THERMODYNAMIQUE APPLIQUÉE PARTIE 4 CYCLES

THERMODYNAMIQUE APPLIQUÉE
PARTIE 4
CYCLES THERMODYNAMIQUES
I. Quelques hypothèses de modélisation
1. Idéalisation des cycles thermodynamiques
L’étude de vrais cycles thermodynamiques est difficile et complexe :
frottements et non équilibres par exemple.
C’est pourquoi on en fait en général une idéalisation pour :
I
pouvoir faire des études analytiques simples
I
étudier les effets principaux
I
en tirer des conclusions sur les cycles réels
P
idéalisation
cycle réel
V
2. Quelques hypothèses générales
Pour l’étude des cycles, les hypothèses suivantes sont généralement faites :
1. Les processus d’expansion et de compression ont lieu avec une
hypothèse d’équilibre quasi-statique : ρ = cte dans tout le domaine
par exemple
2. Tous les processus sont réversibles (de manière interne mais pas
nécessairement externe)
3. La combustion est remplacée par une source de chaleur externe
4. Pour les cycles à gaz, le gaz a un comportement de gaz parfait
5. Les capacités calorifiques sont souvent supposées constantes
Pour les cycles ouverts :
1. Pas de transfert de chaleur au travers des canalisations
2. Les frottements sont négligés : pas de perte de pression dans les
canalisations ou les échangeurs
3. L’écoulement est stationnaire
4. Variations d’énergies potentielle et cinétique généralement
négligées : hypothèse généralement raisonnable, suivant le problème
physique traité
5. Pour les transformations où la transformation n’est pas un cycle (e.g.
moteur d’avion), l’échappement est remplacé par un processus de rejet
de chaleur qui replace le fluide dans son état initial
II. Cycles fermés
Sens du cycle
Transformations réversibles : δW rev = −P dv et δQ rev = T ds
Sur le cycle : W + Q = 0
Cycle générateur
Cycle récepteur
P
P
W >0
W <0
v
v
T
T
Q<0
Q>0
s
s
1. Cycle de Carnot
a) Rappels sur le cycle de Carnot
Adiabatique
P
T
2
3
T2
3
Q2
Adiabatique
2
Q2
T = T2
Q1
1
Q1
4
T = T1
V
T1
1
4
s
b) Bilan énergétique
Le système étant fermé, à chaque étape du cycle, on a
Uj − Ui = Wji + Qji
U2 − U1
=
W21
U3 − U2
=
W32 + Q2
U4 − U3
=
W43
U1 − U4
=
W14 + Q1
Sur le cycle :
0 = Q2 + Q1 + W
c) Bilan entropique
Le système étant fermé, à chaque étape du cycle, on a
Sj − Si =
S2 − S1
=
S3 − S2
=
S4 − S3
=
S1 − S4
=
Qji
Tk
0
Q2
T2
0
Q1
T1
Sur le cycle :
0=
Q2
Q1
+
T2
T1
d) Bilan exergétique
Le système étant fermé, à chaque étape du cycle, on a
Dji∗ = Ta (Sj − Si ) − Qji
∗
D21
=
Ta (S2 − S1 ) = 0
∗
D32
=
Ta (S3 − S2 ) − Q2
∗
D43
=
Ta (S4 − S3 ) = 0
∗
D14
=
Ta (S1 − S4 ) − Q1
Ta
Tk
Ta
=0
T2
Ta
=0
T1
Sur le cycle :
∗
∗
∗
∗
D ∗ = D21
+ D32
+ D43
+ D14
=0
e) Rendements
Rendement énergétique
η=
|W |
Q1 + Q2
Q1
=
=1+
Q2
Q2
Q2
Rendement énergétique du cycle de Carnot
η =1−
T1
T2
Rendement exergétique
Définition :
η=
η=
|W |
„
«
Ta
Q2 1 −
T2
Q2 (1 − T1 /T2 )
Q1 + Q2
T2 − T1
=
=
Q2 (1 − Ta /T2 )
Q2 (1 − Ta /T2 )
T2 − Ta
Si la source froide (T1 ) est en équilibre avec le milieu ambiant (Ta ), le
rendement exergétique vaut 1
f) Quelques remarques sur le cycle de Carnot
I
I
Aucun cycle ne peut être aussi efficace que le cycle de Carnot
Pourquoi ne pas prendre le cycle de Carnot comme seul cycle
modèle ?
1. Beaucoup de cycles réels n’ont pas la forme du cycle de Carnot, même
de manière approchée, et leur idéalisation ne peut pas reposer sur ce
dernier
2. Le cycle de Carnot est très idéal : il y a toujours équilibre thermique avec
les sources de chaleur extérieures. Les idéalisation des cycles réels
reposent sur l’hypothèse de réversibilité interne mais pas externe : il n’y a
pas équilibre thermique avec les sources extérieures
I
Le cycle de Carnot fournit des informations utiles quant à
l’efficacité thermique des cycles
1. L’efficacité augmente avec l’augmentation de la température moyenne
à laquelle de la chaleur est fournie au système. La température
maximum est en générale limitée par des contraintes mécaniques (tenue
des aubes de turbines par exemple).
2. L’efficacité augmente avec la diminution de la température moyenne à
laquelle de la chaleur est rejetée du système. La température minimum
est en générale limitée par des contraintes environnementales (température
de l’eau de refroidissement par exemple)
2. Le moteur à essence : le cycle de Otto
a) Description du cycle
Compression
Détente
Echappement
Entrée
fin combustion
P
dé
ten
te
allumage
ouverture
soupape entrée
com
pres
ouverture
soupape sortie
sion
V
b) Idélisation : le cycle de Otto
P
3
Q2
s
Q2
T
=
ct
c
v=
e
te
2
2
s=
cte
v=
4
1
Q1
1
3
4
cte
Q1
s
v
1-2 Compression isentropique
2-3 Chaleur apportée à v = cte
3-4 Détente isentropique
4-1 Chaleur cédée à v = cte
Pas de travail dans les étapes d’échange de chaleur
c) Bilan énergétique
Le système considéré est le fluide compris dans le cylindre lors des
phases de compression et de détente
Pour une unité de masse et pour chaque étape :
∆u = Cv ∆T = q + w
u2 − u1
=
Cv (T2 − T1 ) = w21
u3 − u2
=
Cv (T3 − T2 ) = q2
u4 − u3
=
Cv (T4 − T3 ) = w43
u1 − u4
=
Cv (T1 − T4 ) = q1
Sur le cycle :
0 = w + q1 + q2
d) Bilan entropique
Le système considéré est le fluide
s2 − s1
=
0
s4 − s3
=
0
„
«γ−1
⇒
T4
=
T3
„
v3
v4
«γ−1
=
v2
v1
=
T1
T2
⇒
T4
T3
=
T1
T2
e) Rendement énergétique
η=
T1 − T4
T1 T4 /T1 − 1
q1
−w
=1+
=1−
=1+
q2
T3 − T2
T2 T3 /T2 − 1
q2
Rendement énergétique du cycle de Otto
η =1− „
v1
v2
1
«γ−1
L’efficacité dépend uniquement du rapport de compression (v1 /v2 ) et
du rapport des capacités calorifiques γ : l’efficacité augmente lorsque le
rapport de compression augmente.
Cette conclusion s’applique également aux moteurs à combustion réels.
On ne peut pas augmenter le rapport de compression indéfiniment :
au-delà d’une certaine limite, la température en fin de cycle de compression
dépasse la température d’auto-allumage du mélange. Ce phénomène
(audible) peut endommager les moteurs.
On a donc utilisé des mélanges qui retardent la limite d’auto-allumage
(essence “plombée”).
3. Le moteur diesel : le cycle de Diesel
a) Le principe
Moteur similaire au moteur à essence : seule la méthode d’allumage
diffère.
Dans le moteur diesel, l’air est comprimé
à une température supérieure à la
température d’auto-allumage du
mélange.
La combustion commence lorsque le
carburant est injecté dans cet air
chaud.
Compression
Puisque l’air seul est comprimé, le
problème de l’auto-allumage est éliminé et
on peut atteindre des températures
plus élevées, ce qui permet de brûler
des produits moins raffinés.
Détente
b) Modélisation du cycle
L’injection commence lorsque le piston approche de la fin de sa course et se
poursuit au cours de la première partie de la phase de détente.
Le processus de combustion est donc plus long. Ce processus est alors
approché par un processus d’apport de chaleur à pression constante (et
non plus à volume constant).
Les autres parties du cycle sont identiques au moteur à essence.
P
2
Q2
3
Q2
T
s
=
c
P=
e
ct
s=
cte
te
2
v=
4
1
Q1
v
1
3
4
cte
Q1
s
c) Bilan énergétique
P
Q2
3
2
u2 − u1
=
w21
u3 − u2
=
q2 + w32 = q2 − P2 (v3 − v2 )
u4 − u3
=
w43
u1 − u4
=
q1
s
=
e
ct
q1 = Cv (T1 − T4 )
s=
cte
4
1
Q1
v
q2
=
u3 − u2 + P2 (v3 − v2 )
=
(u3 + P3 v3 ) − (u2 + P2 v2 )
=
h3 − h2
q2 = Cp (T3 − T2 )
Sur le cycle :
0 = w + q1 + q2
d) Bilan entropique
Q2
T
P
te
=c
2
v=
1
s2 − s1
=
0
s3 − s2
=
Cp ln
3
s4 − s3
=
0
4
s1 − s4
=
Cv ln
cte
⇒
Q1
s
„ «γ−1
T2
v1
=
T1
v2
„ «γ
T3
T4
=
T2
T1
T3
T2
T1
T4
e) Rendement énergétique
η=
−w
q1
T4 − T1
T1 T4 /T1 − 1
=1+
=1−
=1−
q2
q2
γ (T3 − T2 )
γ T2 T3 /T2 − 1
η =1−
1 (T3 /T2 )γ − 1
1
(v1 /v2 )γ−1 γ (T3 /T2 ) − 1
P3 = P2 ⇒
T3
v3
=
T2
v2
Rendement énergétique du cycle Diesel
η =1− „
v1
v2
1
«γ−1
»
1 (v3 /v2 )γ − 1
γ (v3 /v2 ) − 1
–
Le terme entre crochets est toujours supérieur à 1 ; donc ηDiesel < ηOtto
lorsque les deux cycles fonctionnent avec le même rapport de
compression.
Mais les moteurs diesel fonctionnent à des rapport de compression
plus élevés et sont donc plus efficaces
4. Cycle de Stirling
a) Le principe (type alpha)
q2
q1
Par expansion
thermique, le gaz
chauffé a poussé
le piston au fond
de sa course.
L’expansion se
poursuit vers le
cylindre froid.
1-2
q2
q1
Le volume de gaz
est maximum.
Le gaz commence
à se refroidir.
2-3
q2
q1
Le gaz est
quasiment tout
dans le cylindre
froid où il se
contracte.
La contraction
thermique entraîne
le piston froid vers
le bas.
3-4
q2
q1
Le volume de gaz
est minimum.
Le gaz se
réchauffe dans le
cylindre chaud, ce
qui fait bouger le
piston chaud.
4-1
b) Modélisation
1
T
P
=
ct
q2
e
1-2 Détente isotherme
2-3 Refroidissement isochore
4
T
3-4 Compression isotherme
2
=
cte
q1
4-1 Chauffage isochore
3
v
c) Bilan énergétique
2
Z
0
q21 + w21 = q21 −
=
„
v2
v1
«
„
v1
v2
«
P dv = q21 − r T1 ln
1
Cv (T3 − T2 )
q32
=
4
Z
0
q43 + w43 = q43 −
=
P dv = q43 − r T3 ln
3
Cv (T2 − T3 )
q14
=
d) Rendement énergétique
Travail fourni
„
w = − (w21 + w43 ) = r (T1 − T3 ) ln
1
«
„
v2
v1
T
P
v2
v1
=
Chaleur fournie
e
ct
q2
q2 = q14 + q21 = Cv (T1 − T3 ) + r T1 ln
4
T
2
=
cte
q1
3
v
Rendement
η=
r (T1 − T3 ) ln(v2 /v1 )
w
=
q2
Cv (T1 − T3 ) + r T1 ln(v2 /v1 )
Si la chaleur nécessaire au chauffage isochore est entièrement récupérée au
cours du refroidissement isochore
„ «
v2
q = q14 + q21 + q32 = r T1 ln
v1
alors le rendement devient
η =1−
C’est-à-dire le rendement de Carnot
T3
T1
«
III. Cycles ouverts
Dans ces cycles, le fluide circule à travers différents composant
Sens du cycle
Transformations réversibles : δW 0rev = v dP et δQ rev = T ds
Sur le cycle : W 0 + Q = 0
Cycle générateur
Cycle récepteur
P
P
W0 > 0
W0 < 0
v
v
T
T
Q<0
Q>0
s
s
1. Cycle d’Ericsson
a) Présentation du cycle théorique
régénérateur adiabatique
1
4
Q̇32
2
1-2 Compression isotherme
3
2-3 Apport de chaleur isobare
Ẇ 0
3-4 Détente isotherme
4-1 Rejet de chaleur isobare
Q̇21
Q̇43
compresseur
isotherme
turbine
isotherme
I
La réalisation technique d’une compression ou d’une détente isotherme
est très difficile
I
Mais potentiellement très intéressant
régénérateur adiabatique
3
h
4
Q̇43
4
P
2
1
1
Q̇32
Ẇ 0
Q̇21
P
=
3
P
P
=
Q̇32
2
2
Q̇21
Q̇43
compresseur
isotherme
1
s
turbine
isotherme
b) Bilan énergétique
ṁ (h2 − h1 )
=
Ẇc0 + Q̇21
ṁ (h3 − h2 )
=
Q̇32
ṁ (h4 − h3 )
=
Ẇt0 + Q̇43
ṁ (h1 − h4 )
=
−Q̇32
Sur le cycle :
Ẇc0 + Ẇt0 + Q̇21 + Q̇43 = 0
c) Bilan d’entropie
Q̇43
3
4
ṁ (s2 − s1 )
=
Q̇21
T2
ṁ (s4 − s3 )
=
Q̇43
T3
P
1
Q̇32
=
P
=
P
2
h
Régénérateur idéal : le transfert de
chaleur du fluide chaud au fluide froid
se fait sans différence de température
entre ces deux fluides (localement).
P
2
Q̇21
1
s
Gaz parfait à Cp constant :
„
s2 − s1 = −r ln
P2
P1
Q̇21 = −Q̇43
«
= s3 − s4
T2
T3
c) Rendement énergétique
Définition : η =
régénérateur adiabatique
1
Q̇32
Et
Ẇ 0 = −Q̇21 − Q̇43
3
Q̇21 = −Q̇43
Ẇ 0
Q̇21
T2
T3
Donc
Q̇43
compresseur
isotherme
Q̇43
Or Ẇ 0 = Ẇt0 + Ẇc0
4
2
−Ẇ 0
„
«
T2
Ẇ = −Q̇43 1 −
T3
turbine
isotherme
0
Rendement énergétique du cycle d’Ericsson
η =1−
T2
T3
Ce rendement est égal au rendement du cycle de Carnot
2. Les turbines à gaz : le cycle de Brayton
a) Présentation générale
Le cycle de Brayton est utilisé en général pour les turbines à gaz lorsque la
compression et la détente sont réalisées avec des machines tournantes.
Les turbines à gaz fonctionnent en général en cycle ouvert.
carburant
2
compresseur
combustion
3
turbine
travail
4
1
air
gaz échappement
b) Modélisation
Le cycle ouvert de turbine à gaz peut être modélisé par un cycle fermé.
Combustion → apport de chaleur à pression constante
Echappement → rejet de chaleur à l’air ambiant à pression constante
Q̇2 > 0
2
échangeur
1-2 Compression
isentropique
3
compresseur
2-3 Apport de chaleur
isobare
Ẇ 0 < 0
turbine
3-4 Détente isentropique
1
échangeur
4-1 Rejet de chaleur
isobare
4
Q̇1 < 0
Certaines installations fonctionnent avec un cycle réellement fermé
Q̇2 > 0
2
échangeur
compresseur
3
échangeur
1
Ẇ 0 < 0
turbine
4
Q̇1 < 0
P
Q̇2
3
2
Q̇2
T
s
c
P=
=
s=
2
e
ct
cte
P
4
1
Q̇1
te
1
v
=
3
4
cte
Q̇1
s
c) Bilan énergétique
Pour chaque composant du cycle, on a, par unité de masse, :
∆h = ẇ + q̇
h2 − h1
=
ẇc
h3 − h2
=
q̇2 = Cp (T3 − T2 )
h4 − h3
=
ẇt
h1 − h4
=
q̇1 = Cp (T1 − T4 )
Sur le cycle :
ẇ + q̇2 + q̇1 = 0
d) Bilan entropique
Pour chaque transformation, les irréversibilités internes sont nulles
Pour les compressions et détentes qui sont des adiabatiques réversibles, on
a s = cte :
„ « γ−1
γ
T2
P2
=
T1
P1
„ « γ−1
„ « γ−1
γ
γ
P2
T3
P3
=
=
T4
P4
P1
D’où
T2
T3
=
T1
T4
e) Rendement énergétique
On définit le rendement énergétique par
η=
Soit
η =1+
−ẇ
q̇2
q̇1
T1 − T4
T1 T4 /T1 − 1
=1+
=1−
q̇2
T3 − T2
T2 T3 /T2 − 1
Rendement énergétique du cycle de Brayton
η =1− „
P2
P1
1
« γ−1
γ
L’efficacité d’un cycle de Brayton augmente avec le rapport de pression
de la turbine et avec γ (si le fluide est différent de l’air).
C’est ce que l’on observe effectivement sur les turbines réelles.
La température la plus élevée du cycle est atteinte à la fin de la combustion
(en 3) et est en générale limitée par la température maximale que les
pales de la turbine peuvent supporter.
Des progrès significatifs dans le domaine des matériaux ont été faits et les
turbines à gaz peuvent supporter des températures allant jusqu’à 1400◦ C.
Applications principales des turbines à gaz :
I
propulsion des avions
I
génération de puissance électrique, même en cycle fermé dans les
réacteurs nucléaires de quatrième génération
f) Autres utilisations du cycle de Brayton
Le cycle de Brayton étudié est générateur de puissance (ẇ < 0)
Il peut aussi être utilisé comme :
I
machine frigorifique (ẇ > 0 ; q̇1 > 0)
I
pompe à chaleur (ẇ > 0 ; q̇2 < 0)
Exemple de la pompe à chaleur
Coefficient de performance :
−q̇2
1
= >1
η
ẇ
Principe de fonctionnement :
I
On prend de la chaleur à la source froide pour la fournir à la source
chaude.
I
Mais ce processus ne peut pas se faire spontanément et il est
nécessaire de fournir du travail pour qu’il se produise.
I
Mais le travail fourni est inférieur à la chaleur transmise.
g) Optimisations du cycle de Brayton
i) Regénération
Une partie de la chaleur des gaz chauds sortant de la turbine est utilisée
pour préchauffer les gaz à l’entrée de la chambre de combustion.
regénérateur
4
chaleur
2
combustion
3
5
compresseur
1
turbine
travail
q2
3
T
qregen
5
4
qregen
2
1
q1
s
L’efficacité du cycle augmente car une partie de la chaleur normalement
cédée à l’extérieur est utilisée pour préchauffer les gaz de combustion et
ainsi économiser une partie de la chaleur normalement utilisée pour
chauffer ces gaz.
Fonctionne uniquement si la température en sortie de turbine est supérieure
à la température en sortie de compresseur (T4 > T2 ), i.e. pour des rapports
de pression relativement élevés.
ii) Effet d’un refroidisseur intermédiaire sur le travail de compression
1
4
compresseur
compresseur
2
3
refroidisseur
Dans le cas réversible, on a : δw = v dP
P
4
isotherme
2
3
isentropiques
1
v
P
4
11111
00000
travail économisé
00000
11111
00000
11111
00000
11111
isotherme
00000
11111
2
00000
11111
Principe général
Le travail de compression (ou de détente) est proportionnel au volume.
I
I
Pour minimiser le travail de compression, il faut donc diminuer v , ce que
l’on peut faire en diminuant la température du fluide.
Pour augmenter le travail de détente, il faut augmenter v , ce que l’on
peut faire en augmentant la température du fluide.
C’est ce principe simple qui est appliqué pour les refroidisseur et réchauffeur
intermédiaires.
5
T
7
Q̇rech.
Q̇20
Q̇regen
8
6
4
2
3
Q̇refr . 1
Q̇regen
Q̇10
s
Interprétation
On approche ainsi d’un cycle d’Ericsson
3. Les turbines à vapeur : le cycle de Rankine
a) Cycle de Carnot
Pourquoi le cycle de Carnot n’est pas un bon modèle pour l’étude des cycles
à vapeur ?
1. Difficile de beaucoup augmenter la
température (pour augmenter le
rendement).
T
1
2
4
3
2. Quantité relative de liquide
importante lors de la détente
isentropique (2-3) : dommages
mécaniques dus à l’impact des
gouttelettes.
s
3. Difficile de concevoir un compresseur
pouvant travailler avec un “mélange”
diphasique (4-1)
b) Cycle de Rankine : le cycle à vapeur idéal
Q̇2
2
Ẇ20
bouilleur
pompe
3
T
3
Q̇2
Ẇ10
turbine
Ẇ10
2
1
4
condenseur
Ẇ20
1
Q̇1
Q̇1
4
s
1-2 Compression isentropique (pompe)
2-3 Chauffage isobare (générateur de vapeur)
3-4 Détente isentropique (turbine)
4-1 Refroidissement isobare (échangeur)
c) Bilan énergétique
Pour chaque composant du cycle, on a (par unité de masse) :
∆h = q̇ + ẇ
Pompe
h2 − h1 = w2
Bouilleur
h3 − h2 = q2
Turbine
h4 − h3 = w1
Condenseur
h1 − h4 = q1
Les calculs analytiques ne sont pas possibles (en tout cas beaucoup moins
simples que pour les autres cycles) car il est nécessaire de se donner un
modèle thermodynamique du fluide pour ses phases liquide et vapeur, ce qui
n’est généralement pas possible
Le recours aux tables thermodynamiques (ou aux diagrammes) est donc
nécessaire.
Remarque sur le calcul du travail de la pompe
dh = T ds + v dP
Transformation isentropique et liquide quasiment incompressible ⇒
∆h = v ∆P
Remarque sur l’état en sortie de turbine
Cet état est diphasique liquide-vapeur et le titre de vapeur est noté x. On a
donc :
h4 = x hvsat + (1 − x) hlsat = hlsat + x Lv
s4 = x xvsat + (1 − x) slsat = slsat + x Lv /T sat
d) Interprétation graphique de l’efficacité
T
3
Q̇2
Ẇ10
2
Ẇ20
1
Q̇1
4
s
Aire du cycle (travail net) divisée par l’aire sous la courbe (2-3) (chaleur
fournie)
e) Comment améliorer l’efficacité du cycle de Rankine ?
Idées maîtresses :
I
augmenter la température moyenne à laquelle la chaleur est
transmise au fluide
I
baisser la température moyenne à laquelle la chaleur est cédée à
l’extérieur
T
En abaissant la pression du
condenseur, on abaisse la température
diphasique.
3
Le gain de travail net est représenté par
l’aire hachurée.
2
111111
000000
1
000000
111111
000000
111111
4
000000
111111
000000
111111
4’
000000
111111
1’
2’
On peut plus chauffer le système (aire
sous la courbe (2-2’)), mais cette chaleur
est beaucoup plus faible que le gain total.
s
Mais : augmentation de la quantité de liquide en sortie de turbine (4’).
T
2
1
En augmentant la température en sortie
de bouilleur, on augmente le travail net
du cycle.
3’
1
0
31
0
0
1
0
1
0
1
0
1
0
1
0
1
4
La quantité de chaleur supplémentaire
nécessaire est représentée par l’aire sous
la courbe (3-3’).
4’
s
Mais l’effet net est une augmentation de
l’efficacité.
La quantité de liquide en sortie de turbine (4’) est abaissée.
Il faut que les matériaux de la turbine supportent des températures élevées.
T
En augmentant la pression du
bouilleur, on augmente la température à
laquelle le changement de phase se
produit et donc la température moyenne
au cours du chauffage.
3’
3
11111
00000
00
11
0
1
00000
11111
00
11
0
1
00000
11111
00
11
0
1
00000
11111
2’11111
00
11
0
1
00000
00
11
0
1
211111
00000
00
11
0
1
1
00
11
0
1
4’
Si on maintient la température maximale
constante (en entrée de turbine), la
quantité de liquide en sortie de turbine est
plus importante.
4
La perte de travail liée au mouvement vers
la gauche peut être compensée en
réchauffant la vapeur.
s
Cycle de Rankine avec réchauffe
Comment augmenter la pression dans le bouilleur sans augmenter la
quantité de liquide dans la turbine ?
Utiliser deux turbines avec réchauffe
3
turbine
turbine
T
5
2
3
6
condenseur
bouilleur
4
4
2
1
pompe
1
5
6
s
On peut augmenter le nombre de réchauffes pour s’approcher d’une
isotherme. Mais il est rare que les économies ainsi faites justifient plus de 2
réchauffes.