Revoir le cycle idéal de Brayton dans les G rouver les rapports de températures (compresseur et turbine) qui maximisent le travail produit par un cycle idéal Présenter une formule simple pour le calcul du η d un cycle réel Regarder des modifications du cycle de réel pour accroitre le η Présenter des agencements d arbres concentriques et séparés)
❶ ❷ ❸ ❹ ❸ P ❷ ❹ P ❶ S
❷ ❸ ❹ ❶ ❸ P ❷ ❹ ❸ P ❷ ❶ S ❹ ❶
η = c ( ) c ( ) p 4 p c ( ) p η = 4. Q ❸. γ γ P = = = P η = = 4 ❹4 ❷ Q P S γ γ P P 4 = = 4 P. 4 4. ❶. =.
γ γ P = = P. ❷ ❶ ❸ ❹ γ γ P = = 4 P4. η = c ( ) c ( ) p 4 p c ( ) p η = 4 η = = 4 4
P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ γ Φ. = Q= c ( ) = c s p s p 4s / Ws = c p = c p /4s s WCs = c p = c p ( ) Wes = c p Φ ( ) Q p ( ) = c Φ Φ Ws = c p Φ = c p Φ W Cs es p ( ) = c = p ( )( ) W c Φ ravail utile idéal (isentropique)
P = 4 P 4 S
P = 4 P 4 P P S
γ P P γ = = = = P P. 4. 4 γ γ Φ. = ( ) ( ) W = c c e p 4 p P W =c p ( 4 ) W e 4 = c p W C =c p ( ) P 4 S W e / = c / p. 4 We c p. Φ = Φ ( )
γ P P γ = = = = P P. 4. 4 γ γ Φ. = We c p. Φ = Φ ( ) d W Φ = = 0 d e c p. = Φ s = =. 4s = s = 4s = s 4s
γ P = = P 4s. 4 γ. γ γ s P = = P Φ. = η = 4 4s η C = s s 4s 4 S
W η C Cs p ( ) = c = s C p ( ) W = c η γ P = = P 4s. 4 C = + η s C γ γ s P = = P. γ Φ. = = + ηc W s = c p Φ W = ηc p Φ
γ P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ Φ. = η = 4 4s ( ) = η 4 4s 4 = η / / 4 = η 4 η =Φ
4 η =Φ C ( ) = + = p p C W c η W ηc = η cφ Q = cp( ) = cp + η C Q = c Φ p ηc γ P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ Φ. =
W = W W = cη Φ c e C p p = c p ηφ ηc ( ) η C γ P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ Φ. = c p ηφ W W η C C η = = Q c p Φ ηc η Φη ηc Φ ) η ( ) Τ = ( C Rendement thermique du cycle
ravail spécifique vs. rendement à deux températures E (empérature à l Entrée de la urbine) avec η c =0.85, η t =0.85 utilisant la formule précédente. Le rapport de compression évolue sur les lignes en partant de la gauche
À E = 00 0 C, il est possible de trouver une efficience maximale (4.%) pour un rapport de compression de 8. Par contre, le travail spécifique maximal s obtient pour un rapport de compression de 4 à la même température [ ]. La turbine Rolls-Royce rent 60, avec E =88 O C et β = 5 (rapport de compression), affiche un rendement de 4.%
Pour un cycle réel, si l on néglige le débit massique de carburant par rapport au débit massique d air et pour une capacité calorifique constante, le travail spécifique utile est donné par:ww ee = ηη tt cc pp 4444 cc pp ( )/ηη cc. La relation isentropique entre le rapport de pression et le rapport de température ainsi que la mise à l échelle par rapport C p permet d écrire W /c D une manière similaire à celle illustrée pour le cycle idéal, il est possible de trouver le rapport de pression r * qui maximise le travail, notamment: r n γ γ = η Φ ηc e p * /( ) = ( cη t / ) ou encore c t = n η Φ
Une règle du pouce établie que pour chaque 55 C d augmentation de température dans le bruleur, on obtient un accroissement de -% de puissance et un gain de -4% de rendement
Améliorer un cycle thermodynamique implique: Augmenter le travail utile Augmenter le rendement Dans une turbine à gaz on utilise Regénération: préchauffement de l air à l entrée de la chambre de combustion. Refroidissement intermédiaire(réduction du travail demandé au compresseur) Surchauffe (postcombustion)
On ajoute un échangeur de chaleur afin de préchauffer le gaz sortant du compresseur utilisant le gaz chaud sortant de la turbine C Récupération de l énergie d échappement 6 B 4 Pour mesurer l efficacité de l échangeur de chaleur, on introduit un coefficient défini comme le rapport entre l enthalpie réelle transmise et celle théoriquement récupérable. 5
( )( ) = e p W c Φ ravail utile sans régénération W C W S 4 A A = +σ( 4 ) s. = 4 A s s s σ = = Φ.
η s =. Φ =. σ = A W Q s 4s s e = = c p ( )( Φ ) ( ) ( ) ( ) σ ( ) Q= c = c p A p s 4s s Φ Q= cp ( Φ ) σ Φ Q= c p ( Φ ) σ Φ c p η Φ φ ( Φ ) σ Φ σ =
A ❹ ❷ ❸ ❶ A = +σ( 4 ) A ❹ ❷ ❸ ❶
A ❸ ❹ ❶ ❷ 4 η =Φ σ = A 4 = + σ ( ) A = + ηc 4 A = + + σ Φ η + ηc ηc Q= cp( A) = c p Φ + + σ Φ η + ηc η C
Q= c p Φ + + σ Φ η + ηc η C We = c p ηφ ηc η W Q e = = c p ηφ ηc c p Φ + + σ Φ η + ηc η C
η = σ = 0 σ = Φη η σ Φη + ( σ) ( Φ ) ηc η η = c Φ Φ ) ηη η ( c = Φ η C η c ( ) s P = = P. P = = P 4s. 4 Φ =. A σ = 4 γ γ γ γ
de l échangeur urbines HP et BP vers l échangeur Compresseur HP Compresseur BP = cnste. C C a b 4 B 5 A
héorie p = = cnste. A W CRF pv = R = cnste. A 4 p p dv / v p = dp / p pdv = Rdv / v B WCRF = R dp / p p WCRF = Rln p γ p WCRF c ln p p p = p γ
héorie p = = cnste. A W CRF A 4 p p p B γ p WCRF c ln p = p γ γ p γ WCFR = cp ln p W CRF p = c ln
héorie p = A 4 p B W Cs ( ) = c p p W CRF = c ln p We = W WCRF = cnste. A W CRF p W = c p Φ We = cp Φ ln ravail W -A /c p =lnδ < W - /c p =Δ- We c p Φ = Φ ( )
p = héorie Φ η = ( Φ ) ( ) héorique sans refroidissement A 4 p B p We = cp Φ ln = cnste. Q= c ( ) = c ( ) = c ( Φ ) p A p p A W CRF p ( ) ( ) W cp Φ / ln Φ / ln e η = = = Q c( Φ ) Φ p
Pratique bs p = p a. γ γ p p x = p p p b bs a s 4 γ γ s x γ γ p p = = p p.
Pratique Φ. = p = = p. γ γ P P * * A 4 4 η = ( ) Φη η σ Φη + ( σ) Φ ηc c S
Remarque: Certains modèles de turbines utilisées pour la génération de puissance sont issues de l industrie aéronautique. On les appelle ainsi aéro-dérivées. Cependant, l ajout d un refroidisseur intermédiaire n est pas une tache immédiate, puisque la morphologie des moteurs d avion ne se prête pas facilement à cette modification.
5 4 S
Remarque: D un point de vue technologique, le cycle avec surchauffe, ou combustion séquentielle, est préféré au cycle avec refroidisseur intermédiaire. En effet, il est plus facile d insérer une chambre de combustion qu un refroidisseur dans une installation existante.
héorie C B 5 6 B = 5 = cnste. 5 s p 4 s p ' p 4 6 4s 4s p p S S
héorie W SC 5 W Cs p ( ) = c W C p p 4 S SC p = p W R dp / p WSC = Rln p p W c γ ln p SC p = p γ
héorie W SC 5 γ p WSC c ln p = p γ p γ p WSC c ln p = p Φ γ W C p 4 γ p γ WSC = cp Φln p S W = c Φln SC p
héorie W SC 5 W Cs ( ) = c p W = c Φln SC p p We = WSC WC W ( ( )) e = cp Φln W C 4 Q p ( ) = c Φ - p + c Φln p -5 S
héorie C B 5 6 B η W c ( Φln ( )) Φln ( ) Q c Φ + c Φln Φ +Φln e p = = = p ( ) ( ) p
Pratique η = Φη ( ) ( ) / η ( Φ ) Φ c S Remarque: Dans cette expression on considère que le rendement des deux turbines est identique, soit ηη Τ. Aussi, la pression intermédiaire 4-5 lors de la première détente est considérée optimale, c est-àdire pp 4-5 = pp pp. Les températures à l entrée de chaque turbine sont également supposées les mêmes = 5. On néglige la perte de pression dans les chambres de combustion.
= ; = ; = ' ' ' ' 4 5 6 5 4 6 Pratique η = Φ( ) ( ) (Φ ) σ (Φ ) Φ Rendement théorique ( η C, η =) avec un étape de compression, régénération et deux étapes d expansion (surchauffe) Φη( ) / ( ) / ηc η = Φ + ( ) / + Φ ( ) / ( η )( ) ( ) ( ) C σ σ η Rendement réel avec un étape de compression, régénération et deux étapes d expansion (surchauffe)
Pratique S
Pratique / m / n m( / ) Φη n( ) / ( )( ) ( ) ηc η = Φ + Φ + m Φ / n / m / m ( ) / ηc σ σ η( / ) ( ) η( / )
Dans la chambre de combustion on injecte du carburant combiné avec une quantité de vapeur d eau. L écoulement des gaz de combustion, augmenté par la vapeur d eau surchauffée, conduit à une augmentation de la puissance livrée par la turbine. À ce phénomène on ajoute une variation de la capacité calorifique du mélange.
γ P = = P 4s. 4 η = = Φ γ γ s P = = P. γ Φ. = = s = 4s = s 4s Idéal Pour Maximiser Φη ηc Φ ) η ( ) Τ η = c t ( C = n η Φ Réel
Réel Φ Φ = φ σ η s. = = Φ. 4 A s s s σ = Idéal ( ) ( ) = + c C Φ Φ Φ η η η σ η σ η
Pratique Φ. = P = = P. γ γ P p x = p p P * * A 4 4 η = ( ) Φη η σ Φη + ( σ) Φ ηc c Rendement (réel) avec un deux étapes de compression, (refroidissement ), régénération et une étape d expansion S
= ; = ; = ' ' ' ' 4 5 6 5 4 6 P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ γ Φ. Pratique = Rendement (réel) avec un étape de compression, régénération et deux étapes d expansion (surchauffe) Φη( ) / ( ) / ηc η = Φ + ( ) / + Φ ( ) / ( η )( ) ( ) ( ) C σ σ η
P = = P 4s. 4 γ γ s P = = P. γ γ Φ. = / m / n m( / ) Φη n( ) / ( )( ) ( ) ηc η = Φ + Φ + m Φ / n / m / m ( ) / ηc σ σ η( / ) ( ) η( / )
Une turbine à gaz opère d après le cycle idéal de Brayton. Les conditions de l air à l entrée sont p =0. kpa et =00 K. Le rapport de pression est r= p / p =8 et la température maximale du cycle est =900 K. Considérer γ=.4 et R= 87 [J/kg K]. Calculer Les coordonnées du cycle Le rendement du cycle C 4 Carburant c.c
P = 0. kpa, = 00 K = = = R 87. 04J kg 00K v 0. 849m / kg 5 P. 0 0 N/m R=87.04 J kg - K - p =0. kpa, =00 K, r= p / p =8, =900 K, γ=.4, R= 87 [J/kg K] γ 4. γ 4. = r = 00 8 = 54. 4K v 0. 845 = = = = = r. 8, v 0. 9 m / kg γ 4. 8 P = P = 80.4 kpa, = 900 K R 87 N m / kg K 900K v = = = 0.8 m / kg 5 P 8.04 0 N / m
P = P = 80.4 kpa, = 900 K R 87 N m / kg K 900K v = = = 0.8 m / kg 5 P 8.04 0 N / m 900 4 γ 4. = = = 496. 84 K γ 4. r 8 R 87N m / kg K 496. 84K = = = 40 4 v 4. m / kg 5 P 4. 0 0 N/m η = = = 0. 4479. 8
Une turbine à gaz opère avec compresseurs et un régénérateur. Les paramètres de l air à l entrée du système sont p =0. kpa et =90 K, tandis que le température à l entrée de la turbine est =97 K. Le rapport de compression total est r p = 5, γ=.4 et c p =005 J/ kg K. Calculer le rendement de l installation si: a) η C == η, σ=0.7, b) η C =0.85= η,σ=0.7 P = PP = 5P =. 6P x γ γ 4. 4. p = = ( 5) =. 588 p
γ 04. * p γ x 4. ( ) = =. 6 =. 584 p W C γ p γ x p * a = == = 90. 584 = 65K * ( ) = C P ' ' ( =, = a ) ( ) ( ) =. 005 90. 584 = 50. 6 kj / kg p =0. kpa et =90 K, =97 K, r p = 5, γ=.4, c p =005 J/ kg K γ γ p = = = p 4 W = CP =. 005 97 = 60. 44 kj / kg. 588 ( )
p = = p 4s. 4 γ γ 4 ( ) = / 4 = 97 /. 588 = 64. K ' ' A = + σ(4 ) = 65 + 0. 7( 64. 65 ) = 59. 5 K Q = c ( ) =.005(97 59.5) = 45.65 kj / kg p a W W C 60. 44-50. 6 η = = = Q 45. 65 0. 486
η = ( ) Φ η ηc σφ η + ( σ) Φ ηc γ γ p = =. 588 97 Φ= = =. 5 90 η = η =, σ = 07. c p (. ). 588 588. 5 η =. 588 = 0. 48. 588. 588 07. 5. + ( 07. ) 5.. 588
η = η = 0. 85 C W. /.. kj/kg C = 50 6 0 85 = 77 ( ) W = 0. 85(66. 44) =.74( kj / kg ) (. ). 588 588. 5 0. 85 η =. 588 0. 85 = 0. 6. 588. 588 07. 5. 085. + ( 07. ) 5.. 588 0. 85
C C
( + f ) h = h + f LHV f = c 0 0 c pt 0 pc 0 LHV c pt 0 η ( + f) W = W m t c m a C m η m f 4 f = m m 5 f a c = ( ) pc 04 0 0 0 η m( + f ) cpt p = p η 04 0 04 0 0 γ/( γ ) t t t t γ γ p 04 04s = p0 0 η = 0 04 0 04s /( )
t t γ γ p 05 05s = p04 04 η = 04 05 04 05s /( ) p05 = connue C η m 4 5 05 05 = 04 η p04 p ( γ )/ γ t t
f = m m f a W = ( + f) c ( ) e pt SFC = f / We 04 05 C η m 4 5 We η th = = f LHV SFC LHV
CBP W = c ( ) c pc 0 0 p0 = p0r c CHP c c γ γ p 0 0s = p0 0 η C = 0 0s 0 0 /( ) = + 0 0 r r 0 c = p0 ( γc )/ γ c η p c c
CHP W = c ( ) c pc 0 0 f = m m f a Ch.C. ( + f ) h = h + f LHV f mf ma 04 0 = f = LHV / / c 04 0 p 0 04 / 0 HP η ( + f) W = W m t c c = ( ) pc 05 04 0 0 η m( + f ) cpt
HP t t γ γ p 05 05s = p04 04 η = 04 05 04 05s /( ) p = p η 05 04 05 04 04 γ/( γ ) t t
BP t t γ γ p 06 06s = p05 05 η = 05 06 05 06s /( ) p06 = connue 06 06 = 05 ηt p05 p ( γ )/ γ t t
f = m m f a W = ( + f) c ( ) c ( ) e pt 05 06 pc 0 0 SFC = f / We We η th = = f LHV SFC LHV
Les conditions pour l installation ci-dessous sont les suivantes: p 0 = 0. kpa et 0 =88 K. Le rapport de compression est r c =9, 0 =80K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89. Le pouvoir calorifique est LHV=4000kJ/kg et la pression à la sortie de la turbine de puissance est p 05 =0 kpa. Considérez η m = γ c =.4 et γ t =. et calculez: Le rapport débit massique de carburant /débit massique d air: f La température 05 à la sortie de la turbine de puissance ( ) Le travail spécifique utile W e La rendement thermique du système η th
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, r c =9, 0 =80K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 05 =0 kpa. γ c =.4, γ t =., η m =, c pt =.48kJ/kg, c pc =.004kJ/kg Compresseur p = rp 0 c 0 = 9 0. = 9. 7kPa r = + 0 0 ( γc )/ γ c η c c (.4 )/.4 9 = 88 + = 0.87 Chambre de combustion f = c c pt 0 pc 0 LHV c pt 0 577. 5K.48 80.004 577.5 = = 4000.48 80 0. 04
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, r c =9, 0 =80K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 05 =0 kpa. γ c =.4, γ t =., η m =, c pt =.48kJ/kg, c pc =.004kJ/kg p = p = 9. 7kPa 0 0 urbine de génération c = ( ) pc 04 0 0 0 η m( + f ) cpt.004 = 80 577.5 88 0.04.48 ( + ) ( ) =. 5K p = p η 04 0 0 04 0 γ/( γ ) t t 80.5 = 9.7 0.89 80./(0.) = 70. 8kPa
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, r c =9, 0 =80K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 05 =0 kpa. γ c =.4, γ t =., η m = urbine de puissance 05 05 = 04 ηt p04 p ( γ )/ γ 0 =.5 0.89 70.8 W = ( + f) c ( ) e pt 04 05 t t (.)/. = (.04).48(.5 884.8) = 884. 8K = 9. 7kJ / kg We η th = f LHV 9.7 = 0.04 4000 = 0. 79
La température et la pression à l entrée du compresseur C sont 0 = 88 K et p 0 = 0. kpa Le rendement du compresseur (C) η c =87 % La pression à la sortie du compresseur p 0 = 6 kpa Le rendement des turbines η t =89 % La température à la sortie des chambres de combustion 0 = 400 K Le pouvoir calorifique : LHV=4000 kj/kg B
Considérez de l air standard (c p cccccc) et calculez: B Le travail total de compression La travail net L efficacité thermique La consommation spécifique
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, 0 =400K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 0 =6 kpa. γ c =.4 η m = Entrée du compresseur : À partir de la table on trouve pour =88 K h0 = 88 kj / kg p r =.055 Sortie du compresseur p 0 r = pr p0 p p = 4.47 = 58 K r 0s h = 588 kj / kg 0s
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, 0 =400K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 0 =6 kpa. γ c =.4 η m = wcs = h0s h0 = 588 88 = 00 kj / kg wcs 00 wcr = = = 44.8 kj / kg η 0.87 c h 0r = h 0 + w cr w = w = 44.8 kj / kg tr cr h 0r = 88 + 44.8= 6.8 kj/kg wtr 44.8 wts = = = 87.45 kj / kg η 0.89 t
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, 0 =400K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 0 =6 kpa. γ c =.4 η m = h = h w = 7.9 kj / kg p = 5.4 04s 0 ts r 4 0 = 400 K p r = 450.5 h0 = 55.4 kj / kg p r 4 p04 = p0 p04 = 408 kpa ( p0 = p0) pr
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, 0 =400K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 0 =6 kpa. γ c =.4 η m = p 05 = 408kPa = = 400 K 0 05 p 06 pr6 = pr5 pr6 =.9 p05 p r 5 05 = 450.5 h = 55.4 kj / kg p06 = p0 = 0. kpa = ( h05 h 06 ) η = 4. 67kJ / kg t r s t h06s = 040.5 kj / kg
p 0 = 0. kpa, 0 =88K, 0 =400K, η C =0.87, η =0.89, η =0.89, LHV=4000kJ/kg, p 0 =6 kpa. γ c =.4 η m = Efficacité thermique h 04 = h 05 w tr q = ( h h ) + ( h h ) = 05.6 kj / kg cc. 05 04 0 0 η th w tr 4. 67 = = q 05. 6 c.c 0. 600 600 kj SFC = 0. 59 η LHV = 0. 4000 = kw h th
4 4 4 Les conditions pour ce cycle régénératif sont les suivantes: p 0 = p 04 =8 bar et =0 o C. Le rapport de compression est r c =4, =850 o C,η C =0.85= η, σ =0.7, et le débit massique mm = kkkk/ss. Considérez de l air standard et calculez:
4 4 4 La température à la sortie de la turbine de puissance ( libre) La température à l entrée de la chambre de combustion. La température à l entrée du régénérateur La température à la sortie du régénérateur La puissance consommée par le compresseur La puissance générée par les turbines
p 0 = p 04 = 8 bar 0 =0 0 C, 0 =850 0 C, r C =4, η C =0.85, η =0.85, LHV=4000kJ/kg, σ=0.7. γ c =.4 η m =, mm=0 kg/s 0 =0 K p r rc p = = r p r =5.5 4 h 0 = 0 kj/kg, p r =.8 h 0s =445kJ/kg 0 = 95 0 C p 0 = bar s 0 = 850 0 C 4 4s 4 04 = 568 0 C 04s = 57 0 C 0 = 0 0 C p 0 = 8 bar
p 0 = p 04 = 8 bar 0 =0 0 C, 0 =850 0 C, r C =4, η C =0.85, η =0.85, LHV=4000kJ/kg, σ=0.7. γ c =.4 η m =, mm=0 kg/s h0s h0 445 0 h0 = h0 + = 0 + = 470 kj / kg 0.85 η c 0 = 468K 0 = 850 0 C 0 = K h0 = 85 kj / kg, p r = 80 0 = 95 0 C 0 = 0 0 C p 0 = bar s p 0 = 8 bar 4 4s 4 04 = 568 0 C 04s = 57 0 C
p 0 = p 04 = 8 bar 0 =0 0 C, 0 =850 0 C, r C =4, η C =0.85, η =0.85, LHV=4000kJ/kg, σ=0.7. γ c =.4 η m =, mm=0 kg/s p / p = / r p = 80 / 4 = 45 r4 r c r4 p r 4 = 45 h0 η h04 = 85 0.85(85 8) = 04s = 790 K, h04s = 8 kj / kg h0 h04s 867. kj / kg 0 = 95 0 C p 0 = bar s 0 = 850 0 C 4 4s 4 04 = 568 0 C 04s = 57 0 C 04 = 84K 0 = 0 0 C p 0 = 8 bar
p 0 = p 04 = 8 bar 0 =0 0 C, 0 =850 0 C, r C =4, η C =0.85, η =0.85, LHV=4000kJ/kg, σ=0.7. γ c =.4 η m =, mm=0 kg/s σ " 0 0 = = 0 04 0 0.7 " = 468 + 0.7(84 468) = " = + σ ( ) 0 0 04 0 79K h " h = h h " 0 0 04 04 04 04 0 0 h " = 744 / 0 kj kg 4 4 h " = h + h h " 0 = 95 0 C 0 = 0 0 C p 0 = bar s p 0 = 8 bar 0 = 850 0 C 4 4s 4 04 = 568 0 C 04s = 57 0 C
p 0 = p 04 = 8 bar 0 =0 0 C, 0 =850 0 C, r C =4, η C =0.85, η =0.85, LHV=4000kJ/kg, σ=0.7. γ c =.4 η m =, mm=0 kg/s h h h " h " = 04 867 + 0 470 0 744 = 59 kj / kg 04 " = 587 04 K 0 = 850 0 C W = mh ( h ) = 0 (470 0) c 0 0 W = m ( h h ) = 0 (85 867) t 0 04 = 9540kW = 500kW 0 = 95 0 C 0 = 0 0 C p 0 = bar s p 0 = 8 bar 4 4s 4 04 = 568 0 C 04s = 57 0 C
Dans les années 80, les unités de turbines à gaz atteignaient des puissances d environ 0 MW avec une température à l entrée des turbines aux alentours de 400 K et un rapport de compression :-4:. Le rendement se situait près de % avec un travail spécifique dans le voisinage de 80 kj/kg. Les turbines développées dans la seconde la moitié des années 90, ont frappé le seuil les 50 MW avec une température à l entrée de la turbine proche de 600 K et un rapport de compression 6:-0: Le rendement augmentait à 8 %, tandis que le travail spécifique arrivait à 60 kj/kg.
Les turbines à gaz des années 000 opèrent avec des températures aux alentour de 700-800 K, produisent un travail spécifique d environ 450 kj/kg et le rendement se situe près de 40%. Alstom G6 WW=6 MW, n=000 rpm, mm=69 kg/s,η=40.%
À venir: Les turbines hydrauliques.
P 4 P S
P s P 4s A = +σ( 4 ) S ❷ s A ❹ s W W C S
4s. 4 γ γ P = = P. γ γ s P = = P Φ. = η C = s η = 4 4s η Φη ηc Φ ) η ( ) Τ = ( C
C C = cnste. A W CRF a b 4 B p p γ p WCRF c ln p 5 = p γ γ p γ WCFR = cp ln p W CRF p = c ln
C C a b 4 B 5 p = cnste. p
p = C = cnste. A W CRF A b 4 p p p B γ p WCRF c ln p = p γ γ p γ WCFR = cp ln p W CRF p = c ln
5 4 C C η m 6 7