rendements sans et avec injection de vapeur.



270 280 290 300 310 320

98

99

100

101

102

103

104

105

106

107

108

.

TAmb [K]

mg

mg + m

v

tCC

= 900 °C ; ττττ = 7.3761

m [k

g/s]

La figure 10 montre les distributions de la quantité de vapeur injectée et le rendement thermique en fonction de la variation de la température ambiante. On constate sur cette figure que, pour TAmb< Tref , l’évolution du rendement est comme une turbine à gaz fonctionnant sans injection ce qui est remarqué par vap=0.

Le rendement commence à se stabiliser lorsque TAmb>Tref (où l’injection de la vapeur d’eau commence). En augmentant la température ambiante la quantité de la vapeur d’eau injectée augmente et les performances de la turbine à gaz deviennent sensiblement stables.

La figure 11 montre la variation du débit de fluide moteur pour un cycle simple et un cycle injecté par la vapeur en fonction de la variation de la température ambiante. Avec l’injection des quantités de la vapeur d’eau convenables, il est possible de ramener le fonctionnement de la turbine à gaz vers celui des conditions de référence.

6. CONCLUSION

Les turbines à gaz ont pris ces dernières années un rythme de développement accéléré, plus particulièrement dans le domaine des hydrocarbures.

Les machines utilisées comme groupe de force, dans cette industrie, sont confrontées à des conditions climatiques rudes du sud du Sahara algérien ou la température de l’air ambiant est variable et avoisine souvent 50°C en été, ce qui fait chuter la puissance utile de plus de 20% ce qui est considérable. De ce fait rendre les turbines utilisées dans les conditions du sud algérien insensibles à la variation de la température de l’air ambiant, revêt un caractère urgent.

Les résultats obtenus prouvent que la puissance disponible et le rendement d'une turbine à gaz se stabilisent, quand une quantité de la vapeur d’eau est injectée proportionnellement à la température de l’air ambiant.

RÉFÉRENCES

[1] PHILIP J. POTTER, “Power plant theory and design”, Second edition of steam power plant john Wiley & sons New York Chichester Brisbane Toronto (1976).

[2] M. M. EL-WAKIL, “Power plant technology”, International student edition 1st printing (1985).

[3] R. GICQUEL, “Prise en main Exemple des turbines à gaz” , Logiciel Thermoptim Vers. JAVA 1.38 Avril (2001).

[4] M J MOORE, “Nox emission control in gas turbines for combined cycle gas turbine plant”, Proc Instn Mech Engrs Vol 211 Part-A Imeche (1997).

[5] K MATHIOUDAKIS, “Evaluation of steam and water injection effects on gasturbine operation using explicit analytical relations”, Instn Mech Engrs Vol 216 Part A: J Power and Energy (2002).

[6] Hermann HASELBACHER, “Performance of water/steam injected gas turbine power plants consisting of standard gas turbines and turbo expanders”, Int. J. Energy Technology and Policy, Vol. 3, Nos. 1/2, (2005).

[7] Dah Yu CHENG & ALBERT L.C. NELSON, “The chronological development of the change cycle steam injected gas turbine during the past 25 years”, Proceedings of ASME Turbo Expo 2002; June 3-6, Amsterdam, the Netherlands.

[8] Magdalena MILANCEJ, “Advanced Gas Turbine Cycles: Thermodynamic Study on the Concept of Intercooled Compression Process”, Diploma Thesis Institut für Thermodynamik und Energie wandlung Technische Universität Wien Vienna, July (2005).

[9] D. ZHAO, Y. OHNO, T. FURUHATA, H. Yamashita, N. Arai & Y. Hisazumi, “Combustion technology in a novel gas turbine system with steam injection and two-stage combustion”, Journal of Chemical Engineering of Japan, Vol. 34, No.9 pp.1159-1164, (2001).

[10] Y. OHNO, D. ZHAO, T. FURUHATA, H. Yamashita, N. Arai & Y. Hisazumi, “Combustion characteristics and NOx formation of a gas turbine system with steam injection and two-stage combustion” Journal of Chemical Engineering of Japan, (2001).

[11] DAVID L. DAGGETT, “Water Misting and Injection of Commercial Aircraft Engines to Reduce Airport NOx”, National Aeronautics and Space Administration Glenn Research Center NASA/CR, (2004).

[12] Klaus BRUN & Rainer KURZ, “Gas turbine life limiting effects of inlet and interstage water injected”, Proceedings of the thirty fourth turbomachinery symposium – (2005).

[13] R. C. HENDRICKS, “Water Injected Turbomachinery”, National Aeronautics and Space Administration Glenn Research Center March 2005.

27 0 280 290 30 0 3 10 320 33023 .0

23 .5

24 .0

24 .5

25 .0

25 .5

ηη ηη Th

_gb (%

)

T A m b (K )

ηTh -g b

A v e c In je c tio n V a p .t

C C= 9 0 0 °C ; p

2/ p

1 = 7 .3 7 6 1

0 .0

0 .5

1 .0

1 .5

2 .0

2 .5

3 .0 V apeu r in jec tée

Figure10 : Rendement et le Rapport de la vapeur air injecté.

Figure 11 : Débit du fluide moteur.



[14] V. GANAPATHY, B. HEIL & J. RENTZ, “Heat recovery steam generator for change cycle application”, The American Society of Mechanical Engineers Reprinted from 1988 Industrial Power Conference, PWR, Vol.4, pp.63-65.

[15] International Association for the Properties of Water and Steam, “Release on the IAPWS Industrial Formulation 1997 for the Thermodynamic Properties of Water and Steam”, Erlangen, Germany September (1997).

[16] A. BOUAM, S. AISSANI & R. KADI, “Influence des conditions ambiantes sur les performances des turbines à gaz industrielles”, Colloque international sur les Energies Renouvelables (CER) organisé du 4 Mai au 5 Mai 2007 par

l’école polytechnique d’Ouajda – Maroc (2007). [17] JOSEPH H. KEENAN, Jing CHAO & Joseph KAYE, “Gas

tables thermodynamic properties of air products of combustion and component gases compressible flow functions”, Second edition New York Chichester Brisbane Toronto Singapore (1979).

[18] B. SHEIKHBEIGI,M,B.GHOFRANI, “Thermodynamic and environmental consideration of advanced gas turbine cycles with reheat and recuperator”, Int. J. Environ. Sci. Tech., Vol. 4, No. 2, pp. 253-262, (2007).

[19] A. KHALIQ, S.C. KAUSHIK, 2004, “Thermodynamic performance evaluation of combustion gas turbine cogeneration system with reheat”, Applied Thermal Engineering, Vol. 24, pp. 1785–1795, (2004).

[20] A.M. BASSILY, “Enhancing the efficiency and power of the triple-pressure reheat combined cycle by means of gas reheat, gas recuperation, and reduction of the irreversibility in the heat recovery steam generator”, Applied Energy, Volume 85, Issue 12, December 2008, pp. 1141-1162, (2008).

Documents

aissani2011