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PROCEDE d'EXPLOITATION ET DISPOSITIF POUR TURBINES à GAZ
L'invention vise des procédés d'exploitation et des dispositifs pour turbines à gaz qui permettent de transformer, avec un rendement économique élevé, la chaleur communiquée au fluide gazeux en travail mécanique, tout en uti- lisant les matériaux de construction actuellement disponibles et assurant un prix de revient relativement réduit de l'installation.
Les dispositifs et procédés d'exploitation pour turbines à gaz proposés jusqu'ici ont présenté, sans excep- tion, l'inconvénient que, même théoriquement, ils n'ont permis d'obtenir des ren- dements favorables qlu'en utilisant des températures très élevées et, en particu- lier, dans les procédés à pression constante, des pressions et températures très élevées, Or, la température élevée'impose aux Migres employées, des conditions très sévères et la pression élevée exige une exécution très résistante, chère et lourde.
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Les procédés utilisant le principe de la pression constante exigeant une température élevée, le compresseur qui comprime le gaz pour la tur- bine à gaz et la turbine, dans laquelle s'opère la détente du gaz chaud, présen- taient un rendement peu favorable. Il était avantageux de maintenir la puissance absorbée par le compresseur à un niveau réduit par rapport à la puissance four- nie par la turbine, afin que la différence entre la puissance débitée par la turbine et celle absorbée par le compresseur soit élevée, cette différence étant proportionnelle à la puissance utile débitée par l'installation.
Cependant, com- me dans les turbines fonctionnant à pression constante la puissance fournie par la turbine et celle absorbée par le compresseur sont proportionnelles aux tem- pératures absolues qui règnent dans ces appareils, il était indispensable que la température dans la turbine soit aussi élevée que possible par rapport à. cel- le dans le compresseur.
La pression élevée était nécessaire, car les dispositions pro- posées jusqu'icl n'ont pas utilisé dans une mesure suffisante la récupération (régénération) de la chaleur des gaz d'échappement de la turbine pour le réchaud fage des gaz amenés dans la turbine. Dans ces conditions, la chaleur des gaz d'une température élevée traversant la turbine n'a pu être mise en valeur d'une manière suffisante que par une détente élevée dans la turbine, provoquant leur refroidissement, de telle sorte qu'ils puissent quitter la turbine à une tempé- rature suffisamment basse.
Cette circonstance a également réagi sur la tempéra- ture maximum utilisée, car dans la turbine on n'a pu obtenir une température moyenne élevée, en même temps qu'une basse température d'échappement, qu'au prix d'une température maximum très élevée(,
Le procédé et le dispositif, objets de l'invention, éliminent les inconvénients précités et permettent d'utiliser une turbine à gaz, dans la- quelle la pression maximum et la température maximum sont basses, tandis que son rendement est élevé et son prix d'établissement modéré.
Ainsi, par exemple, une turbine à gaz construite suivant l'invention, fonctionnant à une surpression ne- ximum de deux atmosphères, dans laquelle la température maximum est de 450 0. seulement, permet d'obtenir un rendement global de 30 à 40 pour cent, y compris toutes les pertes. Lors de l'emploi de températures* plus élevées, ce résultat est encore plus favorable. Ceci est obtenu suivant l'invention grâce à ltappli- cation des solutions suivantes t
1 ) La chaleur des gaz d'échappement quittant la turbine est récupérée dans un échangeur où ils sont refroidis en réchauffant les gaz com-
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-primés amenés.
Cet échangeur de chaleur parfait, d'un prix réduit et d'une exécution facilement réalisable, permet de rapprocher étroitement les tempéra- tures des gaz amenés dans la turbine et des gaz d'échappement quittant la tur- bine. D'autre part, la température des gaz d'échappement quittant l'éohangeur de chaleur se rapproche étroitement de la température des gaz comprimés amenés dans l'échangeur de chaleur. Dans ces circonstances, l'emploi d'un étage de pression élevée n'est pas nécessaire et il suffit, même il est favorable, d'uti- liser une basse pression,
2 ) Le compresseur utilisé présente un rendement élevé et un faible prix de revient. Il s'adapte bien au refoulement des gaz comprimés d'un volume élevé par unité de travail à un étage de pression réduite.
Ce compres- seur (pour le distinguer des compresseurs exigeant des organes assurant l'étan- chéité) est un compresseur rotatif aérodynamique, dans lequel la vitesse de traversée des gaz est élevée, de telle sorte que les dimensions du compresseur sont relativement petites, La vitesse de traversée élevée est possible, sans nuire au rendement, du fait que le compresseur comporte plusieurs étages et que son exécution est telle que ce n'est pas seulement la composante périphéri- que de la vitesse des gaz qui subit une variation par suite de la transmission de l'énergie. En projetant la trajectoire dans un plan placé dana l'axe mé- dian, le mouvement des gaz s'effectue sans changement de direction appréciable.
Des compresseurs répondant à ces conditions sont, par exemple, les compresseurs axiaux ou purement radiaux, mais ceux-ci peuvent être aussi combinés de manière que le mouvement s'effectue sur une surface conique autour de l'axe. Les avan- tages que l'emploi de tels compresseurs procure, permettent d'obtenir un ren- dement favorable même à une température maximum réduite.
3 ) L'introduction de la chaleur provenant du combustible, c'est à-dire la combustion est effectuée de manière que la température maximum qui règne dans la turbine, ne dépasse que très peu la température à laquelle les gaz amenés à la turbine quittent l'échangeur de chaleur, Suivant ce procédé la température moyenne dans la turbine se rapproche le plus près possible de la température maximum admissible, ce qui est favorable au point de vue du rendement.
Le rendement favorable précité qu'on peut obtenir dans des conditions d'exploitation très aisées, montre que le procédé et le dispositif objets de l'invention, réalisent un effet technique nouveau Important par rapport aux turbines à gaz proposées jusqu'ici,
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D'âpres ce qui précède, l'installation nécessaire pour la mise en exploitation du procédé comporte trois parties principales :
le compresseur qui comprime le fluide à partir de la limite de pression inférieure du procède à la limite de pression supérieure de celui-ci, un échangeur de chaleur qui réchauffe le fluide comprimé et refroidit le fluide quittant la turbine, entin la turbine proprement dite, dans laquelle le fluide comprimé et réchauffé se détend tout en fournissant du travail mécanique, tandis qu'on lui communique de la chaleur additionnelle*
La figure 1 (comprenant les parties la et lb) des dessins an- nexés montre ,à titre d'exemple, une coupe schématique d'une disposition pos- sible de l'installation.
La figure 2 est le diagramme pression-volume d'un cycle de travail du procédé utilisé.
La figure 3 montre graphiquement la commande de l'échangeur de chaleur régénérateur.
Les figures 4 et 5 représentent respectivement la vue et la coupe d'un élément accumulateur de 1'échangeur de chaleur, enfin
La Figure 6 est le schéma de la disposition d'une seconde solution de la turbine à gaz, objet de l'invention.
Sur la figure 1, le rotor 5, supporté dans les paliers 3, 3' et rendu étanche par les presse-étoupe 4,4', est logé dans la bolte 1 de la turbine et il porte les aubes 6 disposées en plusieurs étages, Dans la boîte 1 se trouvent les couronnes d'aubes fixes directrices 7. Les gaz entrent dans la botte 1 par le tuyau 8 et la quittent par le tuyau 9. Les brûleurs 10 sens permettent l'introduction du combustible, c'est-à-dire de la chaleur à trans- former en travail mécanique; le combustible,ou la chaleur,est introduit dans la turbine directement dans les gaz en mouvement en plusieurs endroits entre les différents étages de la turbine.
Sur la figure, le premier bfuleur est placé à l'amont de la première roue à aubes de la turbine, toutefois, ceci n'est pas toujours nécessaire; en général, il suffit que l'introduction de la chaleur commence seulement après le premier étage ou après les premiers étages de la turbine. La tuyauterie 11 permet l'amenée du combustible et la tuyaute- rie 12, l'amenée d'une substance auxiliaire, de l'air comprimé par exemple, éventuellement nécessaire pour la combustion.
L'arbre 13 du rotor 5 de la turbine est accouplé avec l'arbre 15 du rotor 14 du compresseur rotatif, l'ar-
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-bre 15 étant supporté dans les paliers 16, 16' et rendu étanohe dans la botte 17 du compresseur par les presse-étoupe 18, 18',
L'exécution du compresseur représentée sur le dessin, est celle d'un compresseur axial à aubes, Le rotor 14 possède les aubes rotatives 19 disposées en plusieurs étages, tandis que les aubes directrices 20 sont logées dans la boite 17.
Les gaz à comprimer (l'air) entrent dans le compresseur par la tubulure 21 et ils le quittent à l'état oomprimé par la tubulure 22, Après avoir passé par le tuyau 23 et par un des éléments éohangeurs de chaleur accu- mulateurs 24,24", 24''', les gaz comprimés sont amenés dans la turbine par le tuyau 25, Le tuyau 23 est raccordé aux chambres de soupape 26', 26" et 26''', séparées des éléments accumulateurs de chaleur par les soupapes 27', 27'', 27''', Si l'une de ces soupapes est ouverte, les gaz sont admis dans l'accu- mulateur de chaleur correspondant.
A ce même côté des accumulateurs de chaleur se trouvent les soupapes 28', 28", 28''', qui séparent les chambres de soupape 29', 29", 29 "' des accumulateurs de chaleur; ces dernières chambres communi- quent avec la tubulure 30 par laquelle les gaz d'échappement quittent l'ins- tallation.
De l'autre cté des accumulateurs de chaleur, les éléments accumu- lateurs sont séparés des chambres de soupape 32', 32", 32''' reliées au tuyau 25, par les soupapes 31', 31", 31''' et des chambres de soupape 35' 35", 35''' reliées axes le tuyau 34 par les soupapes 33' 33", 33''', Les chambres des éléments accumulateurs de chaleur 24' 24", 24'''sont entièrement séparées les unes des autres, de telle sorte que dans chacune d'elles les gaz ne peuvent accéder que par les soupapes correspondantes.
Suivant cette exécution, décrite à titre d'exemple, toutes les soupapes sont commandées; cette commande est opérée par les cames fixées sur les arbres 36, 36', Ces arbres sont commandés d'une manière quelconque, par exemple par le moteur électrique 37. Les mouvements de ces deux arbres ne sont pas indépendants l'un de l'autre et la chaîne et les roues à chaîne assurent l'ajustement mutuel convenable des cames de commande des soupapes*
Les accumulateurs de chaleur 24', 24", 24''' sont exécutés de manière qu'ils laissent passer lea gaz dans les deux sens marqués par les flèches.
L'installation fonctionne de la manière suivante
Le fluide, par exemple l'air, entre dans la boîte 17 du compres- seur par le tuyau 21 à une température absolue To et à une pression po(voir la
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figure 2). Le gaz yest comprimé par le rotor 14 du compresseur, tandis que la pression du gaz s'élève à P1 et sa température à T1.
Le gaz comprimé est amené à travers le tuyau 22 ,23 dans les chambres de soupape 26', 25", 26''' et il passe par celles des soupapes 27', 27", 27''' qui sont ouvertes dans l'accumulateur de l'échangeur de chaleur, Les soupapes de l'échangeur de cha- leur sont commandée!! de manière que des deux côtés de l'échangeur de chaleur il y ait toujours des soupapes ouvertes et les gaz passent soit du tuyau 23 dans le tuyau d'admission 25 de la turbine, après avoir traversé l'accumula- teur de chaleur dans un sens, soit du tuyau de sortie 34 de la turbine dans le tuyau 30 en traversant l'accumulateur de chaleur dans le sens contraire. Sup- posons que les soupapes 26' et 31'sont ouvertes et que les soupapes 28' et 33' sont fermées.
En mêmes temps, les soupapes 33", 33''', 28", 28''' sont égale- ment ouvertes et les soupapes 31", 31''', 26" et 26''' sont fermées. Dans ces conditions, le gaz comprimé passe par l'accumulateur de chaleur 24' dans le sens de la flèche I et entre dans la boite 1 de la turbine par le tuyau 25 et la tubulure 8. Abstraction faite de la légère chute de bression cauéée par le frottement du gaz, lors de son passage dans l'accumulateur de l'échangeur de chaleur, la pression du gaz ne varie pas, mais sa température absolue s'élève de T1 à T2, car le gaz absorbe la chaleur transmise par l'accumulateur de chaleur. Pendant ce procédé, l'accumulateur de chaleur est refroidi dans une certaine mesure.
Dans la turbine, la température du gaz peut être portée de la valeur T2qu'il présente après sa sortie de l'échangeur de chaleur avant son entrée dans la turbine, à la valeur supérieure T3 (figure 2). On peut cepen- dant entièrement omettre cette amenée de chaleur préliminaire, ce qui peut même conduire à un rendement favorable. Dans ce cas T2 - T3, donc, la tempe- rature de sortie de l'échangeur de chaleur est en même temps la température maxima du fluide, L'introduction de la chaleur dans le gaz peut être effectuée d'une manière quelconque, par exemple par la combustion direct du combustible dans la turbine, ou par exemple en introduisant dans la turbine les produits de combustion chauds du combustible déjà brûlé.
Le rotor de la turbine transforme l'énergie du gaz en travail mécanique et le gaz se détend successivement en traversant la turbine, tandis que sa pression diminue de P1 à Po et sa température atteint la valeur T4.
Afin d'obtenir un bon rendement, il est préférable d'effectuer successivement
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l'admission de la chaleur additionnelle dans la turbine, de manière que la détente du gaz dans la turbine soit à peu près isothermique lorsque T3 = T4, Ceci est obtenu grâoe à une disposition appropriée des brûleurs 10 et par le réglage convenable de la chaleur introduite. Donc, si avant la turbine il n'y a aucune admission de chaleur préliminaire, on peut faire en sorte que la température T2 de la sortie de l'échangeur de chaleur soit à peu près égale à la température T4 de la sortie de la turbine.
Après leur sortie de la turbine et après avoir traversé la tubulure 9, le tuyau 34 et les soupapes 33" et 33''', les gaz d'échappement passent par l'échangeur de chaleur accumulateur 24", 24''' dans le sens de la flèche II, sans variation de leur pression, abstraotion faite de la légère chute de pression causée par les frottements dans l'accumulateur de chaleur,, Toutefois, leur température diminue de T4 à T5, car les gaz communiquent leur chaleur à l'accumulateur de chaleur, tandis que ce dernier se réchauffe lente- ment. Les gaz arrivent dans le tuyau 30, à travers les soupapes 28" et 28''', et quittent l'installation,
En négligeant le rendement du compresseur et de la turbine, le travail fourni par la turbine à gaz est égal à la surface To, T1, T3, T4.
Le travail absorbé par le compresseur est représenté par la surface P0,T0,T1, P1 et le travail fourni par la turbine par la surface P1, T3, T4, P0, Le travail utile est la différence de ces deux dernières surfaces, Afin que cette différence puisse être aussi grande que possible, il faut que tant la turbine que le compresseur présentent un rendement aussi élevé que possible, A ce point de vue et aussi à celui d'un prix réduit de l'installation, la solution conforme à l'invention est dtune importance décisive* Cette solution est basée sur la constatation que le compresseur qui stadapte le mieux au but en- visagé est un compresseur rotatif aérodynamique à plusieurs étages, dans lequel abstraction faite des variations de direction tangeantielles, nécessaires à la transmission de l'énergie, le chemin du gaz est une droite,
ou à peu près une droite, car dans ce cas il n'y a aucune perte superflue due aux déviations et on peut obtenir un bon rendement même à une vitesse de traversée élevée. Dans ces compresseurs le mouvement du gaz autour de l'axe s'effectue approximati- vement et en moyenne sur une surface cônique; la substitution à la surface cônique d'une surface de révolution plus générale, peu différente, ne provoque aucune modification sensible dans le fonctionnement et dans le rendement*
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Outre ces compresseurs dans lesquels la traversée se fait suivant une surface c8nique, on peut envisager des compresseurs axiaux et radiaux, étant donné que dans le premier la surface cônique est réduite en un cylindre et dans l'autre en un plan perpendiculaire à l'axe.
En général, ces compresseurs sont caractérisés par le fait que l'axe médian de la coupe méridienne des espaces destinés à l'emplacement des aubes mobiles et directrices et au passage des gaz en mouvement, c'est-à-dire de la coupe des espaces compris entre les pa- rois limitant le mouvement du gaz, est une droite ou approximativement une droite. La disposition suivant laquelle le compresseur comprend deux rotors, tournant en sens inverses, est très favorable. Dans ce cas, les aubes direc- trices 20 tournent en sens inverse par rapport au rotor 14. Tous ces compres- seurs présentent le grand avantage que, par suite de la vitesse de traversée admissible très élevée, leurs dimensions sont très réduites.
Le rendement mécanique qu'on peut obtenir avec ces compresseurs, atteint 90 pour cent, donc leur emploi dans l'installation, objet de l'invention, est d'une importance décisive.
En ce qui concerne le rendement global, il est essentiel que le travail absorbé par le compresseur soit réduit. Pour cette raison, comme la compression dans ce dernier entraine toujours une certaine augmentation de la température, il n'est pas avantageux de porter le rapport P1/P0 (l'éta- ge de pression) au-dessus de 8. Si aucun refroidissement n'intervient, on se contentera de préférence d'un rapport de pression encore plus réduit; ainsi par exemple la valeur de pi/po @ 4 est satisfaisante. Dans le casd'un refréi- dissement intermédiaire, par exemple si la vaporisation de l'eau est utili- sée pendant ou après la compression, le rapport de compression peut être plus élevé.
Lorsque le gaz traverse les éléments accumulateurs de chaleur dans le sens de là flèche I, ils sont refroidis en réchauffant le gaz ; d'au- tre part, lorsque le mouvement du gaz suit le sens de la flèche II, ils sont réchauffés, tandis que les gaz d'échappement sont refroidis. Pour cette rai- son les éléments accumulateurs de l'échangeur de chaleur sont insérés alterna- tivement pendant une certaine durée avant la tubulure d'admission de gaz de la turbine, afin de réchauffer le gaz comprimé et ensuite après la tubulure d'échappement de la turbine, afin de refroidir les gaz d'échappement.
Au cours de ces deux phases de fonctionnement, les mouvements des gaz dans
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les éléments accumulateurs de chaleur se fait en sens opposés (accumulateur à flux alternés),L'exécution de J'échangeur de chaleur, représentée sur la figure 1 à titre d'exemple, comprend trois éléments accumulateurs de chaleur.
Le schéma de la commande des soupapes de cet appareil est représenté par le graphique de la figure 3, où le temps est porté horizontalement et où les distanoesh entre les courbes et l'axe horizontal sont proportionnelles à la levée des soupapes individuelles. La courbe en pointillé se rapporte au cas où l'accumulateur de chaleur est traversé par des gaz d'échappement de la turbine (sens de la flèche II), tandis que la courbe en traits pleins indi- que la traversée des gaz comprimés (sens de la flèche I).
Afin d'assurer la continuité du.mouvement des gaz, il faut prévoir au moine deux éléments ac- cumulateurs de chaleur Suivant l'exécution représentée sur la figure 3, il y a trois éléments, dont deux sont constamment insérés à l'aval de la turbi- ne et le troisième à l'amont de celle-ci* En général, il est préférable d'in- sérer toujours plus d'éléments à l'aval de la turbine qu'à l'amont de celle- ci, car ainsi la chute de pression due au frottement dans l'accumulateur de chaleur peut être réduite.
L'échangeur de chaleur peut comprendre un nombre d'éléments quelconque, dont la commande peut être effectuée non seulement au moyen de soupapes, mais de toute autre manière, par exemple au moyen de vannes, ou de soupapes partiellement automatiques,
Si un élément accumulateur de chaleur est traversé par les gaz dans le même sens pendant une durée prolongée, le refroidissement ou réchauf- fement de cet élément entraîne la diminution du rendement de la turbine et, alors, il est utile de passer à la traversée dans le sens inverse. Sur la figure 3, une période de fonctionnement complète est indiquée par T; après cette durée les échangeurs de chaleur se trouvent dans la même phase de leur fonctionnement.
La variation de la température d'un échangeur de chaleur donné dépend de la durée T; elle est grande si T est élevé et elle est pe- tite si T est réduit, Lors de la commutation d'un élément accumulateur de chaleur d'un sens de courant à l'autre, une variation de pression se mani- feste dans celui-ci, étant donné que pour un sens de traversée l'accumula** teur de chaleur est inséré à l'amont de la turbine et pour l'autre sens à l'aval de celle-ci. Le remplissage et la décharge relatifs à cette variation de la pression provoquent une perte de travail, Pour un appareil donné cette perte est d'ailleurs d'autant plus grande que la commutation des
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accumulateurs est plus fréquente.
D'autre part, la perte de travail due à la variation de la température de l'accumulateur de chaleur varie en raison inverse de la fréquence des commutations, donc elle est d'autant plus réduite que la fréquence des commutations est plus élevée. Afin d'obtenir un rendement élevé, on choisira, de préférence, la durée des commutations de telle sorte que ces deux pertes soient approximativement égales.
Afin que la perte-due à la variation de température des accu- mulateurs de chaleur ne soit pas excessive, on les dimensionnera,de préférence, pour une fluctuation de température réduite, c'est-à-dire qu'on leur donnera une capacité thermique suffisante. On choisira la durée des commutations en conséquence. De cette façon en peut obtenir, entre deux commutations, une va- riation de la température inférieure à 50 0., ce qui est également important au point de vue d'un rendement favorable.
Afin de réduire les pertes de charge et d'obtenir un prix ré- duit, les accumulateurs de chaleur doivent présenter un volume d'air réduit.
Pour cette raison, il est avantageux de les exécuter d'une manière connue, par exemple sous forme de lames laissant entre elles des passages d'une dimension inférieure à 2 mm. perpendiculairement au mouvement du gaz. Les figures 4 et 5 représentent à. titre d'exemple, l'exécution d'un accumulateur de chaleur com- prenant les lames 40 (en métal, en acier ou en fer), maintenues à une distance déterminée les unes des autres par les Intercalaires 41. Afin que même entre les pièces 41, les lames ne puissent pas s'approcher ni s'éloigner, elles por- tent les ondulations 42 qui s'appuient sur les lames planes 43 déposées de part et d'autre de la lame ondulée. Entre les lames les gaz suivent le sens de la flèche.
Dans le sens du mouvement des gaz, les lames ont une dimension réduite (inférieure à 20 mm.) et entre les rangées (étages) de lames,il y a une couche d'air mince qui agit dans le sens du mouvement du courant comme un isc- lant thermique. Comme, par suite de ces couches d'air, l'accumulateur de cha- leur ne conduit pas la chaleur, une différence de température importante peut se manifester entre les deux extrémités de celui...ci. D'un coté de ldaccumula- teur de chaleur, ce sont toujours les gaz comprimés qui entrent et absorbent la chaleur de l'accumulateur, denc, à cette extrémité l'accumulateur de chaleur sera plus froid qu'à l'autre extrémité, où les gaz d'échappement de la turbine entrent et communiquent leur chaleur à. l'accumulateur.
Entre les deux extrémités
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de l'accumulateur la température varie successivement* Un tel accumulateur de chaleur, exécuté comme échangeur de chaleur à courant alternés, permet de réchauffer le gaz comprimé avec une perte réduite, ce qui est important au point de vue du rendement global de la turbine. Il est utile d'employer dans l'accumulateur de chaleur un nombre élevé d'étages, de préférence, plus que 30 étages.
L'accumulateur de chaleur peut être aussi exécuté à l'aide d'une matière poreuse non conductrice de ohaleur; dans ce cas, il n'est pas nécessaire de l'exécuter en lames, On peut obtenir des accumulateurs de cha- leur très simples et bon marché, si l'on superpose des tamis de fils ou des filets et si l'on dirige le courant de gaz perpendiculairement aux couches de tamis, D'après ce qui précède, on placera, de préférence, entre les couches de tamis individuelles des Intercalaires non conducteurs de chaleur, afin d'obtenir un meilleur isolement dans le sens du courant.
L'échangeur de chaleur présente une grande importance au point de vue du rendement global de l'installât ion* La résistance thermique des organes de la turbine limite la température maximum admissible et le rendement est d'autant plus élevé que la température de sortie de l'échangeur de chaleur se rapproche plus de la température maximum (moyenne) du procédé* Il est essentiel que dans l'échangeur de chaleur le gaz soit réchauffé à une température aussi voisine que possible de la température maximum, au moins 70 % de celle-ci. La condition d'égalité approximative de la température du gaz comprimé quittant l'échangeur de chaleur et de la température maximum du procédé, entraîne l'égalité approximative de la température T5 (figure 2) et de la température T1.
Ainsi, la quantité de chaleur contenue dans les pro- duits de combustion, quittant la turbine et l'échangeur de chaleur, est pe- tite et elle est approximativement indépendante du rapport de pression. Pour cette raison, même au point de vue du rendement, il n'est pas nécessaire de donner une valeur élevée au rapport P1/P0. Il est même préférable de mainte- nir ce rapport à la valeur réduite déjà mentionnée, ce qui présente de grands avantages de construction, d'exécution et d'exploitation pour l'installation, objet de l'invention, et contribue à réduire son prix de revient.
Comme l'échangeur de chaleur fonctionne avec une certaine perte, la température T2 de la sortie de 1$échangeur de chaleur sera infé- rieure à celle T4 de l'amenée dans cet appareil. Afin de réaliser la condi-
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-tion précitée, il est nécessaire que d'abord, la différence T4-T2 proportion- nelle à la perte dans l'échangeur de chaleur, soit réduite et que la tempéra- ture maximum Tmax qui règne dans -la turbine, ne diffère pas sensiblement de T4. La différence T4-T2 est petite ai l'échangeur de chaleur présente une surface de transmission de chaleur élevée et s'il comporte un grand nombre d'échelons, En réalité, ce n'est que lorsque le nombre d'échelons devient intfini et que la surface est infinie que T4-T2.
En tout cas., l'augmentation de la surface de transmission de chaleur et du nombre des échelons diminue la différence T4-T2.
Dans la turbine la température maxima peut être réglée en réglant l'admission de la chaleur additionnelle* Ainsi, par exemple, lors de la détente isothermique, avantageuse d'âpres ce qui précède, Tmax -T4.
Pendant le passage des gaz dans les accumulateurs de chaleur la pression diminue en raison des frottements. Pour des vitesses élevées, ces frottements peuvent entraîner des pertes importantes, donc, on ne doit pas trop augmenter la vitesse. Elle sera de préférence maintenue inférieure à 20 m/sec.
Un avantage important du dispositif décrit réside dans le fait que, par suite du bon rendement du compresseur, il permet d'obtenir un rende- ment très favorable morne A une température maximum relativement réduite. Ceci est important surtout au point de vue de la sécurité de service, du prix er de la durée de la turbine, Ainsi, si la température maximum moyenne du fluide ne dépasse pas 450* C., on peut déjà obtenir un très bon rendement thermique.
A des températures supérieures le rendement s'améliore encore, toutefois, il n'est pas utile d'augmenter la température au-delà de la limite que les maté- riaux de construction peuvent normalement supporter. Pour cette raison, il n'est ni recommandable, ni même nécessaire, de dépasser la température de 600 C. -
L'installation est très simple, si la limite de pression Inférieure Po est la pression atmosphérique. Dans ce cas l'échappement peut s'effectuer à travers le tuyau 30 dans l'atmosphère, la chaleur perdue est évacuée par les gaz et l'eau de refroidissement n'est pas nécessaire. Dans et cas, en raison de l'étage de pression réduite, la surpression maximum est également très réduite, et la réalisation n'est pas coûteuse.
Les dimensions de la turbine à gaz peuvent être réduites si
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la pression initiale du compresseur est supérieure à la pression atmosphérique, Dans ce cas, la pression qui règne dans le tuyau 30, augmente également et ce tuyau ne communique pas avec l'atmosphère, Une turbine à gaz de ce système est représentée schématiquement sur la figure 6.
Ici, la pression initiale Po du gaz, amené au compresseur 44, est supérieure à la pression atmosphérique, Le gaz est admis dans le compresseur par le tuyau 45 et il le quitte à travers le tuyau 46 A und pression supérioure; il traverae l'échangeur de chaleur 47, re- présenté schématiquement, il arrive à travers le tuyau 48 dans la turbine 48 où il fournit le travail pendant l'introduction de la chaleur additionnelle, puis il se détend et quitte la turbine par le tuyau 50.
Le gaz traverse en- suite de nouveau l'éohangeur ,mais en sens inverse et arrive à travers le tuyau 51 dans le réfrigérateur 52 où, sous l'influence de la substance réfrigérante qui traverse les tuyaux 53, il se refroidit de T5 à T0 (voir le cyche de travail sur la figure 21, enfin, il entre de nouveau dans le compresseur.
Par suite de la combustion qui s'effectue dans la turbine, il faut remplacer la teneur en oxygène du fluide; pour cette raison, à titre d'exemple, une partie des gaz cité- chappement, prise avant l'échangeur de chaleur 47, est Introduite à travers le tuyau 54 tracé en pointillé dans la turbine auxiliaire 56, dans laquelle la quantité de gaz introduite se détend à la pression atmosphérique et s'échappe à travers le tuyau 57, La turbine 56 entraîne le compresseur 58 qui aspire une quantité d'air, dont le poids est égal à celui des gaz d'échappement* L'air y est' comprimé sous une pression Po supérieure à la pression atmosphérique et l'air arrive à travers le tuyau 59 et le réfrigérateur 60,
soit à l'amont du réfrigé- rateur 52 à travers le tuyau 61 marqué en pointillé, soit à l'aval du réfrigéra- teur à travers le tuyau 62 dans le tuyau à basse pression. Le fonotionnement de cette installation, établie d'après le système à surpression, est ep principe le même que celui de la solution représentée à titre d'exemple aur la figure 3,
Au lieu de la partie basse pression, l'oxygène frais, nécessai- re à la combustion interne, peut être aussi introduit directement dans la tur- bine. Dans ce cas, suivant la variante représentée sur la figure 6, le compres- seur 65 débitant l'air frais, refoule l'air à travers le tuyau 66 et l'échan- geur de chaleur 67 vers les brûleurs 64.
La turbine auxiliaire 68 commandant le compresseur 65 est alimentée à partir du tuyau 69; avant cette turbine auxiliai- re les gaz communiquent la chaleur qu'ils contiennent en excès à l'écha@@@eur de chaleur 67 et réchauffent l'air comprimée
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Il peut se faire également que la puissance de la turbine auxi- laire ne suffise pas pour entraîner le compresseur. Dans un tel cas, la puissan- ce en défaut peut être remplacée par une autre commande extérieure, ou bien la puissance de la turbine peut être augmentée en y établissant une combustion in- terne. L'air frais nécessaire à cet effet est amené par le tuyau 70.
Au point de vue du rendement global de l'installation il est utile de refroidir le gaz pendant la compression effectuée dans le compresseur.
Comme nous l'avons déjà. mentionné, ceci peut être obtenu de la manière la plus simple par injection d'eau ou par un refroidissement intermédiaire réalisé pen- dant la compression; ce refroidissement peut être prévu pour la turbine à échap- pement de même que pour la turbine du système à surpression. L'eau de refroidis- sement nécessaire est introduite par exemple par la tuyauterie 63. Dans une ins- tallation conforme aux figures 1 ou 6,on peut aussi prévoir une prise au tuyau de refoulement 22 ou 46 du compresseur, afin d'en extraire du gaz comprimé qu'on peut utiliser soit pour la commande d'une turbine, soit pour tout autre but. Il est utile de prévoir un revêtement calorifuge sur les organes de la turbine à gaz soumis à des températures élevées.
Pour les organes dans lesquels la pression n'est pas constante (par exemple les accumulateurs de chaleur), il est préférable de prévoir un isolement non poreux, d'un volume d'air réduit.
Dans l'installation faisant l'objet de l'invention à l'excep- tion du compresseur, la turbine, de même que l'échangeur de chaleur, peuvent être d'un système quelconque, différant des exécutions décrites à titre d'exemple, à condition que les stipulations y relatives, précédemment exposées, soient* satis- faites4 Les possibilités d'application de ces différents organes dépendent en premier lieu du rendement qu'on peut obtenir. Seuls les dispositifs présentant un rendement élevé peuvent être employés avec succès,
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OPERATING PROCESS AND DEVICE FOR GAS TURBINES
The invention relates to operating methods and devices for gas turbines which make it possible to transform, with a high economic efficiency, the heat imparted to the gaseous fluid into mechanical work, while using the construction materials currently available and ensuring a relatively low cost of the installation.
The devices and operating methods for gas turbines proposed heretofore have presented, without exception, the disadvantage that, even theoretically, they have not made it possible to obtain favorable yields except by using high temperatures. very high and, in particular, in constant pressure processes, very high pressures and temperatures. However, the high temperature imposes on the Migres employed very severe conditions and the high pressure requires a very resistant, expensive and heavy.
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The processes using the principle of constant pressure requiring a high temperature, the compressor which compresses the gas for the gas turbine and the turbine, in which the expansion of the hot gas takes place, presented an unfavorable efficiency. It was advantageous to keep the power absorbed by the compressor at a reduced level compared to the power supplied by the turbine, so that the difference between the power delivered by the turbine and that absorbed by the compressor is high, this difference being proportional to the useful power delivered by the installation.
However, as in turbines operating at constant pressure the power supplied by the turbine and that absorbed by the compressor are proportional to the absolute temperatures prevailing in these devices, it was essential that the temperature in the turbine be as high as possible with respect to. that in the compressor.
The high pressure was necessary because the arrangements proposed so far have not made sufficient use of the recovery (regeneration) of heat from the turbine exhaust gases for the heating of the gases fed into the turbine. . Under these conditions, the heat of the gases of a high temperature passing through the turbine could only be sufficiently developed by a high expansion in the turbine, causing them to cool, so that they can exit. the turbine at a sufficiently low temperature.
This circumstance also reacted on the maximum temperature used, because in the turbine it was only possible to obtain a high average temperature, at the same time as a low exhaust temperature, at the cost of a very high maximum temperature. high (,
The method and the device, objects of the invention, eliminate the aforementioned drawbacks and allow the use of a gas turbine, in which the maximum pressure and the maximum temperature are low, while its efficiency is high and its price is low. moderate establishment.
Thus, for example, a gas turbine constructed according to the invention, operating at a maximum overpressure of two atmospheres, in which the maximum temperature is only 450 ° C., allows an overall efficiency of 30 to 40 per cent to be obtained. cent, including all losses. When using higher temperatures *, this result is even more favorable. This is obtained according to the invention through the application of the following solutions t
1) The heat of the exhaust gases leaving the turbine is recovered in an exchanger where they are cooled by heating the gases together.
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-suppressed brought.
This perfect heat exchanger, of a reduced price and of an easily realized execution, allows to closely approximate the temperatures of the gases brought into the turbine and of the exhaust gases leaving the turbine. On the other hand, the temperature of the exhaust gases leaving the heat exchanger closely approximates the temperature of the compressed gases supplied to the heat exchanger. In these circumstances, the use of a high pressure stage is not necessary and it is sufficient, although it is favorable, to use a low pressure,
2) The compressor used has high efficiency and low cost price. It adapts well to the delivery of compressed gases of a high volume per unit of work at a stage of reduced pressure.
This compressor (to distinguish it from compressors requiring airtightness components) is an aerodynamic rotary compressor, in which the gas flow rate is high, so that the dimensions of the compressor are relatively small. High flow rate is possible, without reducing efficiency, because the compressor has several stages and its execution is such that it is not only the peripheral component of the gas speed which undergoes a variation as a result of the transmission of energy. By projecting the trajectory in a plane placed in the median axis, the movement of the gases takes place without appreciable change of direction.
Compressors meeting these conditions are, for example, axial or purely radial compressors, but these can also be combined so that the movement takes place on a conical surface around the axis. The advantages which the use of such compressors provides make it possible to obtain a favorable efficiency even at a reduced maximum temperature.
3) The introduction of the heat coming from the fuel, that is to say the combustion, is carried out so that the maximum temperature which prevails in the turbine, only very little exceeds the temperature at which the gases supplied to the turbine leave the heat exchanger. According to this process the average temperature in the turbine approaches as close as possible to the maximum allowable temperature, which is favorable from the point of view of efficiency.
The aforementioned favorable yield which can be obtained under very easy operating conditions shows that the method and the device which are the subject of the invention achieve a significant new technical effect compared to the gas turbines proposed so far,
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From the foregoing, the installation necessary for the operation of the process comprises three main parts:
the compressor which compresses the fluid from the lower pressure limit of the compressor proceeds to the upper pressure limit thereof, a heat exchanger which heats the compressed fluid and cools the fluid leaving the turbine, in the turbine itself, in which the compressed and heated fluid expands while providing mechanical work, while it is imparted additional heat *
Figure 1 (comprising parts 1a and 1b) of the accompanying drawings shows, by way of example, a schematic section of a possible arrangement of the installation.
Figure 2 is the pressure-volume diagram of a duty cycle of the process used.
Figure 3 graphically shows the control of the regenerative heat exchanger.
Figures 4 and 5 show respectively the view and the section of a storage element of the heat exchanger, finally
Figure 6 is the diagram of the arrangement of a second solution of the gas turbine, object of the invention.
In Figure 1, the rotor 5, supported in the bearings 3, 3 'and sealed by the stuffing glands 4,4', is housed in the bolte 1 of the turbine and it carries the blades 6 arranged in several stages, In box 1 are the crowns of fixed guide vanes 7. The gases enter the boot 1 through pipe 8 and leave it through pipe 9. The 10-way burners allow the introduction of fuel, that is to say - say heat to be transformed into mechanical work; the fuel, or heat, is introduced into the turbine directly into the moving gases in several places between the different stages of the turbine.
In the figure, the first bfuleur is placed upstream of the first impeller of the turbine, however, this is not always necessary; in general, it is sufficient that the introduction of heat begins only after the first stage or after the first stages of the turbine. The pipe 11 allows the supply of the fuel and the pipe 12, the supply of an auxiliary substance, compressed air for example, possibly necessary for combustion.
The shaft 13 of the rotor 5 of the turbine is coupled with the shaft 15 of the rotor 14 of the rotary compressor, the ar-
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-bre 15 being supported in the bearings 16, 16 'and sealed in the boot 17 of the compressor by the glands 18, 18',
The execution of the compressor shown in the drawing is that of an axial bladed compressor.The rotor 14 has the rotary vanes 19 arranged in several stages, while the guide vanes 20 are housed in the box 17.
The gases to be compressed (air) enter the compressor through the pipe 21 and leave it in the compressed state through the pipe 22, after having passed through the pipe 23 and through one of the accumulator heat exchanger elements 24 , 24 ", 24 '' ', the compressed gases are brought into the turbine through the pipe 25, The pipe 23 is connected to the valve chambers 26', 26" and 26 '' ', separated from the heat storage elements by the valves 27 ', 27' ', 27' '', If one of these valves is open, the gases are admitted into the corresponding heat accumulator.
On this same side of the heat accumulators are the valves 28 ', 28 ", 28", which separate the valve chambers 29', 29 ", 29" 'from the heat accumulators; these latter chambers communicate with the pipe 30 through which the exhaust gases leave the installation.
On the other side of the heat accumulators, the accumulator elements are separated from the valve chambers 32 ', 32 ", 32' '' connected to the pipe 25, by the valves 31 ', 31", 31 "and. valve chambers 35 '35 ", 35' '' connected axially to the pipe 34 by the valves 33 '33", 33' '', The chambers of the heat storage elements 24 '24 ", 24' '' are completely separated from each other, so that in each of them gases can only access through the corresponding valves.
According to this execution, described by way of example, all the valves are controlled; this control is operated by the cams fixed to the shafts 36, 36 '. These shafts are controlled in any way, for example by the electric motor 37. The movements of these two shafts are not independent of one of the shafts. other and chain and chain wheels ensure proper mutual adjustment of valve control cams *
The heat accumulators 24 ', 24 ", 24" "are designed in such a way that they allow the gas to pass in the two directions marked by the arrows.
The installation works as follows
The fluid, for example air, enters the box 17 of the compressor through the pipe 21 at an absolute temperature To and at a pressure po (see
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figure 2). The gas is compressed there by the rotor 14 of the compressor, while the gas pressure rises to P1 and its temperature to T1.
The compressed gas is brought through the pipe 22, 23 into the valve chambers 26 ', 25 ", 26' '' and it passes through those of the valves 27 ', 27", 27' '' which are open in the heat exchanger accumulator, The heat exchanger valves are ordered !! so that on both sides of the heat exchanger there are always open valves and the gases pass either from pipe 23 into inlet pipe 25 of the turbine, after passing through the heat accumulator in a direction, or from the outlet pipe 34 of the turbine to the pipe 30 passing through the heat accumulator in the opposite direction. Assume that valves 26 'and 31' are open and valves 28 'and 33' are closed.
At the same time, valves 33 ", 33" ", 28", 28 "" are also open and valves 31 ", 31" ", 26" and 26 "" are closed. Under these conditions, the compressed gas passes through the heat accumulator 24 'in the direction of arrow I and enters the box 1 of the turbine through the pipe 25 and the pipe 8. Apart from the slight drop in pressure caused. by the friction of the gas, during its passage through the accumulator of the heat exchanger, the gas pressure does not vary, but its absolute temperature rises from T1 to T2, because the gas absorbs the heat transmitted by the heat accumulator. During this process, the heat accumulator is cooled to a certain extent.
In the turbine, the temperature of the gas can be raised from the value T2 that it presents after leaving the heat exchanger before entering the turbine, to the upper value T3 (figure 2). However, this preliminary heat supply can be omitted entirely, which can even lead to a favorable efficiency. In this case T2 - T3, therefore, the outlet temperature of the heat exchanger is at the same time the maximum temperature of the fluid. The introduction of heat into the gas can be carried out in any way, by for example by direct combustion of the fuel in the turbine, or for example by introducing into the turbine the hot combustion products of the fuel already burnt.
The rotor of the turbine transforms the energy of the gas into mechanical work and the gas expands successively passing through the turbine, while its pressure decreases from P1 to Po and its temperature reaches the value T4.
In order to obtain a good yield, it is preferable to carry out successively
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the admission of additional heat into the turbine, so that the expansion of gas in the turbine is approximately isothermal when T3 = T4, This is achieved by a suitable arrangement of the burners 10 and by the suitable regulation of the heat introduced. So, if before the turbine there is no preliminary heat intake, we can make the temperature T2 of the heat exchanger outlet to be roughly equal to the T4 temperature of the turbine outlet .
After leaving the turbine and having passed through the tubing 9, the pipe 34 and the valves 33 "and 33", the exhaust gases pass through the accumulator heat exchanger 24 ", 24" "in the direction of the arrow II, without variation of their pressure, except for the slight drop in pressure caused by friction in the heat accumulator ,, However, their temperature decreases from T4 to T5, because the gases communicate their heat to the heat accumulator, while the latter heats up slowly. The gases arrive in pipe 30, through valves 28 "and 28", and leave the installation,
Ignoring the efficiency of the compressor and the turbine, the work provided by the gas turbine is equal to the area To, T1, T3, T4.
The work absorbed by the compressor is represented by the surface P0, T0, T1, P1 and the work supplied by the turbine by the surface P1, T3, T4, P0, The useful work is the difference of these last two surfaces, So that this difference can be as great as possible, it is necessary that both the turbine and the compressor present an efficiency as high as possible, From this point of view and also from that of a reduced price of the installation, the solution conforms to the The invention is of decisive importance * This solution is based on the observation that the compressor which best adapts to the intended purpose is a multi-stage aerodynamic rotary compressor, in which, apart from the tangential direction variations, necessary for the transmission of power. energy, the gas path is a straight line,
or roughly a straight line, because in this case there is no superfluous loss due to deviations and good efficiency can be obtained even at a high traverse speed. In these compressors the movement of the gas around the axis takes place approximately and on average over a conical surface; the substitution for the conical surface of a more general surface of revolution, little different, does not cause any appreciable modification in the functioning and in the efficiency *
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In addition to these compressors in which the crossing is done along a conical surface, axial and radial compressors can be considered, given that in the first the conical surface is reduced to one cylinder and in the other to a plane perpendicular to the axis. .
In general, these compressors are characterized by the fact that the median axis of the meridian section of the spaces intended for the location of the movable and guide vanes and the passage of the moving gases, that is to say the section of the spaces between the walls limiting the movement of the gas, is a straight line or approximately a straight line. The arrangement according to which the compressor comprises two rotors, rotating in opposite directions, is very favorable. In this case, the direction vanes 20 rotate in the opposite direction with respect to the rotor 14. All these compressors have the great advantage that, owing to the very high permissible traversing speed, their dimensions are very small.
The mechanical efficiency that can be obtained with these compressors reaches 90 per cent, so their use in the installation, object of the invention, is of decisive importance.
Regarding the overall efficiency, it is essential that the work absorbed by the compressor is reduced. For this reason, as the compression in the latter always causes a certain increase in temperature, it is not advantageous to increase the ratio P1 / P0 (the pressure stage) above 8. If no cooling does not intervene, we will preferably be satisfied with an even lower pressure ratio; thus for example the value of pi / in @ 4 is satisfactory. In the case of intermediate cooling, for example if water vaporization is used during or after compression, the compression ratio may be higher.
When the gas passes through the heat storage elements in the direction of arrow I, they are cooled by heating the gas; on the other hand, when the movement of the gas follows the direction of arrow II, they are heated, while the exhaust gases are cooled. For this reason, the storage elements of the heat exchanger are inserted alternately for a certain period before the gas inlet pipe of the turbine, in order to heat the compressed gas and then after the exhaust pipe of the turbine. the turbine, in order to cool the exhaust gases.
During these two phases of operation, the movements of the gases in
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the heat accumulator elements are in opposite directions (alternating flow accumulator). The execution of the heat exchanger, shown in FIG. 1 by way of example, comprises three heat accumulator elements.
The scheme of the valve control of this device is shown by the graph of figure 3, where the time is plotted horizontally and where the distances between the curves and the horizontal axis are proportional to the lifting of the individual valves. The dotted curve relates to the case where the heat accumulator is crossed by exhaust gases from the turbine (direction of arrow II), while the solid curve indicates the passage of compressed gases (direction of arrow I).
In order to ensure the continuity of the movement of the gases, it is necessary to provide the monk with two heat accumulating elements According to the execution shown in figure 3, there are three elements, two of which are constantly inserted downstream of the gas. the turbine and the third upstream of it * In general, it is preferable to always insert more elements downstream of the turbine than upstream of it, because thus the pressure drop due to friction in the heat accumulator can be reduced.
The heat exchanger can comprise any number of elements, the control of which can be effected not only by means of valves, but in any other way, for example by means of valves, or partially automatic valves,
If a heat storage element is crossed by the gases in the same direction for a prolonged period of time, the cooling or heating of this element results in the reduction of the efficiency of the turbine and, therefore, it is useful to pass through the passage in the opposite direction. In Figure 3, a complete operating period is indicated by T; after this time the heat exchangers are in the same phase of their operation.
The variation in the temperature of a given heat exchanger depends on the duration T; it is large if T is high and it is small if T is reduced, When switching a heat storage element from one direction of current to the other, a pressure variation is manifested in that here, given that for one direction of passage the heat accumulator is inserted upstream of the turbine and for the other direction downstream of the latter. The filling and discharging relating to this variation of the pressure cause a loss of work. For a given device this loss is moreover all the greater as the switching of the
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accumulators is more common.
On the other hand, the loss of work due to the variation in the temperature of the heat accumulator varies inversely with the frequency of the switching operations, so it is all the more reduced as the switching frequency is higher. In order to obtain a high efficiency, the duration of the switching operations will preferably be chosen so that these two losses are approximately equal.
So that the loss due to the variation in temperature of the heat accumulators is not excessive, they will preferably be sized for a reduced temperature fluctuation, that is to say they will be given a capacity. sufficient thermal. The duration of the commutations will be chosen accordingly. In this way, a temperature variation of less than 50 ° C. can be obtained between two switchings, which is also important from the point of view of a favorable efficiency.
In order to reduce pressure losses and obtain a reduced price, the heat accumulators must have a reduced air volume.
For this reason, it is advantageous to carry them out in a known manner, for example in the form of blades leaving between them passages of a dimension less than 2 mm. perpendicular to the movement of the gas. Figures 4 and 5 represent to. by way of example, the execution of a heat accumulator comprising the blades 40 (in metal, steel or iron), kept at a distance determined from each other by the spacers 41. So that even between the parts 41, the blades cannot approach or move away, they carry the corrugations 42 which rest on the flat blades 43 deposited on either side of the corrugated blade. Between the blades the gases follow the direction of the arrow.
In the direction of the movement of the gases, the blades have a reduced dimension (less than 20 mm.) And between the rows (stages) of the blades there is a thin layer of air which acts in the direction of the movement of the current as a thermal insulation. As, as a result of these layers of air, the heat accumulator does not conduct heat, a large temperature difference can occur between the two ends of it. On one side of the heat accumulator, it is always the compressed gases which enter and absorb the heat from the accumulator, therefore, at this end the heat accumulator will be colder than at the other end, where the turbine exhaust gases enter and impart their heat to. the accumulator.
Between the two ends
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of the accumulator the temperature varies successively * Such a heat accumulator, executed as an alternating current heat exchanger, allows the compressed gas to be heated with a reduced loss, which is important from the point of view of the overall efficiency of the turbine. It is useful to employ in the heat accumulator a high number of stages, preferably more than 30 stages.
The heat accumulator can also be executed using a porous non-heat-conducting material; in this case, it is not necessary to execute it in strips. Very simple and inexpensive heat accumulators can be obtained, if one superimposes sieves of threads or nets and if one directs the gas stream perpendicular to the sieve layers. According to the above, between the individual sieve layers, heat-insulating inserts will preferably be placed in order to obtain better insulation in the direction of the current.
The heat exchanger is of great importance from the point of view of the overall efficiency of the installation * The thermal resistance of the turbine components limits the maximum allowable temperature and the efficiency is higher the higher the outlet temperature of the turbine. the heat exchanger comes closer to the maximum (average) process temperature * It is essential that in the heat exchanger the gas is heated to a temperature as close as possible to the maximum temperature, at least 70% of that -this. The condition of approximate equality of the temperature of the compressed gas leaving the heat exchanger and the maximum temperature of the process, results in the approximate equality of the temperature T5 (Figure 2) and the temperature T1.
Thus, the amount of heat contained in the combustion products leaving the turbine and the heat exchanger is small and is approximately independent of the pressure ratio. For this reason, even from the point of view of efficiency, it is not necessary to give a high value to the ratio P1 / P0. It is even preferable to maintain this ratio at the reduced value already mentioned, which presents great advantages of construction, execution and operation for the installation, object of the invention, and contributes to reducing its price. of returns.
As the heat exchanger operates with a certain loss, the temperature T2 of the heat exchanger outlet will be lower than that of the inlet T4 in this unit. In order to achieve the condi-
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-tion above, it is necessary that first, the difference T4-T2 proportional to the loss in the heat exchanger, is reduced and that the maximum temperature Tmax which prevails in -the turbine, does not differ substantially from T4. The difference T4-T2 is small if the heat exchanger has a high heat transmitting area and if it has a large number of steps, in reality, it is only when the number of steps becomes infinite and that the surface is infinite than T4-T2.
In any case, increasing the heat transmission area and the number of steps decreases the difference T4-T2.
In the turbine, the maximum temperature can be regulated by adjusting the admission of additional heat. Thus, for example, during isothermal expansion, advantageous from the above, Tmax -T4.
During the passage of gases through the heat accumulators, the pressure decreases due to friction. For high speeds, this friction can lead to significant losses, so the speed should not be increased too much. It will preferably be kept below 20 m / sec.
An important advantage of the device described lies in the fact that, owing to the good efficiency of the compressor, it makes it possible to obtain a very favorable efficiency at a relatively low maximum temperature. This is especially important from the point of view of the safety of service, the price and the duration of the turbine, Thus, if the average maximum temperature of the fluid does not exceed 450 * C., one can already obtain a very good thermal efficiency. .
At higher temperatures the performance improves further, however, it is not useful to increase the temperature beyond the limit that the building materials can normally withstand. For this reason, it is neither advisable nor even necessary to exceed the temperature of 600 C. -
The installation is very simple, if the Lower pressure limit Po is atmospheric pressure. In this case the exhaust can take place through the pipe 30 into the atmosphere, the waste heat is removed by the gases and the cooling water is not necessary. In and case, due to the reduced pressure stage, the maximum overpressure is also very low, and the realization is not expensive.
The dimensions of the gas turbine may be reduced if
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the initial pressure of the compressor is greater than atmospheric pressure, In this case, the pressure prevailing in the pipe 30, also increases and this pipe does not communicate with the atmosphere, A gas turbine of this system is shown schematically on the figure 6.
Here, the initial pressure Po of the gas supplied to the compressor 44 is greater than atmospheric pressure. The gas is admitted into the compressor through the pipe 45 and leaves it through the pipe 46 A and the higher pressure; it passes through the heat exchanger 47, shown schematically, it arrives through the pipe 48 in the turbine 48 where it provides the work during the introduction of additional heat, then it relaxes and leaves the turbine through the pipe 50.
The gas then passes through the exchanger again, but in the opposite direction and arrives through the pipe 51 in the refrigerator 52 where, under the influence of the refrigerant which passes through the pipes 53, it cools from T5 to T0 (see the working cycle in figure 21, finally, it enters the compressor again.
As a result of the combustion which takes place in the turbine, the oxygen content of the fluid must be replaced; for this reason, by way of example, a part of the exhaust gases, taken before the heat exchanger 47, is introduced through the pipe 54 drawn in dotted lines into the auxiliary turbine 56, in which the quantity of gas introduced expands to atmospheric pressure and escapes through pipe 57, Turbine 56 drives compressor 58 which sucks in a quantity of air, the weight of which is equal to that of the exhaust gases * The air is there compressed under a pressure Po greater than atmospheric pressure and the air arrives through the pipe 59 and the refrigerator 60,
either upstream of the refrigerator 52 through the pipe 61 marked in dotted lines, or downstream of the refrigerator through the pipe 62 in the low pressure pipe. The operation of this installation, established according to the overpressure system, is ep principle the same as that of the solution shown by way of example in figure 3,
Instead of the low pressure part, fresh oxygen, necessary for internal combustion, can also be introduced directly into the turbine. In this case, according to the variant shown in FIG. 6, the compressor 65 delivering the fresh air, delivers the air through the pipe 66 and the heat exchanger 67 towards the burners 64.
The auxiliary turbine 68 controlling the compressor 65 is supplied from the pipe 69; before this auxiliary turbine the gases communicate the heat which they contain in excess to the heat exchanger 67 and heat the compressed air
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It may also be that the power of the auxiliary turbine is not sufficient to drive the compressor. In such a case, the faulty power can be replaced by another external control, or the power of the turbine can be increased by establishing internal combustion therein. The fresh air required for this is supplied through the pipe 70.
From the point of view of the overall efficiency of the installation, it is useful to cool the gas during the compression carried out in the compressor.
As we already have. mentioned, this can be achieved in the simplest way by injection of water or by intermediate cooling carried out during compression; this cooling can be provided for the exhaust turbine as well as for the turbine of the overpressure system. The necessary cooling water is introduced, for example, through the pipe 63. In an installation according to Figures 1 or 6, it is also possible to provide an outlet for the discharge pipe 22 or 46 of the compressor, in order to extract therefrom. compressed gas which can be used either for controlling a turbine or for any other purpose. It is useful to provide a heat-insulating coating on the parts of the gas turbine subjected to high temperatures.
For components in which the pressure is not constant (for example heat accumulators), it is preferable to provide non-porous insulation, with a reduced volume of air.
In the installation forming the subject of the invention with the exception of the compressor, the turbine, as well as the heat exchanger, may be of any system, differing from the executions described by way of example. , on condition that the relative stipulations, previously set out, are * satisfied4 The possibilities of application of these different organs depend in the first place on the yield that can be obtained. Only devices with high efficiency can be used successfully,