Production d`énergie électrique par centrales thermiques

Production d’énergie électrique
par centrales thermiques
par
André LALLEMAND
Ingénieur, docteur-ès-sciences
Professeur des universités à l’Institut national des sciences appliquées de Lyon
1.
1.1
1.2
1.3
Thermodynamique des moteurs thermiques ...................................
Conservation de l’énergie ...........................................................................
Création d’entropie. Irréversibilités............................................................
Cycles thermodynamiques. Moteurs. Rendement ...................................
D 4 002 - 2
—
2
—
2
—
3
2.
2.1
2.2
Installations motrices des centrales thermiques............................
Turbines à gaz ..............................................................................................
Installations motrices à vapeur ..................................................................
—
—
—
4
4
6
3.
Centrales à cycles combinés ................................................................
—
9
4.
Évolution et perspectives ......................................................................
—
10
a production d’électricité à des niveaux de puissance importants, plusieurs
centaines de mégawatts, est faite à partir de la transformation de l’énergie
chimique contenue dans un combustible (charbon, fioul ou gaz) ou de l’énergie
nucléaire, en chaleur, puis en énergie mécanique, puis en électricité. La
conversion mécanique-électrique est du ressort des alternateurs, la conversion
thermique-mécanique est l’œuvre des installations motrices à vapeur (IMV) ou
des turbines à gaz (TAG), dites encore turbines à combustion (TAC). La transformation de l’énergie chimique en énergie thermique a lieu dans le générateur
de vapeur (GV) des IMV ou dans le foyer de la turbine pour les TAC.
La compréhension basique du mode de fonctionnement de ces systèmes
nécessite de faire un retour sur les notions de thermodynamique appliquée qui
mettent en jeu les bilans énergétiques, les bilans entropiques et les cycles
d’évolution du fluide utilisé comme fluide thermodynamique ou de travail : eau
dans le cas des IMV, air et fumées dans le cas des TAC.
Ce sont ces divers rappels de base, complétés par la description et l’analyse
du fonctionnement des systèmes classiques, que nous proposons de faire dans
les deux premiers paragraphes de cet article. Le troisième est réservé à un couplage des deux systèmes, couplage qui permet d’atteindre les meilleurs rendements.
Cet article n’ayant pas la prétention d’être exhaustif, on restera au niveau des
principes dans toutes les présentations. Le lecteur est renvoyé à des articles spécialisés desTechniques de l’Ingénieur pour avoir des informations techniques plus
précises sur ces machines thermiques.
L
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D 4 002 − 1
PRODUCTION D’ÉNERGIE ÉLECTRIQUE PAR CENTRALES THERMIQUES ____________________________________________________________________________
Notations et symboles
Q
Symbole
d
E
e
Ee
F
P
Q
Q˙
S
T
U
V
W
δ
∆
η
Unités
V
C
J
N
m
Pa
J
W
J · K–1
K
J
m3
J
Définition
(Σ)
Milieu extérieur
Différentielle totale exacte
Potentiel électrique
Charges électriques
Énergie électrique
Force
Longueur
Pression
Chaleur ou énergie thermique échangée
Puissance thermique
Entropie
Température
Énergie interne
Volume
Énergie mécanique échangée
Différentielle quelconque
Différence
Rendement
W
Figure 1 – Définition d’un système thermodynamique ( )
et échanges d’énergies mécanique et thermique avec le milieu extérieur
— elles sont comptées négativement si le système fournit ces
énergies.
Lorsque la transformation est ouverte de 1 à 2 (état final 2 du
système différent de son état initial 1) la somme des énergies
mises en jeu n’est plus nulle : elle est égale à la variation de l’énergie interne U du système :
W12 + Q 12 = ∆U12
L’énergie interne est une fonction d’état : elle ne dépend que de
l’état du système.
Dans les moteurs thermiques, la conversion d’énergie thermique/mécanique est toujours réalisée par l’intermédiaire d’un
fluide [BE 8 020] Propriétés thermodynamiques des fluides : gaz,
liquide ou vapeur qui traverse le moteur ou une partie du moteur.
Sur le plan thermodynamique, ce fluide constitue le « système
thermodynamique » évoqué ci-dessus.
Indices
1
2
M
m
(2)
État initial
État final
Maximum
Minimum
1.2 Création d’entropie. Irréversibilités
Quel que soit le type d’énergie échangé, sa valeur est toujours
obtenue en faisant le produit de deux grandeurs dont l’une a un
caractère intensif (qui ne dépend pas de la quantité de système
considéré), l’autre un caractère extensif (qui dépend de la quantité
de système). La pression P et la température T par exemple ont un
caractère intensif ; le volume V, la masse M, l’énergie interne U ont
un caractère extensif [BE 8 007] [BE 8 008]. Ainsi :
— l’énergie mécanique, dans sa forme élémentaire, peut s’écrire :
1. Thermodynamique
des moteurs thermiques
La thermodynamique des moteurs thermiques, comme ceux qui
convertissent l’énergie dans les centrales électrogènes, a pour base
les deux principes : celui de la conservation de l’énergie d’une part
([BE 8 005] Thermodynamique appliquée. Premier principe. Énergie. Enthalpie), celui de l’évolution ou de la non-conservation de
l’entropie d’autre part ([BE 8 007] Thermodynamique appliquée.
Deuxième principe. Entropie et [BE 8 008] Thermodynamique
appliquée. Bilans entropiques et exergétiques).
δW = F d ou encore δW = P dV
avec
force (variable intensive),
déplacement (variable extensive) ;
— l’énergie électrique :
δEe = E de
avec
1.1 Conservation de l’énergie
En se limitant aux énergies de types mécanique et thermique, le
principe de la conservation de l’énergie stipule que, au cours d’une
transformation fermée, qui permet à un système après une évolution (ou transformation) de retrouver son état initial, la somme
des énergies mécanique et thermique échangées avec le milieu
extérieur est nulle [BE 8 005] :
F
(3)
(4)
Ee
énergie électrique,
E
potentiel électrique (variable intensive),
e
charges électriques mises en jeu (variable extensive).
Pour l’énergie thermique, on écrit :
δQ = T dS
T
température (exprimée en kelvins, K),
S
énergie mécanique échangée entre le système Σ et son
milieu extérieur ME (figure 1),
entropie qui apparaît ainsi comme étant la variable extensive liée à la chaleur. Comme toutes les variables extensives, elle ne dépend que de l’état du système. En
particulier, lorsqu’un système évolue de manière cyclique
(mêmes états final et initial), sa variation d’entropie est
nulle.
quantité de chaleur échangée exprimée dans les mêmes
unités (joules ou J, dans le système international),
la convention de signe suivante :
— les énergies sont comptées positivement si le système reçoit
de l’énergie ;
Par ailleurs, des considérations expérimentales simples montrent que toute évolution d’un système nécessite d’avoir des gradients des grandeurs intensives :
— un transfert de chaleur ne peut avoir lieu que s’il y a une différence de température (variable intensive) entre les deux corps ;
W+Q=0
avec
W
Q
D 4 002 − 2
(1)
avec
(5)
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PRODUCTION D’ÉNERGIE ÉLECTRIQUE PAR CENTRALES THERMIQUES
T
dS ’ = entropie créée
dS2
dS1
T1
T2
Qa > 0
δQ
Qb > 0
Figure 2 – Transfert de chaleur et d’entropie entre deux corps
à températures différentes
Qa > |Qb|
W=–Q<0
S
T
Figure 4 – Cycle quelconque d’évolution d’un fluide conduisant
à un travail moteur
b
2
en empruntant un chemin thermodynamique différent, la quantité
de chaleur mise en jeu au cours du retour est encore mesurée par
l’aire sous-tendue par l’évolution. Deux cas se présentent alors :
— soit le retour se fait par un chemin de type 2a1 qui donne un
échange thermique Q 2a1 négatif et inférieur en valeur absolue au
retour par rapport à l’aller ;
— soit le retour se fait par 2b1 et la quantité de chaleur Q 2b1 ,
encore négative, est plus forte en module.
a
1
Q12
S1
S2
S
Figure 3 – Quantité de chaleur échangée au cours d’une évolution 1-2,
puis au cours d’un cycle
— un écoulement de fluide ne peut avoir lieu que s’il y a une différence de pression (variable intensive) entre deux sections de
l’écoulement, etc.
De plus, on constate que le transfert ne se fait naturellement que
dans un seul sens : de la zone à haute valeur intensive vers la zone
à faible valeur intensive, jamais dans l’autre sens. Ce transfert, irréversible, nécessaire aux activités humaines, a comme corollaire
une création d’entropie. Un exemple très simple illustre cela
(figure 2). Un corps à température T 1 donne une quantité de chaleur δQ à un corps plus froid, à la température T 2 . L’application de
l’équation (5) à chacun des deux corps donne :
δQ = T 1dS 1 = T 2dS 2
(6)
comme T 2 < T 1 , on en déduit que :
dS 2 > dS 1
Le transfert irréversible de chaleur crée une quantité d’entropie
dS′ égale à la différence des flux entropiques reçu et cédé par chacun des corps.
Dans le premier cas (1-2-a-1, l’échange thermique global Q sera
positif), le système (le fluide) a globalement reçu de la chaleur et
l’équation (1) implique qu’il aura fourni du travail au milieu extérieur (W < 0). Dans le cas 1-2-b-1, c’est le contraire.
On peut aussi conclure que, lorsqu’un cycle d’évolution est
décrit, dans ce diagramme T-S, dans le sens des aiguilles d’une
montre, le travail est négatif, c’est le cas d’un moteur thermique.
Lorsque le cycle est décrit dans le sens trigonométrique, on a
affaire à un générateur thermique comme une machine frigorifique ou une pompe à chaleur : dans ce cas, le système consomme
de l’énergie mécanique et au total fournit de la chaleur. Ce type de
représentation permet, de plus, d’avoir une illustration de l’énergie
mécanique mise en jeu puisque, toujours selon (1), celle-ci est
représentée par l’aire du cycle :
W=–Q
Corrélativement, on peut noter que : un cycle, quel qu’il soit,
pourvu que son aire soit non nulle et positive sur le plan thermique,
peut servir de base à la conception d’un moteur thermique
(figure 4).
Considérant que l’origine du fonctionnement d’un moteur est
l’énergie thermique qu’il reçoit et que l’on note par Q 1 , son
rendement est exprimé par le rapport suivant :
Q1 + Q2
Q2
Q2
W
η = – --------- = ---------------------- = 1 + -------- = 1 – ----------Q1
Q1
Q1
Q1
1.3 Cycles thermodynamiques.
Moteurs. Rendement
avec
Considérons l’évolution d’un fluide entre un état 1 et un état 2 et
la représentation schématique de cette évolution dans un diagramme entropique T-S (figure 3) [BE 8 040] Diagrammes thermodynamiques. Généralités. Selon l’équation (5), l’aire sous-tendue
par la ligne 1-2 représente l’énergie thermique Q 12 échangée entre
le fluide et son milieu extérieur au cours de cette évolution. Dans
l’exemple de la figure, elle est positive ; le fluide reçoit de la chaleur au cours de cette évolution. Si le fluide revient à son état initial
Q 1 > 0 et Q 2 < 0 ,
Q2
chaleur cédée par le moteur.
Il n’est pas inutile d’insister sur un point qui souvent apparaît
comme choquant au profane. Il s’agit de la nécessité qu’il y a à
refroidir le fluide (système thermodynamique) d’un moteur avant
de le réchauffer. Cela peut apparaître comme étant absurde. Mais
c’est une nécessité thermodynamique attachée aux évolutions
cycliques, donc au fait que l’entropie en particulier, fonction d’état,
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(7)
D 4 002 − 3
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2. Installations motrices
des centrales thermiques
T
Pratiquement, un cycle de Carnot est très difficile à concrétiser,
puisqu’il s’agirait de réaliser des échanges thermiques Q 12 et Q 34
à température rigoureusement constante tout en diminuant la
pression d’une part et en l’augmentant d’autre part. Industriellement, les transferts de chaleur se font à pression constante (ou
sensiblement constante) dans des échangeurs de chaleur ou dans
des foyers où se développe une combustion. En revanche, les deux
isentropes sont plus faciles à concevoir, puisqu’elles correspondent
à des évolutions (détente 2-3 et compression 4-1) adiabatiques réversibles (pour éviter la création d’entropie). Cependant, elles ne peuvent pas être réalisées strictement, puisque, en pratique, les
irréversibilités sont inévitables.
Q
0K
1
2
S
Figure 5 – Cycle particulier théorique conduisant à un rendement unité
P1 > P4 > P2 > P3
T
P1
TM
P4
1
P2
2.1 Turbines à gaz
2
W
Tm
P3
4
Q2
S1
3
S2
Ainsi, deux types de cycles, différents du cycle de Carnot mais
respectant les impératifs techniques, sont mis en œuvre dans les
centrales thermiques électrogènes : le cycle de Joule et ses
dérivés ; le cycle de Rankine et ses dérivés. Les moteurs thermiques Diesels ne sont que peu utilisés. Ils ne seront pas présentés
dans la suite de cet article dont le but est d’ailleurs de ne faire
qu’une présentation de principe des installations les plus courantes. Pour plus de détails sur les centrales thermiques, le lecteur
pourra se référer à l’article traitant de la production d’énergie électrique à partir de combustibles fossiles.
S
Figure 6 – Cycle de Carnot
doit revenir à sa valeur initiale après évolution. Or, si tout apport
de chaleur augmente l’entropie du système, le seul moyen de la
diminuer consiste à céder de la chaleur au milieu extérieur. La
seule possibilité conduisant à une perte thermique nulle Q 2 = 0 est
que la température du fluide reste nulle T = 0 durant toute la phase
de retour (figure 5). La relation (7) montre que, dans ce cas bien
évidemment, le rendement du moteur serait égal à l’unité. Pratiquement, cette possibilité est hors de portée technique car elle
nécessiterait de disposer d’un puits de chaleur à 0 K qui n’existe
pas. Le puits à température la plus basse industriellement acceptable est le milieu ambiant dont la température, variable selon le
lieu et la saison, est de l’ordre de 260 à 300 K environ.
Si on admet que l’apport de chaleur et la perte thermique doivent
être réalisés dans des échangeurs (se reporter à l’article traitant les
échangeurs de chaleur), à pression constante, le cycle de base d’une
turbine à gaz doit comporter deux portions d’isobares 1-2 et 3-4
(figure 7) à des niveaux de pression P 1 = P 2 et P 3 = P 4 différents et
deux isentropes au cours desquelles ont lieu une compression 4-1
et une détente 2-3. Notons que, pour chauffer le fluide entre 1 et 2
(quantité de chaleur Q 12), il faut disposer d’une source de chaleur
dont la température atteigne au moins la valeur TM = T 2 . De même,
pour refroidir le fluide thermodynamique (Q 34), il faut disposer d’un
puits thermique dont la température soit au plus Tm = T 4 . Ce cycle,
appelé cycle de Joule, peut être comparé au cycle de Carnot évoluant
entre les mêmes températures extrêmes. Une analyse des énergies
thermiques et mécaniques mises en jeu montre alors que le
rendement du cycle de Joule est très nettement inférieur à celui du
cycle de Carnot associé. Ce rendement est encore abaissé du fait
des irréversibilités de compression et de détente qui augmentent
l’entropie et impliquent le déplacement de 1 en 1′ et de 3 en 3′.
T
P1
TM
Q12
On démontre, en thermodynamique (voir [BE 8 007]), que le
meilleur rendement est obtenu lorsque le cycle correspond à un
rectangle dans le diagramme de référence T,S. C’est le cycle de
Carnot constitué de deux isothermes et de deux isentropes
(figure 6). Avec ce cycle :
3'
TM – Tm
Tm
W
η = – --------- = ----------------------- = 1 – --------Q1
TM
TM
D 4 002 − 4
3
1'
WC 1
Cycle de Carnot
Q34
4
S1
soit :
WT
W
Tm
Q 1= TM ∆S 12 ; Q 2 = Tm ∆S 21 ; – W = Q 1 + Q 2 = (TM – Tm ) ∆S 12 (8)
P4
2
S2
S
WT énergie mécanique échangée à la turbine
(9)
Figure 7 – Cycle de Joule et cycle de Carnot associé
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Q12
1
Échangeur chaud
P = Cte
2
Compresseur
WC
Alternateur
WAL
Turbine
WT
4
3
Turbine
(3 étages)
Entrée d’air
Échangeur froid
P = Cte
Chambres
de combustion
Compresseur
(17 étages)
Q34
WT = WC + WAL
Figure 8 – Turbine à gaz en cycle fermé
Figure 10 – Coupe d’une turbine à gaz MS9001E, GE Energy - Belfort
(gamme de puissance : 126 à 193 MW)
Pompe
Carburant
Foyer
2
5
1
Pompe
Alternateur
Compresseur
Turbine
4
Air ambiant
3
Foyer
Carburant
Alternateur
3
Compresseur
Fumées sortant
dans le milieu
ambiant
2
Air ambiant
Figure 9 – Turbine à gaz en cycle ouvert ou turbine
à combustion interne (TAC)
Le schéma de constitution de principe de la machine correspondante fait l’objet de la figure 8. On y distingue les deux échangeurs
de chaleur à pression constante, la compression dans un
compresseur qui nécessite une énergie WC , la détente dans une
turbine qui fournit une énergie WT [BE 8 013] Compression et
détente des gaz ou des vapeurs pour entraîner le compresseur et
un alternateur. De l’ordre de 75 % de la puissance de la turbine est
utilisé pour entraîner le compresseur, 25 % pour l’alternateur. En
pratique, l’apport de chaleur 1-2 est remplacé par une combustion
dans un foyer qui a le même effet sur l’augmentation de température du fluide. Le refroidissement a lieu simplement dans le milieu
ambiant, la sortie de la turbine permettant un échappement des
gaz de combustion ou fumées (figure 9). Le combustible peut être
un gaz ou du fioul. Dans les installations de forte puissance, le
compresseur et la turbine sont de type axial. Une coupe schématique d’une telle turbine à gaz (TAG), dite encore turbine à
combustion (TAC), fait l’objet de la figure 10.
Dans les installations terrestres de TAG, on améliore toujours le
rendement de l’installation en préchauffant l’air à la sortie du
compresseur, entre 2 et 5 par les gaz d’échappement de la turbine
qui se refroidissent de 4 à 6 (figure 11). Le cycle correspondant est
un cycle de Joule à récupération (figure 12).
Dans certaines grosses installations, des refroidissements sont
réalisés au cours de la phase de compression (compressions élémentaires suivies de refroidissement dans des échangeurs) et un
réchauffage (ou nouvelle combustion) a lieu au cours de la détente.
Turbine
1
4
Fumées sortant
dans le milieu
ambiant
6
Récupérateur
Figure 11 – Turbine à combustion interne à récupération
T
P1
TM
5
2
Tm
P4
3
4
Récupération
de chaleur
6
1
S1 S2
S3 S4
Figure 12 – Cycle de Joule à récupération de chaleur
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S
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T
10
dP
=
12
0
dP
=
0
11
9
13
14
8
6
4
2
5
3
1
dP = 0
7
Refroidissement
S
Compression
a cycle à gaz à compression et détente étagées
Compresseur
haute pression
Alternateur
Turbine haute pression
Moteur
de lancement
Chambre
de combustion
haute pression
Réducteur de vitesse
Réchauffeur
d’air
Réfrigérant intermédiaire II
Compresseur
basse pression
Chambre
de combustion
basse pression
Moteur
de lancement
Compresseur
moyenne pression
Turbine
basse pression
Réfrigérant
intermédiaire I
b schéma d’installation avec réfrigération intermédiaire
en cours de compression et réchauffage en cours de détente
Figure 13 – Cycle à refroidissement en cours de compression et réchauffage en cours de détente. Schéma d’une installation
La figure 13 montre le cycle correspondant et un schéma d’une
installation de ce type. Un tel dispositif est de nature à améliorer
le rendement. En revanche, l’installation est plus complexe et
nécessite de disposer de sources de refroidissement.
Actuellement, les plus grosses turbines à gaz permettent
d’atteindre des puissances à l’alternateur d’environ 250 MW avec
des rendements de l’ordre de 36 à 38 %.
2.2 Installations motrices à vapeur
Si au lieu de travailler avec un fluide thermodynamique gazeux
on utilise un mélange liquide-vapeur, il devient possible, à pression
constante, d’échanger de la chaleur à température constante également. On sait en effet que, à l’équilibre liquide-vapeur, tempéra-
D 4 002 − 6
ture et pression sont liées [BE 8 020]. La chaleur mise en jeu sert à
faire varier la proportion de liquide et de vapeur dans le mélange,
soit à évaporer du liquide, soit à condenser de la vapeur. On pourrait ainsi, avec des appareillages classiques comme des échangeurs de chaleur opérant à pression constante, réaliser un cycle de
Carnot à condition d’opérer totalement dans le domaine diphasique du fluide (figure 14) [BE 8 041] Diagrammes thermodynamiques. Fluides purs, azéotropes et gaz idéaux. Cependant le
dispositif correspondant comprimerait, entre 4 et 1, un mélange
liquide-vapeur à forte proportion de liquide et la turbine devrait
détendre, entre 2 et 3, un mélange également diphasique avec une
quantité de liquide non négligeable en fin de détente. Aucune
machine ne peut fonctionner valablement dans ces conditions. Le
point 4 est alors amené sur la courbe de saturation (condensation
totale du mélange) et une pompe est utilisée pour comprimer le
liquide de 4 à 1 (figure 15). Ce liquide, de l’eau, est ensuite chauffé
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de 1 à 1a , puis vaporisé totalement de 1a à 1b et enfin surchauffé
de 1b à 2 dans un générateur de vapeur (GV) avant d’être détendu
de 2 à 3 dans la turbine. C’est le cycle de Hirn ou cycle de Rankine
avec surchauffe (la détente d’un cycle de Rankine démarre au point
1b ). En sortie de turbine, le fluide entre dans le condenseur où il
subit une condensation totale. Le schéma d’une telle installation,
dite installation motrice à vapeur (IMV), fait l’objet de la figure 16.
T
Gaz
Tc
P2 > P3
Température critique = 374 °C
Liquide
1
2
Vapeur
Co
P3
b
ur
Dans ces installations, le fluide thermodynamique, de l’eau,
circule en boucle fermée. L’apport de chaleur entre 1 et 2, au niveau
du GV, provient soit d’une combustion externe de charbon, fioul ou
gaz, soit d’une réaction nucléaire. Dans le premier cas, on parle de
centrale thermique classique, dans le second, de centrale
nucléaire. Dans le cas d’un GV à combustion (se reporter à l’article
traitant du principe de conception et de calculs des chaudières),
l’eau n’est que partiellement vaporisée dans les faisceaux de tubes
qui tapissent la chaudière afin de garder de bons coefficients
d’échange de chaleur à l’intérieur des tubes. Le mélange diphasique (10 à 20 % de vapeur seulement) subit une séparation de
phase par gravité dans le ballon : l’eau liquide retourne, avec l’eau
qui provient de la pompe, dans le faisceau de tubes vaporisateurs
alors que la vapeur saturée est surchauffée dans des échangeurs
placés dans une zone du GV qui n’est pas au regard des flammes
(chauffage par les fumées de combustion). Dans le condenseur, la
source froide est constituée par une circulation d’eau en provenance d’un fleuve ou de tours d’aéroréfrigération. Dans ce dernier
cas, il convient d’assurer une alimentation en eau pour compenser
la perte par le panache de l’aéroréfrigérant.
e
de
4
sa
3
tu
rat
ion
Liquide + vapeur
S
Figure 14 – Diagramme entropique de l’eau avec un cycle de Carnot
dans le domaine diphasique liquide-vapeur
T
Cycle de Carnot
TM
2
Point critique
Surchauffe
Comme on peut le voir en observant le cycle de Carnot associé
au cycle de Hirn (figure 15), celui-ci conduit à un rendement plus
faible, mais l’écart est moins important que dans le cas d’un cycle
de Joule. Une autre différence essentielle entre ces deux cycles
réside dans le fait que l’énergie nécessaire pour comprimer (ou
pomper) le liquide est nettement plus faible que celle que nécessite
la compression d’un gaz [BE 8 013]. Ainsi, la quasi-totalité de
l’énergie récupérée sur l’arbre de la turbine est utilisable pour produire de l’électricité. À tailles de turbines identiques, l’IMV permettra d’obtenir des puissances électriques nettement plus
importantes que la TAG.
1b
1a
Turbine
GV
Pompe
1
Tm
3
4
PRODUCTION D’ÉNERGIE ÉLECTRIQUE PAR CENTRALES THERMIQUES
Condenseur
Le rendement des IMV peut encore être amélioré en pratiquant
une « resurchauffe » et des soutirages de vapeur. Dans le cas d’un
cycle à resurchauffe, après une première détente dans un élément
de tête de la turbine appelé en général corps haute pression, la
vapeur est dirigée vers le GV où elle reçoit de la chaleur à pression
S
Figure 15 – Cycle de Hirn et cycle de Carnot associé
Fumées
GV
Aéroréfrigérant
Surchauffeur
2
Air humide
saturé
Flammes
Alternateur
Turbine
Ballon
Faisceau
de tubes
3
Condenseur
Circulation
d’eau froide
Pompe
Air
Alimentation
complémentaire
par eau de rivière
Combustible
Air
1
4
Figure 16 – Schéma d’une installation motrice à vapeur fonctionnant sur la base d’un cycle de Hirn
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600
θ (°C)
00
ba
r
500
400
374,15
221,2 bar
2
340 °C
150 bar
309,5 °C
300
100 bar
50 bar
263 °C
211 °C
200
20 bar
10 bar
5 bar
179 °C
151 °C
1 bar
100
80,9 °C
45,5 °C
32,2 °C
0,5 bar
0,1 bar
0
– 100
0
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
1 kcal/(kg · K) = 4,18 kJ/(kg · K)
1
1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8 1,9 2
S [kcal/(kg · K)]
1,058
Figure 17 – Cycle de Hirn à resurchauffe
constante (aux pertes de charge près [BE 8 161] Écoulement des
fluides. Écoulements en conduites. Réseaux ) avant de subir le
reste de la détente (figure 17). Cette opération permet, d’une part
de minimiser la portion de détente du fluide dans le domaine
diphasique, d’autre part d’améliorer le rendement à condition
d’optimiser le niveau de pression auquel est faite la resurchauffe.
L’analyse thermodynamique du cycle montre que le rendement
peut encore être amélioré en pratiquant des soutirages. Cette opération consiste à prélever de la vapeur en plusieurs endroits au
cours de sa détente pour préchauffer l’eau avant son entrée dans
le GV. La figure 18 donne un exemple de cycle à deux soutirages,
s1 et s2, et une schématisation de l’IMV correspondante. Dans cette
schématisation, les réchauffeurs R1 et R2, qui permettent de préchauffer l’eau d’alimentation du GV, sont des réchauffeurs à
mélange. Une série de pompes Pi permet de relever le niveau de
pression.
Pour un débit de vapeur donné en entrée de turbine, les soutirages diminuent la puissance délivrée par la machine puisque le
débit dans la turbine diminue au fil des soutirages, en revanche le
rendement croît. On montre que l’amélioration du rendement suit
l’augmentation du nombre de soutirages, mais le gain diminue à
chaque soutirage supplémentaire. On arrive ainsi à un optimum
économique qui, pour les centrales classiques, est de 7 à
9 soutirages.
La figure 19 schématise une IMV d’une puissance électrique
nominale de 600 MW. La pression et la température de la vapeur
en entrée de turbine sont respectivement égales à 163 bar et
565 oC (valeurs classiques pour des IMV à combustion). La resurchauffe, pratiquée en sortie du corps haute pression (HP) de la turbine, est effectuée à 34 bar, la température d’entrée au corps
moyenne pression (MP) étant également de 565 oC. Outre les corps
haute et moyenne pressions, cette turbine possède trois corps
basse pression (BP) qui sont chacun à double flux (six ensembles
BP identiques alimentés en parallèle). Sept soutirages sont
pratiqués : deux au niveau du corps HP, dont un en sortie, trois sur
le corps MP, dont un en sortie, et 2 (× 6) sur le corps BP.
Contrairement au schéma de la figure 18, les réchauffeurs sont
majoritairement à surface d’échange (échangeurs classiques). Seul
le réchauffeur qui reçoit le soutirage s4 est à mélange, ce qui
entraîne que, à cet endroit, la pression de l’eau d’alimentation est
égale à celle du soutirage qui correspond à la moyenne pression.
D 4 002 − 8
1
Surchauffeur
GV
s2
s1
42
2
P2
R2
32
41
P2
31
R1
4
P1
3
a schéma d’une installation à deux soutirages de vapeur
T
1
s2
42
32
41
4
31
3
s1
2
S
P pompes
R réchauffeurs
s soutirages
b cycle de Hirn à surchauffe et deux soutirages
Figure 18 – Cycle de Hirn à soutirages de vapeur.
Schéma de principe de l’installation
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MP
Resurchauffeur
Surchauffeur
HP
s7 s6 s5 s4
BP1
BP2
PRODUCTION D’ÉNERGIE ÉLECTRIQUE PAR CENTRALES THERMIQUES
BP3
BP4
BP5
s3
s1
s4
Condenseur
principal
Dégazeur
Bâche alimentaire
s5
HP5 bis
PA
TPA
s7
HP7
s6
HP6
HP5
s3
BP3
Réchauffage HP
Caractéristiques de la vapeur :
– surchauffée : pression 163 bar, température 565 °C
– resurchauffée : pression 34 bar, température 565 °C
Condenseur auxiliaire
Économiseur
s2
Réservoir
du générateur
de vapeur
BP6
Bâche
de réserve
d’eau
Pompe
d’extraction
s2
BP2
s1
BP1
Réchauffage BP
TPA turbine de la pompe alimentaire (PA)
s
soutirage
Figure 19 – Exemple de schéma d’une IMW de 600 MW à cycle de Hirn à resurchauffe et à soutirages de vapeur
Ainsi, l’ensemble des réchauffeurs, appelé « poste d’eau » dans
une centrale, est divisé en deux parties : le poste d’eau ou de
réchauffage BP (basse pression) et le poste d’eau HP.
Le rendement de ce type de centrale peut atteindre 40 à 42 % en
fonctionnement nominal. Dans le cas des centrales nucléaires, le
rendement est plus faible du fait d’un niveau de température maximale plus faible également. En revanche, les niveaux de puissance
sont encore plus élevés puisque les plus puissantes fournissent
actuellement 1 400 MW sur un seul arbre d’alternateur.
3. Centrales
à cycles combinés
Considérant que, pour des questions d’investissement (matériaux courants), la température maximale d’un cycle classique
d’IMV est de l’ordre de 560 oC, d’une part, que la température des
gaz d’échappement d’une turbine à gaz sans récupérateur est de
l’ordre de 600 oC, il apparaît comme possible de remplacer la
combustion qui a lieu habituellement dans le GV par un transfert
thermique entre les gaz d’échappement de la turbine à gaz et l’eau
de l’IMV pour son échauffement, sa vaporisation et sa surchauffe.
Cette considération est à la base du couplage des cycles de Joule
et de Hirn que l’on pratique maintenant depuis quelques années,
notamment lorsqu’il convient de réhabiliter une centrale thermique
classique à vapeur [BE 8 905] Centrale à cycle combiné. Théorie,
performances, modularité et [BE 8 906] Centrale à cycle combiné.
Composants potentiels.
Le couplage d’un cycle de Joule avec un cycle de Hirn est schématisé sur la figure 20 où on a fait une représentation en diagramme T-Q˙ de l’évolution du gaz d’échappement de la turbine 3-4
et de l’échauffement de l’eau 1-2. Les débits de chaque fluide sont
ajustés pour épuiser au maximum l’énergie contenue dans les
fumées de la TAG. L’échange thermique entre les deux fluides a lieu
dans une « chaudière de récupération ». La figure 21 représente
schématiquement une telle installation. Sur cette figure, on a représenté, à l’amont de la chaudière de récupération, un foyer de postcombustion (FPC). En effet, compte tenu du fait que la combustion
dans les TAG est faite avec un excès d’air assez important pour ne
pas atteindre des niveaux thermiques incompatibles avec la tenue
des matériaux du premier étage de la turbine, cet air en excès est
utilisé pour faire une postcombustion à l’amont ou dans la chaudière de récupération. Cette opération permet d’augmenter sensiblement la puissance de l’installation.
Le schéma de la figure 22 correspond à une réhabilitation d’une
centrale à vapeur de 600 MW utilisant un cycle combiné avec trois
turbines à gaz de 260 MW chacune et trois chaudières de récupération (CR). La modification du fonctionnement de l’installation à
vapeur a fait chuter sa puissance à 400 MW environ. Cependant, au
total, l’installation à cycles combinés a une puissance de 1 180 MW
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D 4 002 − 9
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qui nécessitent d’importantes études d’optimisation, sont décrites
plus complètement dans la référence [BE 8 907] Centrale à cycle
combiné. Fonctionnement, exploitation, exemple.
T
Tsortie turbine à gaz
3
Refroidissement
des fumées
de la TAG
Comme cela a été noté à propos de la figure 22, dans ces installations à cycles combinés, il est courant d’implanter plusieurs TAG
pour une IMV. Les puissances peuvent être importantes, comprises
entre 500 et 1 000 MW, voire plus, et les rendements exceptionnellement bons pour des machines thermiques : 55 % environ au
fonctionnement nominal. C’est actuellement vers ce type d’installations que l’on tend en matière de centrales à combustion.
2
Tc
4
Tsortie fumées
Échauffement,
vaporisation
et surchauffe
de l’eau
4. Évolution et perspectives
1
Puissance échangée
.
Q
Tc température critique
Figure 20 – Couplage d’un cycle de Joule et d’un cycle de Hirn.
Refroidissement des gaz de la TAG et échauffement,
vaporisation puis surchauffe de l’eau de l’IMV
avec un rendement de plus de 55 % alors que le rendement de
l’IMV de départ était de 38 %.
Comme on peut le remarquer sur la figure 20, les lignes d’évolution des deux fluides, fumées et eau, sont assez éloignées dans
certaines zones (fin des paliers de vaporisation de l’eau et début de
la surchauffe) ce qui signifie que l’on a des échanges thermiques
avec des gradients de température qui peuvent être importants,
donc beaucoup d’irréversibilités, ce qui a une incidence sur le rendement global de l’installation. Pour minimiser ces irréversibilités
et diminuer au maximum la température de sortie des fumées, on
modifie le cycle pour avoir une évolution de l’eau selon trois
niveaux de pression par exemple. Les lignes d’évolution de l’eau et
des gaz de combustion de la TAG ont alors l’allure représentée sur
la figure 23. De telles installations à plusieurs niveaux de pression,
Pendant de très nombreuses années, les centrales électrogènes ont
utilisé essentiellement les installations motrices à vapeur. Celles-ci
sont encore utilisées majoritairement dans le monde du fait de leur
puissance unitaire nettement supérieure à celle des centrales à base
de turbines à gaz ainsi que d’un meilleur rendement. Le combustible
utilisé majoritairement dans le monde est le charbon, suivi par le fioul.
Les cycles sont pratiquement tous des cycles de Hirn à resurchauffe
avec 6 à 8 soutirages. Seules quelques centrales dans le monde fonctionnent avec un cycle supercritique (pression supérieure à 221 bar).
Les centrales nucléaires, majoritaires en France, utilisent également
ce type de conversion d’énergie thermique-mécanique avec un cycle
vapeur à température et pression plus faibles.
L’un des inconvénients des IMV est la nécessité de refroidir le
condenseur par une circulation d’eau. Des échangeurs vapeur-air
ont été envisagés, mais jamais construits du fait de leur trop
grande taille. Cette circulation d’eau nécessite de disposer du débit
d’un fleuve ou d’une rivière suffisamment importante dans le cas
d’emploi d’aéroréfrigérants. Dans ce dernier cas, le débit nécessaire est de l’ordre de 5 000 m3/h pour une puissance de 600 MW.
En admettant une élévation de la température de l’eau de refroidissement de 6 K, il est d’environ 180 000 m3/h dans le cas d’un refroidissement direct. Lorsque de tels débits d’eau ne sont pas
disponibles, la seule alternative est l’emploi de turbines à gaz qui
nécessitent de disposer d’un carburant extrêmement propre
comme du fioul à très basse teneur en soufre ou du gaz naturel.
Cheminée
Ballon
PC
Carburant
Alternateur
Compresseur
Air
Chaudière
de récupération
CC
Turbine
Turbine
à vapeur
Alternateur
FPC
Condenseur
Pompe alimentaire
PC pompe à carburant
CC chambre de combustible
FPC foyer de postcombustion
Figure 21 – Schéma d’une installation à cycles combinés avec postcombustion
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3 x TAG
PRODUCTION D’ÉNERGIE ÉLECTRIQUE PAR CENTRALES THERMIQUES
3 x Chaudière de récupération
Cheminée
HP
MP
BP
Bâche
alimentaire
Nouvelles installations
Installations existantes
Alternateur
CHP
CMP
CBP
CBP
CHP, CMP, CBP corps HP, MP, BP
Figure 22 – Exemple de la réhabilitation
d’une IMW de 600 MW en installation
à cycles combinés avec trois TAG de 200 MW
et trois chaudières de récupération
puisqu’elles permettent un gain en rendement de 15 points environ
(40 à 55 %), ce qui est considérable. Sur le plan de l’environnement, bien évidemment, cette amélioration du rendement
contribue à la minimisation de la production de CO2 , gaz à effet de
serre. De plus, grâce aux nombreux travaux de développement
réalisés sur les turbines à gaz, la combustion qui y est développée
est de plus en plus « propre » : à côté de la faible production de
dioxyde de soufre, on note une faible production de CO et surtout
de NOx , deux polluants majeurs.
T
Tsortie turbine à gaz
Refroidissement
des fumées
de la TAG
Échauffement
chauffement
de l’eau
l eau
Tc
Tsortie fumées
Puissance échangée
.
Q
Tc température critique
Figure 23 – Amélioration du rendement d’une installation à cycles
combinés par l’utilisation de trois niveaux de pression pour l’IMW
L’amélioration de la rentabilité des systèmes et le concept de
développement durable, lié à la protection de l’environnement, ont
nécessité, au cours des dernières années, de rechercher des
solutions de plus en plus économes en matière de consommation
énergétique, donc des centrales à rendement nettement amélioré.
Les installations à cycles combinés remplissent cette mission
Cependant, le problème majeur reste la nécessité d’employer un
combustible de très bonne qualité. La plupart des installations
actuelles fonctionnent au gaz naturel (gaz de pétrole composé
presque exclusivement de méthane). Un procédé en développement
depuis quelques années également permet d’envisager l’emploi du
charbon après gazéification dans des installations intégrées qui
comprennent le gazéifieur, en amont des turbines à gaz, de la chaudière de récupération et de l’installation à vapeur. Ce type d’installation, dans laquelle on a une gazéification du charbon intégrée à un
cycle combiné, appelée IGCC (Integrated Gas Combined Cycle), est
décrit dans la référence [B 8 920] Technologie de gazéification intégrée à un cycle combiné. Une autre solution, pour l’utilisation rationnelle du charbon, est l’emploi du système de combustion à lit fluidisé
circulant sous pression dit PCFB (Pressurised Circulating Fluidised
Bed ) [B 8 925] Centrales à lits fluidisés sous pression qui permet de
faire une combustion propre dont les gaz peuvent être utilisés dans
une TAG, en parallèle éventuellement avec un autre combustible, et
servir aussi partiellement pour produire de la vapeur. Si l’on exclut
les centrales nucléaires, ce sont vraisemblablement de telles centrales (avec une préférence pour l’IGCC) qui devraient bénéficier d’un
très fort développement dans les années à venir du fait des très grosses réserves mondiales de charbon.
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