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Simulation et Aide au Dimensionnement des Chaudières de

1. Sech V h k ae m de fluide AIIL 102 E ou encore y AP k Pa AIII 103 k tant le coefficient de perte de charge sans dimension Dans des coulements dynamiquement semblables k aura la m me valeur quelle que soit la nature du liquide la vitesse de I 6coulement et les dimensions des tron ons consid r s Dans une chaudi re les diff rentes pertes de charge locales rencontr es sont gt Des courbes et coudes dans les canalisations L entr e dans le collecteur Le passage du collecteur aux diff rents tubes de l changeur Les branches des collecteurs non chauff s Les tubes droits chauff s Les coudes des tubes non chauff s La sortie des tubes vers le collecteur de sortie VV VV VV V Le passage du collecteur de sortie vers les canalisations gt Diff rentes vannes et appareils de mesure sur les canalisations Pour simplifier le calcul des pertes de charge dans une chaudi re on ne tiendra compte en r alit que des pertes de charge des tubes chauff s des coudes et des collecteurs d entr e et de sortie On utilisera une formule de type AIII 82 mais au lieu de prendre comme longueur la longueur r elle des tubes on utilisera une longueur quivalente tenant compte de la pr sence des coudes et des collecteurs La longueur quivalente des coudes est proportionnelle au diam tre des tubes on admettre 25 d pour les coudes et 50 d pour les entr e et sortie Nous o
2. O1 N CH o O E 2 E o 530 ke Ss 3 D ke oO Qa E g 2 3 num ro de la nappe V 11 2 2 Chaudi re OTB 2 2 1 ECOVAPO DEL OTB L ecovapo de l OTV est constitu de 36 nappes de tubes dispos s en quinconce avec 1 tube en parall le Il est mod lis la Figure V 16 Figure V 16 Mod lisation de l ECOVAPO de l OTB au moyen des unit s FELVAL N as A Les r sultats de la simulation sont pr sent s pour l ensemble de l OTB la figure V 18 L utilisation des FELVAL permet d avoir acc s tous les param tres des fluides sur toutes les nappes de la chaudi re mais galement tous les param tres caract ristiques de l change thermique A la figure V 17 on pr sente une comparaison entre les valeurs des coefficients de transfert recalcul s sur chacune des nappes de tubes de OTB aux coefficients de transfert qu on aurait obtenu en utilisant une chaudi re circulation assist e On constate que les coefficients de transfert obtenus pour chaque FELVAL de l conomiseur et du surchauffeur sont bien du m me ordre de grandeur que ceux obtenus pour une chaudi re circulation assist e Pour le vaporiseur par contre des diff rences sont constat es puisque dans une chaudi re circulation forc e la vaporisation est men e jusqu son terme ce qui n est pas le cas pour l autre type de chaudi re o un ballon de vaporisation recueille le m lan
3. ok Re d 77 Nu A A IV 12 4 Evaluation du coefficient d change de chaleur externe 1 1 ae Eege Rp AIV 28 A A ga Nuit soh Ge AIV 29 Remarque Il existe des formulations tr s diff rentes pour d terminer le coefficients d change ext rieur Quelques unes sont expos es plus loin Spang B 2003 Deux cat gories apparaissent celle qui utilise le nombre de Colburn ESCOA et PERRY et celle qui utilise le nombre de Nusselt VDI Schmidt Briggs amp Young Vampola Dans le cas des chaudi res de r cup ration on s int ressera au coefficient de transfert par convection forc e autour d un faisceau de tubes Bien que limit e il faudra galement tenir compte de la radiation principalement autour des surchauffeurs de la chaudi re 4 1 Coefficient de convection Quelques d finitions pr alables sont n cessaires 1 Td AIV 30 2 ZE EE AIV 31 n Nu AIV 32 Autour d un cylindre Selon Gnielinski on a Nu o 0 3 NU tam NUP arp AIV 33 Nu tam 0 664 Re Pr AIV 34 0 037 Re Pr 1 2 443Re Pr 1 AIV 35 Uy turb Autour d un faisceau de tubes Dans un faisceau les tubes peuvent tre arrang s en ligne ou en quinconce voir Figure l 11 Le faisceau sera caract ris par un pas longitudinal D la distance entre tubes centre centre dans le sens de l coulement des gaz et le pas transversal Pr la distance entr
4. Elle provient de la diff rence de densit entre les phases liquide et vapeur Elle ne peut tre n glig e On d finit dn AIII 46 ee T1 d A 7 I m U m U AIII 47 AIIL36 gt m x m et m 1 x m m AIIL38 et AIIL 39 gt U et U A x P AIIL32 gt A A et 1 A Siei m e H E 2 nue x M at Mo a 2 sf 1 a A p a A p A te te Et donc ou A T Abu au 2 2 2 2 2 J A all G xX En AIII 48 A A 1 p tp Date Ep K G d x a w x L0 8 p Sol 0 2 p EP 4 1 1 4 Estimation de la fraction de vide fraction volumique de la vapeur Une difficult de l valuation de la perte de charge d acc l ration est l estimation de la fraction de vide s Pour rappel s est d fini comme le rapport du volume occup par la vapeur sur le volume total un endroit donn du tube 1 Fraction de vide selon Levy Levy S 1960 Si on fait l hypoth se que le rapport des vitesses est proportionnel la racine de l inverse des densit s Uc U_ pi pc on obtient l quation de Levy A1L 11 1 2 CE afge Ag JUs Po x Ac Pc Ag Ge J Pe i i 1 Ek GE la AIIL 50 PL B la AIIL51 Es RSS G G Figure A III 3 Evolution de la fraction de vide selon Levy Evolution de la fraction de vide Levy avec la Pression de vaporisation 50 bar pression
5. d ei si P lt P AIV 58 d Sp t Avec D le diam tre quivalent pour le calcul des nombres sans dimension A IV 17 Selon PERRY Knudsen J G Hottel H C et al 2002 La m thode du Perry utilise le facteur de Colburn pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection AIV 49 a E n Nombre de m Arrangement Reynolds Pee Yoas a Re FT fee se CT e us A1V 18 4 2 Coefficient de radiation interne des gaz Dans une chaudi re de r cup ration la part de la radiation dans l change global de chaleur est faible maximum 2 dans les surchauffeurs Ceci est d la temp rature peu lev e de la fum e la sortie de la turbine gaz 600 700 C Dans certaines chaudi res de r cup ration une postcombustion est install e ce qui augmente sensiblement la part de la radiation dans l change de chaleur global Pour obtenir le flux de chaleur net mis par les gaz et absorb par la surface des tubes assimil s un corps gris ona E Ty co 04g A C w E A AIV 59 1 1 4 1 A F 100 100 Avec A la surface qui re oit la radiation C 5 67 Eg l missivit du gaz la temp rature T Ay absorptivit du gaz pour le rayonnement mis par la surface w l missivit de la surface des tubes Cette m thode ne prend cependant en compte que les couches de gaz se trouvant a proximit des tubes de l changeur Le rayonnement mis par les c
6. 45 S ST 35 8 Se ee ST 45 8 30 hata ee 15 MO 3 25 Tie ee 13 CR MO 44 20 e Te Uer 15 x 9 2 2 5 T oO 18 8 25 20 Temp rature C AIV 9 3 3 Ecoulement super critique Lorsqu on se rapproche des conditions super critiques les propri t s de l eau voluent tr s vite Figure A IV 6 A la pression critique la conductivit de l eau augmente fortement tandis que la chaleur sp cifique tend vers l infini Figure A IV 6 Propri t s de l eau au voisinage du point critique isobare p 221 2 bar 221 2 bar 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 Enthalpie kJ kg Des exp riences conduites sur des chaudi res de type OTB entre 220 bar et 270 bar ne montrent cependant pas d augmentation significative du transfert de chaleur autour du point critique comme on pourrait s y attendre au vu de la valeur des propri t s thermiques de l eau dans ces conditions Pour g rer l augmentation du cp de l eau plusieurs m thodes sont utilis es Elles sont toutes bas es sur une pond ration du c en fonction de l volution des temp ratures entre la paroi et le centre du tube Nous appellerons Tw la temp rature la paroi du tube T la temp rature dans le film et T la temp rature au centre de l coulement Une premi re m thode donne Tis za Une seconde m thode Griem H 1996 utilise des cp valu s
7. AA Es ote 1 SUEVAL RANG Z Par exemple l utilisateur introduit une unit de type SUFVAL qui s appelle SMP2 Cette unit doit cr er un surchauffeur contenant 3 nappes de tubes en quinconce mais une seule passe 1 5 tube en parall le Dans le premier exemple illustr la Figure IV 7 la nappe de tubes n est pas coup e sur sa longueur Le programme cr e galement les unit s SPx_SMP2 et MXx_SMP2 qui permettent de diviser les flux d entr e selon la g om trie de l changeur Dans ce cas ci le flux d eau est divis en 3 parties l entr e de l changeur et est nouveau m lang la sortie Dans le second exemple illustr par la Figure IV 8 le tube est divis en trois parties On voit que le programme adapte le nom des flux en cons quence Dans ce cas ci le flux de fum e est galement divis en trois parties pour r chauffer chacune des parties de tube Dans les deux exemples pr c dents la configuration de l changeur est tr s simple Elle peut cependant tre beaucoup plus complexe sans que cela ne pose le moindre probl me au programme pour la cr ation des FELVAL et des connexions L utilisateur peut cr er autant de FELVAL qu il le d sire Naturellement le temps de simulation de l changeur d pendra directement de ce nombre d unit s Plus il y en aura plus la r solution prendra du temps L utilisateur devra donc trouver un compromis entre la pr cision des r sultats qu il d sire obtenir et le temps d
8. Entre l entr e et la sortie de l changeur les grandeurs Figure 1 Evolution de la viscosit avec la Caract ristiques de l eau voluent temp rature diff rentes pressions comme le montrent les deux graphiques ci contre Ils ee repr sentent la viscosit et la Se eeng chaleur sp cifique pression Ne constante de l eau entre 60 C et 1 600 C les temp ratures d entr e 2 000028 et de sortie de l changeur mono dde tubulaire roa Quelles valeurs devrait on choisir sil pour mod liser cet changeur GER celles d entr e de sortie des o ES SS valeurs moyennes Dans ces SE conditions il est vident que la mod lisation d un changeur mono tubulaire ne peut se faire que par parties Quelle partie choisir Figure 2 volution de la chaleur sp cifique avec la temp rature a diff rentes pressions Apr s avoir analys une chaudi re mono tubulaire nappe 3 a par nappe il est apparu que la La Ges partie maximale mod liser ne li GC pouvait tre que la nappe de ii e tubes Il fallait en effet choisir un intervalle suffisamment court afin que les variations des propri t s physiques restent limit es tout en gardant un nombre de modules n cessaires pour repr senter l ensemble de l changeur raisonnable 200 E cp mass kJ kg K temp rature C En continuant le m me raisonnement i
9. Les donn es valid es tant coh rentes il va tre possible de les comparer aux valeurs obtenues avec un mod le math matique repr sentant le proc d et d ajuster les param tres de ce dernier si n cessaire La validation est donc l tape initiale indispensable l tude de tout proc d 2 M thodes de validation Les variables d crivant l tat d un proc d sont reli es entre elles par des contraintes fondamentales qui doivent toujours tre v rifi es bilans de mati re bilans nerg tiques quelques contraintes d quilibre La validation est une m thode qui emploie des lois de redondance et de conservation de l information pour corriger des mesures et pour les convertir en connaissances pr cises et fiables Chaque mesure y est corrig e aussi l g rement que possible de telle mani re que les mesures corrig es y respectent les contraintes du processus La pr cision connue de toutes les sondes de mesure est exploit e au travers d un cart standard o de sorte que des donn es obtenues partir des sondes les plus fiables soient moins corrig es que les autres Des variables non mesur es x peuvent galement tre calcul es au moyen de certaines contraintes La validation permet donc d acc der aux variables importantes mais pas directement mesurables telles que la conversion dans un r acteur ou l encrassement dans un changeur Des outils d analyse de sensibilit peuvent galement
10. Schlunder E U Gnielinski V et al 1993 Les cours universitaires Lejeune A 1995 aident galement en comprendre les principes Les recherches dans la litt rature ont principalement port s sur les pertes de charge en milieu biphasique et sur le calcul des coulements dans des tubes horizontaux Dans le VDI Kast Kast W 1993 r explique les bases des pertes de charge ainsi que les pertes de charge dans les tubes Gaddis Gaddis E S 1993 parle des pertes de charges l ext rieur d un faisceau de tubes Chawla Chawla J M 1993 s attarde sur les pertes de charge en milieu biphasique ainsi que sur les quations pour d finir les types d coulement Dans le Perry Tilton Tilton 2002 reprend la description des diff rents coulements en milieu biphasique ainsi que des diff rentes pertes de charge Idel cik Idel cik LE 1999 s attarde plus particuli rement aux pertes de charges locales Tran Tran 2002 propose un r sum des principales quations de perte de charge en milieu biphasique Tribbe Tribbe C and M 2000 propose une analyse critique des diff rents mod les de pr diction du type d coulement dans des tubes horizontaux en milieu biphasique Ould Didi Ould Didi M B Kattan N et al 2003 revoit diff rentes corr lations pour le calcul des pertes de charge en milieu biphasique Rizhu Rizhu Li and Huaiming Ju 2002 d crit le dimensionnement d une chaudi re circulation forc e pour viter l
11. une zone pr cise pr chauffe vaporisation ou surchauffe VI 2 Connaissant le coefficient d change Uj et le r sultat de l quation 6 3 on d termine la surface d change n cessaire Ai Connaissant la surface d change on calcule le nombre de nappes nrow n cessaires puisqu on connait la surface d une nappe Ce nombre de nappes est ajust de mani re obtenir un nombre entier On calcule une nouvelle surface totale At diff rente de la surface d change calcul e on va alors ajuster le nombre d ailettes de mani re obtenir la surface voulue Au point 1 on avait fait une hypoth se sur le nombre d l ments constituant une nappe de l changeur Cette hypoth se va tre confirm e en calculant la perte de charge c t fum e Si cette perte de charge est sup rieure une limite pr alablement fix e par l utilisateur il faut augmenter le nombre d l ments dans la nappe afin d augmenter la surface de passage pour la fum e et recommencer le calcul au d but Dans un dimensionnement il faut galement d terminer quel sera le nombre de tubes en parall le ntp dans l changeur Ce nombre de tubes va d pendre de la perte de charge admise c t eau Pour ce faire on part du nombre de tubes en parall le minimum on calcule la perte de charge et on la compare une limite fix e par l utilisateur Tant que la perte de charge n est pas inf rieure cette limite on ajoute 1 tube en parall le et o
12. Coudes angles vifs toujours selon Weisbach on a h k 1 2cosa AIIL 109 u 2g ce qui donne k 1 pour une angle de 90 et k 3 pour un angle de 180 Il faut cependant ajouter que la perte de charge des coudes successifs d pend de la distance relative entre les coudes Pour un angle 180 on a So 0 gt perte de charge maximum 180 ss Es z 1 perte de charge minimum 90 faible dp dans le second coude 0 GS l gt 4 5 double perte de charge 2 90 0 gt R union de courants m lange Soit Ar la section de la branche rectiligne avant le m lange A 111 24 Ap la section apr s le m lange Al la section de la branche lat rale Pour le cas Ar Ap et a 90 Branche lat rale 2 A k EE BER Se AIIL 110 SE L P Branche rectiligne eee 2 h Q Q SS 5 AIIL 111 1 M e E Q gt Bifurcation de courants Pour le cas Ar Ap et a 90 Selon les hauteurs relatives des diff rentes branches h 2 Es 2 1 h u et AIIL 112 Hi Q 2g Q A h i SCH gt p 2 u 0 34 h up ed AIII 113 u Q 28 Q A u jusque 2 u Hir A 1 pour lt 0 8 u P avec v i A 0 9 pour 2 0 8 u P A II1 25 Dans les deux cas on a h H j k 04 1 u gt Passage au travers d une grille paissie Soit a l aire d une ouver
13. Khan JA et al 2000 pr sente une mod lisation de la non uniformit de la charge thermique sur les surchauffeurs et resurchauffeur des chaudi res horizontales Luo Luo X and Roetzel W 1998 tudie un mod le de dispersion axiale pour des changeurs de chaleur courants crois s Il d crit l effet d une mauvaise distribution du d bit sur les performances thermiques d un changeur Dans sa th se de doctorat Elmegaard Elmegaard B 1999 aborde la simulation dynamique des chaudi res de r cup ration Adam Adam E J and Marchetti J L 1999 a d velopp un simulateur dynamique d une chaudi re circulation naturelle Robinson Robinson J O 1993 aborde le probl me du nettoyage des diff rents quipements d une chaudi re de r cup ration avant le d marrage et pendant le fonctionnement de celle ci Huchler Huchler L A 1998 aide choisir le meilleur traitement pour l eau dans une chaudi re et Colannino Colannino J 1993 explique comment viter la rupture d un tube A V 2 2 Cycles combin s Les cycles combin s CC sont multiples et vari s Des descriptions sont abondamment comment es dans la litt rature On trouve comment dimensionner un CC comment le mod liser ou encore l optimiser On explique comment modifier un CC pour y ajouter un autre type de chaudi re ou de turbine gaz ou encore comment r aliser un diagnostic thermo conomique Franco Franco A and Giannini N 2006 pr sente une m tho
14. Le probl me des instabilit s crucial pour les chaudi ristes n a pas pu tre abord Les instabilit s statiques pourraient tre approch es par des simulations statiques successives v rifiant que tout accroissement du d bit d eau dans les tubes entra ne bien un accroissement de la perte de charge dans ces tubes Les instabilit s dynamiques par contre devraient faire l objet d un d veloppement suppl mentaire voire m me d une nouvelle th se VII 3 Annexe I Calcul des surfaces de tubes ailett s Lorsqu on calcule les diff rents changeurs dans une chaudi re on conna t de diam tre externe du tube m d diam tre des ailettes m tt paisseur du tube m tf paisseur des ailettes m ws largeur du segment des ailettes m L longueur du tube m fn nombre d ailettes par m tre uf hauteur non segment e de l ailette m nrow nombre de rang es de tube dans la direction du flux nelem nombre de tubes par rang e D longueur du pas longitudinal m Pt longueur du pas transversal m On d finit et on calcule Diam tre int rieur de tube m di do 2 tt Surface int rieure par unit de longueur de tube m2 m A II di Surface moyenne de la paroi du tube par unit de longueur de tube m2 m Aw TI do tt Superficie ext rieure de tube nu par unit de longueur de tube m2 m Ap II do Hauteur d ailette m fh dr do 2 Espacement d ailette m sf 1 fn tf Superficie ext rieure pri
15. bits d eau et de fum e sur base de l analyse des bilans nerg tiques et d un point de pincement pinch point impos l avance N fum e temp rature eau pinc enthalpie gt Les d bits tant fix s puisqu on conna t la temp rature laquelle s effectue la vaporisation de l eau Tsat dans des conditions sous critiques on peut diviser la charge thermique n cessaire Q en trois parties Q1 pour la zone de surchauffe Q2 pour la zone de vaporisation Q3 pour la zone de pr chauffe de l eau En conditions supercritiques la subdivision en trois zones n est plus n cessaire puisqu il n y a plus de changement d tat de l eau fum e A temp rature eau Tsat enthalpie gt On calcule alors un coefficient de transfert pour chacune des zones identifi es Le raisonnement est alors identique a celui d velopp pour les chaudi res de r cup ration a circulation assist e VI 5 3 Exemple de dimensionnement d une chaudi re circulation forc e Donn es vapeur Pression 43 bar Temp rature de la vapeur vive 465 C Temp rature de l eau alimentaire 60 C Donn es gaz Temp rature du gaz 499 C D bit de gaz 83 9 kg s Composition Ar 1 26 wt CO2 4 89 wt H2O 4 15 wt O2 15 82 wt SO2 O wt N2 73 89 wt La distance entre 2 plaques tubulaires dans la chaudi re est des 3 067m La longueur des tubes dans la chaudi re doit tre un multiple
16. called FELVAL divides the boiler in its rows The row model can also be divided several times following the tube length to better estimate the fumes temperature distribution across the hot gas path Another model called SUFVAL carries out the design as well as the automatic generation of the FELVAL units and all the needed connections The log mean temperature difference LMTD method and the effectiveness NTU e NTU method are alternatively used to compute the overall heat transferred in each part of the HRSG The problem of convergence of boiler models with more than one row in parallel is discussed Good initialisation of the different variables is crucial to obtain convergence The models are tested on 2 references HRSG The first one is an assisted circulation boiler that operates at 3 subcritical pressure levels The second is a once through boiler able to operate above the critical pressure of water These new models were introduced into a commercial software of data reconciliation VALI of Belsim sa already used by the engineering and design departments of a HRSG manufacturer They thus have a general purpose package enabling them to make design data reconciliation and simulation with the same software Moreover the use of FELVAL model will enable them to simulate any type of boiler and to obtain informations on the change of the temperatures inside the heat exchangers This information is crucial for well monitoring closely the oper
17. cette efficacit est gale a yur Ce g l e AIV 80 En courants crois s lorsque seul le fluide Cmi est m lang temp rature du fluide uniforme dans une section normale au courant ona Ji roum e l e AIV 81 En courants crois s lorsque seul le fluide Cmaxest m lang on a z Hi SSC AIV 82 C r A IV 27 Annexe V tude bibliographique 1 Chaudi res de r cup ration Les chaudi res de r cup ration font l objet de nombreux articles dans la litt rature On peut trouver comment les dimensionner les mod liser les contr ler ou encore les optimiser On peut galement en trouver les principales caract ristiques quels mat riaux utiliser selon le type de chaudi re comment les nettoyer quel traitement de l eau choisir ou comment viter des ruptures de tubes Viswanathan Viswanathan R and Bakker W T 2000 passe en revue l volution des mat riaux utilis s pour la construction des chaudi res et plus particuli rement ceux utilis s dans les diff rentes sections d une chaudi re super critique Ganapathy Ganapathy V 1990 1992 1993 1996 2000 2001 aborde diff rents aspects du dimensionnement et de la simulation des chaudi res de r cup ration Reddy Reddy B V Ramkiran G et al 2002 calcule les irr versibilit s dans une chaudi re et Nag Nag P K and De S 1997 montre comment r aliser le dimensionnement d une chaudi re de r cup ratio
18. directement aux mod les thermodynamiques d j pr sents dans le logiciel En outre un g n rateur automatique de modules FELVAL et de leurs connexions a t d velopp afin de faciliter au maximum le travail de l utilisateur RK 5 La validation d une chaudi re de r cup ration La validation d une chaudi re de r cup ration va permettre den conna tre l tat est elle son point de fonctionnement nominal quel est son rendement certains changeurs sont ils encrass s Les bilans sur chaque changeur vont galement permettre de comparer les r sultats obtenus avec ceux issus de la simulation Les corr lations utilis es en simulation sont elles ad quates certains param tres doivent ils tre r ajust s 5 1 Les mesures disponibles C t fum e peu de mesures sont g n ralement accessibles On dispose des temp ratures l entr e sortie turbine a gaz et la sortie chemin e Pour le reste le d bit et les compositions devront souvent tre estim s en fonction de ce qui rentre dans la TAG d bit air d bit gaz composition du gaz La pression n est g n ralement pas disponible mais on sait qu elle est l g rement sup rieure la pression atmosph rique et une erreur d estimation n entraine pas de modification majeure dans l estimation des propri t s thermodynamiques de la fum e dans la chaudi re C t eau l instrumentation est meilleure On dispose g n ralement des temp r
19. galement compte des pertes de charge dues aux diff rents l ments constituant la chaudi re et pas seulement de la perte de charge due l coulement dans les tubes L atlas VDI fournit de nombreuses corr lations qui peuvent tre directement exploit es 4 1 Perte de charge continue coulement monophasique D une mani re g n rale nous pouvons crire que la perte de charge dans une conduite cylindrique est de la forme 2 V ES ae m de fluide AIIL 20 2g d Ou encore mt V l AP f eG Pa AIII 21 avec f Re d nombre sans dimension appel coefficient de perte de charge ou coefficient de frottement V la vitesse moyenne dans la conduite la longueur de la conduite d le diam tre de la conduite e la rugosit Tableau Alll 1 Rugosit de diff rents types de tuyaux Type de tuyaux Rugosit absolue mm Tuyaux en acier lamin Neufs 0 04 0 15 Rouill s sans incrustations 0 15 0 25 Tuyaux en acier soud Neufs 0 03 0 1 Moyennement rouill s Jusque 0 4 Fortes incrustations Jusque 3 Tuyaux en fer galvanis s 0 12 0 15 Tuyaux en fonte Neufs 0 22 0 25 Rouill s 1 1 5 En r gime laminaire on a A III 6 _ 64 f Re AIII 22 En r gime turbulent le m canisme de l coulement est plus complexe ce qui entra ne une estimation du coefficient de perte de charge plus laborieuse Formule de Nikuradse l Ref Se log NE 2 51 Formule de
20. rence entre la vitesse de la phase gazeuse et la vitesse homog ne d finie plus loin Un zz He Uy AIL 12 4 Fraction volumique de vide et fraction volumique de liquide La fraction de vide est le rapport entre la section occup e par la phase gazeuse et la section transversale totale a AIL 13 La section transversale totale est la somme des sections occup es par les deux phases A A A AIL 14 La fraction volumique de liquide est A CSS AIL 15 A II 3 5 Les quations de continuit de phase L quation de continuit pour le gaz M Ae Ho Uo a A u Ug a A ue pe AIL 16 et pour le liquide M A u v 1 a A u v 1 a A u p AIL 17 En recombinant les diff rentes quations on obtient we we AIL 18 XV K 1 x v 6 Les vitesses superficielles La vitesse superficielle dune phase est la vitesse qu elle aurait si elle tait seule dans le tube Pour le gaz ona M Us Se A AIL 19 Pour le liquide on a 1 x Mo Hu ao Gb AII 20 7 Le rapport des d bits volumiques Le d bit volumique de gaz est d fini par QO A Ug M gg AII 21 Pour le liquide QO A u M v AII 22 On appelle B le rapport du d bit volumique de gaz sur le d bit volumique total Q XD p C G AII 23 Qs Q x 1 x v 8 Vitesse gazeuse liquide et homog ne La vitesse gazeuse est d finie comme MU u onk u AII 24 La vitesse liquide est d finie comme Mv G
21. supposant que la totalit du flux est sous forme de vapeur AUX o 0 25 CE a z 46 5 Grp 0 133 ay IS ben cl ip x AIV 19 p 4 g R i S L q ip Sap O lo cr PB Avec n p x 0 8 0 13 EEN AIV 20 C 0 72 y AIV 21 Le facteur de r duction k est d la faible valeur de la conductivit thermique de la paroi des tubes des chaudi res de r cup ration Figure A IV 5 De plus lorsque l coulement est de type stratifi ou par vagues dans des tubes horizontaux le coefficient w appara t Figures AV 3 et AV 4 pour les autre types d coulement ce coefficient est unitaire Gime 2190 595 p rh AIV 22 AlV 7 Figure A IV 3 Facteurs de r duction 1 1 1 Chaudi res de r cup ration 0 0 2 0 4 0 6 0 8 1 Conductivit thermique de la paroi du tube W K ku avec q cr0 1 3293350 Wim Les valeurs de r f rence indiqu es par l indice 0 sont do 0 01m m 9 100kg m2s Rao 1 10 m go 150000W m ao 25580 W m2 K et sont calcul es pour po p p 0 1 avec p 220 64 bar et p la pression r duite En cas d bullition en film la d t rioration du coefficient de transfert total intervient et ce dernier r sulte alors de la combinaison des coefficients de type convectif et radiatif Figure A IV 4 volution des coefficients de transfert convectif et nucl aire au cours de l bullition Steiner D 1993 A KE Wien me 1e Bn
22. thermodynamique express ment d di l eau sera choisi et les caract ristiques du fluide seront galement calcul es Il faudra tout d abord s assurer que l enthalpie disponible dans les fum es est suffisante pour produire la vapeur demand e Si on admet un rendement de l change o inf rieur 1 prenant en compte les pertes l ambiance admises par le constructeur on doit avoir x _ Q jun e Ne change O sais Il faut ensuite v rifier que la r cup ration de la chaleur contenue dans les fum es est possible Pour ce faire il faut que la temp rature des fum es soit toujours sup rieure la temp rature de la vapeur et ce en tout point de la chaudi re La disposition des changeurs dans le flux de fum e est connue elle a t calcul e lors d un calcul d optimisation du cycle combin Si des points de pincement apparaissent sur certains changeurs deux possibilit s peuvent tre envisag es modifier les param tres de la vapeur d bit et ou temp rature ou utiliser une postcombustion Une postcombustion rel ve la temp rature des fum es en br lant une quantit suppl mentaire de gaz naturel au moyen de l oxyg ne r siduel contenu dans les fum es Le d bit ainsi que les caract ristiques des fum es apr s la postcombustion devront tre recalcul s Dans une chaudi re de r cup ration l change de chaleur s effectue principalement par convection il d pend des propri t s de transport d
23. 5 temp ratures de r f rence entre la paroi et le centre du tube Tw Ty Tw TwtT 2 Ti ThS Ti T 2 Les 3 valeurs les plus petites sont s lectionn es et leur moyenne arithm tique est calcul e AIV 24 T T A lV 10 Figure A IV 7 Estimation du cp moyen 50 D a O Temp rature au centre du tube C Cp f Cp w Cpmoy Cpin 1 5 C pmoy HS C T Co max E Cp2 max AIV 25 j l Les r sultats des quations AIV 24 et AIV 25 sont repris sur la Figure A IV 7 Puisqu on a limin les c les plus grands la courbe obtenue par la seconde m thode ne pr sente plus de singularit ce qui va permettre d utiliser une seule et m me corr lation pour la d termination du coefficient de transfert interne sur tout l intervalle d enthalpie La corr lation obtenue est de la forme g n rale de l quation AIV 10 Nu 0 0169Re Pr AIV 26 Cette corr lation fort simple doit tre ajust e pour des faibles enthalpies En dessous de 1540 kJ kg une correction 82 de sa valeur est appropri e Au del de 1540 kJ kg la correction de Nu volue lin airement jusqu atteindre 100 a 1740 kJ kg On r crit AIV 26 pour introduire le coefficient de correction Figure A IV 8 AIV 11 Figure A IV 8 Coefficient d ajustement pour les faibles enthalpies 1640 hi kJ kg Nu 0 0169Re Pr AIV 27 Avec A 14 1
24. AIV 15 T 0 12 NU juisceau Nu faisceau D AIV 48 w Selon ESCOA 2002 La m thode ESCOA utilise le facteur de Colburn pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection h j G ge Pr 23 AIV 49 le coefficient de Colburn j tant calcul avec T K T T AIV 50 d 0 5 EE CDS pour des ailettes pleines et des tubes arrang s en quinconce C 0 25Re C 0 35 F06 7 C 0 7 0 7 0 800 x er Avec C coefficient correctif du nombre de Reynolds pour le coefficient de Colburn C3 coefficient correctif de la g om trie pour le coefficient de Colburn Cs coefficient correctif de l arrangement des tubes ainsi que du nombre de rang es pour le coefficient de friction Selon VDI Gnielinski V Gaddis E S et al 1993 VDI propose deux m thodes totalement diff rentes Aucune des deux ne tient compte des differences de temp rature dues au mode d coulement le long des ailettes Elles utilisent le nombre de Nusselt pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection AIV 32 Premi re m thode de d termination de Nu Elle est identique a celle d velopp e autour d un faisceau de tubes AIV 36 gt AIV 42 Les ailettes sont uniquement prises en compte pour d terminer la longueur de r f rence l F d An AIV 51 De plus l quation AIV 48 est appliqu e pour tenir compte de la variation de temp rature Seconde m thode de d termination d
25. ATLM AIV 75 Les corr lations pour le facteur correctif font appel aux nombres sans dimensions suivants RTE AIV 76 Ti T TT er Re AIV 77 Te SE To Pour le calcul d un changeur courants crois s lorsqu un seul fluide est m lang on suppose que la temp rature du fluide circulant autour des tubes est uniforme dans une section normale au courant on a F 16 Avec r q Q P p q R n pra l l q In i In 1 In lop p In A IV 26 Figure A IV 12 Facteur correctif F dans la m thode DTLM pour des courants crois s un seul fluide chaud brass 6 2 Le nombre d unit s de transfert Pour d finir le nombre d unit s de transfert on part de la constatation que la quantit de chaleur maximum transf rable par un changeur est atteinte dans un changeur de chaleur contre courant infiniment long Cette quantit maximum transf rable est fonction des temp ratures d entr e des deux fluides ainsi que du d bit capacitif minimum et est donn e par Q max Mein CP min Te EX e Ce C min T T AIV 78 L efficacit de l change caract rise le rapport entre la quantit de chaleur r ellement transmise et la quantit maximum transf rable avec 0 POT E E ESO AIV 79 Gus an CP T Te Mimin CP min T Te En courants crois s lorsque aucun fluide n est m lang on suppose que chacun des fluides ne se m lange qu apr s la sortie du faisceau de tubes
26. Bsc Be sas ed ee te IV 8 CIC de APE e AE AE Re EE ELEN EE REE nn e IV 11 CHAPITRE V SUIVI DE PERFORMANCE DES CHAUDI RES ENEE SANEM ERR LINE BI SININ LEE V2 MOD LISATION DES CHAUDIERES DE REFERENCE cccssssssscesssesssccesscessecessecssecesscessecesssccssecesesesssesesseesseeneees v 5 Chaudi re ANK GLO NE EEDE EAEN EAE EOE E E EN EET EE Re E EER AEE V S5 Chaudi re OTB eebe ee EE ER er V 12 COMPARAISON EMTDENUT indien eege SEENEN LASEL EE EA V 16 CONCLUSIONS ES EN ER NT PE CASE A a ND et nn EA Ne ete et ne Er SON SN nn ae V 17 CHAPITRE VI DESIGN DES CHAUDI RES cccccscsssssscsccssscsccesccsessssecesscsesecsececessesecsescsssecessesesessececeees DIMENSIONNEMENT D UNE CHAUDI RE DE RECUPERATION CIRCULATION ASSIST E serrer VI2 Table des mati res 2 DIMENSIONNEMENT D UNE CHAUDI RE CIRCULATION FORCE VIS EXEMPLE DE DIMENSIONNEMENT D UNE CHAUDI RE CIRCULATION FORC E ccsssceesscssseeeeseecsecessseescenees VI 6 CHAPITRE VII CONCLUSIONS a cissssscssscssssssscssssccsssesecssessencsostocctssesoacsssusbecs esscasssessbostesosscsssessboss escsestencsoes ANNEXE IL CALCUL DES SURFACES DE TUBES AILETTES sens ANNEXE IL QUELQUES D FINITIONS sun 1 LES PRINCIPAUX NOMBRES SANS DIMENSION AII 2 1 1 INUSSCI MERS E tr stars wes E AAS eeh Welte All 2 1 2 Reynoldsin ati f tate ns enr nn des fer Eengel AII 2 1 3 PROT ee ee Sn SELES da DT Ee All 2 1 4 COURSE Een eh fon E we Ae ef NA te All 2 1 5 e EE All 2 2 ECO
27. avons d s lors choisi d utiliser un optimiseur permettant la r solution simultan e de toutes les quations du syst me Ce type d optimiseur peut r soudre simultan ment plusieurs milliers d quations mais il exige une initialisation coh rente des variables du syst me Quand le module SUFVAL vient de cr er les unit s de type FELVAL et leurs connexions les variables qui y sont associ s ont des valeurs par d faut choisies par le logiciel et bien souvent fort loign es des valeurs r elles Prenons l exemple du surchauffeur SHP1 d ANKARA Il contient 4 nappes de tubes que nous choisissons de d couper en 7 cellules correspondant aux 7 canaux de fum e entre les plaques tubulaires de la chaudi re Il y a donc 28 unit s FELVAL et cela correspond compte tenu des quations n cessaires d crites au chapitre IV 456 quations r soudre simultan ment Si nous laissons les valeurs par d faut nous n obtenons pas de convergence comme on peut le voir sur la Figure V 1 qui montre l volution de la somme des carr s des r sidus des quations au cours du temps Si nous choisissons plut t la m thode du nombre d unit s de transfert d crites en annexe IV nous obtenons une convergence mais fort lente Figure V 1 M thode DTLM Figure V 2 M thode NUT pas de convergence convergence lente Une meilleure initialisation des variables du syst me est donc n cessaire L initialisation que nous avons choisie e
28. by row simulation of heat recovery steam generators comparing different types of initialization as well as the LMTD and e NTU simulation methods Dumont M N and Heyen G 2007 On peut conclure en soulignant que les tudes r alis es sur la mod lisation des chaudi res mono tubulaires ne sont pas tr s courantes C est certainement pourquoi APPLIED THERMAL ENGINEERING nous a d ja contact s a plusieurs reprises pour effectuer des review d articles sur le sujet GE Organisation du travail Ce travail est divis en plusieurs chapitres et annexes Les chapitres pr sentent le pourquoi et le comment de la th se tandis que les annexes reprennent la description de l ensemble des quations n cessaires la mod lisation d une chaudi re de r cup ration horizontale sous critique ou supercritique a circulation assist e ou circulation forc e ainsi que les modes d emploi complets des mod les d velopp s Une analyse bibliographique compl te sur laquelle repose le d veloppement de ce travail est galement pr sent e Chapitre I Introduction Ce chapitre pr sente les diff rents types de chaudi res et comment celles ci s integrent dans les diff rents cycles industriels La g om trie des chaudi res y est d crite et leurs principaux param tres y sont expliqu s Chapitre II Position du probl me Quelle tait la n cessit de disposer d un nouveau mod le pour mod liser les chaudi res Comment fonc
29. chaleur en contre courant on peut crire annexe 4 Q U A DTLM 6 2 Ou encore Q S U A 6 3 DTLM u t 6 3 Le premier terme de l quation 6 3 est totalement connu puisque les bilans nerg tiques ont t r alis s sur chaque changeur Il reste donc d terminer Ui pour conna tre la surface d change n cessaire sur chacune des zones Les coefficients de transfert de chaleur d pendent non seulement du type de fluide et des conditions op ratoires mais galement de la g om trie de l changeur de chaleur Il est donc n cessaire de faire une hypoth se sur la g om trie de l changeur pour calculer le coefficient de transfert Cette hypoth se devra tre valid e la fin du calcul gt La surface d change d un l ment de chaudi re d pend de diff rents termes La longueur L et le diam tre des tubes do Le type d ailette pleine ou crant e La densit des ailettes nfm Le nombre de tubes constituant une nappe ou le nombre d l ments nelem VV VV WV Le nombre de nappes constituant la partie de la chaudi re que l on dimensionne nrow On s est d j fix la longueur et le diam tre des tubes ainsi que le type d ailette Le calcul s effectue comme suit Pour un nombre d ailettes et un nombre d l ments d termin s on doit faire une hypoth se on calcule la surface d une nappe Anappe On peut alors d terminer un coefficient d change correspondant
30. coal gasification and combined cogeneration plant by multi pressure steam generation Applied Thermal Engineering 24 449 456 Deschamps P J 1998 Advanced combined cycle alternatives with the latest gas turbines Transactions of the ASME Journal of Engineering for Turbines and Power 120 2 350 357 Deschamps P J and Galopin J F 1995 Experience gained on the demonstration unit of a once through supercritical heat recovery steam generator Duffy T 1996 High performance steam development Final report U d o energy Dumont M N and Heyen G 2004 Mathematical modelling and design of an advanced once through heat recovery steam generator Computers amp Chemical Engineering 28 5 651 660 Dumont M N and Heyen G 2007 Row by row simulation of heat recovery steam generators comparing different types of initialization as well as the LMTD and e NTU simulation methods Escape 17 Bucarest Eitelberg E and B E 2004 Water circulation control during once through boiler start up Control Engineering Practice 12 677 685 Elgetti K Hahne E et al 1993 Thermal Conductivity VDI heat atlas Dusseldorf Elmegaard B 1999 Simulation of boiler dynamics PhD Thesis Franco A and Giannini N 2005 Perspectives for the use of biomass as fuel in combined cycle power plants International Journal of Thermal Sciences 44 44 163 177 Franco A and Giannini N 2006 A general method for the optimum design
31. d un changeur contre courant CC dQ 00000 LOU 4 8 aT aT d las STE WwW En supposant que Uo W et W sont constants sur la longueur du tube nous pouvons en d duire l volution des temp ratures tout au long de la surface d change T T 1 1 exp U S 4 9 LT W W Si nous faisons maintenant l hypoth se que Q U S AT 4 10 Nous savons de 4 6 que S Q U T T as 4 11 0 En reprenant la valeur de T T de 4 9 et en appelant At T e Tts nous pouvons crire S 1 1 U At ex US dS U SAT 4 12 Q 0 J d 0 P W ot m IV 9 S 1 1 sapo exp U S 4 13 S 1 1 W W Uo W W i gt gt kl addi Or si nous prenons 4 9 la sortie du tube et que nous appelons At T T nous avons TT IA lt _ _ exp U S he 4 14 Lt W W At 1 l At gt US ei 4 15 W W At En reprenant 4 13 nous obtenons finalement ier aa AT ae 4 16 m At At In In At At Cette quation est la formulation g n rale du DTLM pour des flux parall les a contre courant mais aussi a co courant comme nous pourrions le montrer a l aide d une d monstration similaire a celle qui vient d tre faite Pour tout autre type d coulement un facteur de correction du DTLM est introduit pour tenir compte du non parall lisme des flux Dans le cas de FELVAL
32. d un g n rateur de vapeur o les fum es sont plus chaudes ainsi qu la simplification du cycle vapeur suppression de nombreux soutirages interm diaires lors de la d tente de la vapeur Quant la baisse du rendement de la turbine gaz elle est due la haute temp rature des gaz en fin de d tente n cessaire pour assurer un change thermique suffisant dans la chaudi re de r cup ration et la contrepression induite par la chaudi re 1 12 Dans la chaudi re de r cup ration d un cycle combin l change de chaleur se fait principalement par convection contrairement au transfert de chaleur dans un g n rateur de vapeur de centrale thermique classique qui se fait non seulement par convection mais surtout par rayonnement 7 2 La cog n ration La cog n ration consiste produire de la vapeur n cessaire un processus industriel en utilisant les gaz d chappement d une turbine ou d un moteur gaz en lieu et place d une chaudi re classique comme on en rencontre sur la plupart des sites industriels Dans son principe une cog n ration au gaz est un cycle combin TGV o on a supprim la turbine vapeur voir Figure I 14 Figure I 13 Exemple de production combin e chaleur force CHAUDIERE de r cup ration DEGAZEUR OO OO pompes alimentaires Applications A CONTRE PRESSION industrielles Chauffage urbain La cog n ration a du sens sur
33. de cette distance De plus on demande de respecter un rapport longueur sur largeur compris entre 2 et 3 et de dimensionner une chaudi re aussi l g re que possible La largeur d une chaudi re se calcule au moyen du nombre de tubes nelem ainsi que du pas transversal entre les tubes p au moyen de l quation suivante largeur nelem 0 5 p 6 4 Nous avons donc longueur x 3 067 6 5 x 3 067 6 6 nelem 0 5 p Nous ferons les hypoth ses suivantes sur le type de tubes dans la chaudi re gt do 0 038 m diam tre ext rieur gt tt 0 0032 m paisseur gt d 0 068 m diam tre des ailettes gt f 0 0008 m paisseur des ailettes gt p 0 091 m pas transversal gt p 0 079 m pas longitudinal Ces tubes seront plac s en quinconce dans la chaudi re En rempla ant p et x dans l quation 6 6 on obtient nelem min nelem max lonqueur X 1 11 17 3 067 2 22 34 6 134 3 34 51 9 201 VI 6 4 45 67 12 268 56 84 15 335 67 101 18 402 Les r sultats obtenus pour le dimensionnement au moyen de l unit SUFVAL sans bornes sur les pertes de charge et en utilisant la proc dure d crite la Figure VI 1 sont les suivants X LONGUEUR LI NROW NFM NELEM Atot NTP DPV DPF 2 6 1 3 0 59 280 22 11106 4 0 5 gt 3 bar gt 50 mm H20 3 9 2 3 0 40 280 34 17455 0 5 lt 3bar lt 50 mm H2O 4 12 3 3 0 26 275 45 19695 0 5 lt 3bar lt 50 mm H2O La chaudi re pr sentant la surface A minimale est
34. des coefficients d change de chaleur et de pertes de charge adapt s aux conditions moyennes de l eau sur lintervalle d termin FELVAL ne peut repr senter plus d une nappe de tubes la fois afin que les conditions thermodynamiques moyennes de l eau restent repr sentatives de l tat r el du fluide dans les tubes Cet tat n est cependant pas connu priori et peut de plus changer en cours de r solution du mod le ce qui provoque des discontinuit s dans les quations sources d instabilit s pour la m thode num rique de r solution Un temps non n gligeable a d s lors t consacr la mise au point d un algorithme de r solution suffisamment robuste Nous avons notamment d associer l ensemble des quations n cessaires la description de l l ment d changeur une quation qui permettait de garantir que les diff rences de temp rature ne pouvaient pas changer de signe pendant la r solution De plus l initialisation des variables du syst me s est r v l e cruciale Nous avons opt pour une initialisation des diff rents l ments charge thermique constante afin de donner un profil r aliste aux courbes de temp rature dans la chaudi re Cette initialisation d coule donc d une approche globale de la chaudi re et non particuli re aux diff rents FELVAL qui la composent Il tait galement important de disposer d un mod le thermodynamique pour l eau qui ne comporte pas de discontinuit s
35. du charbon Le gaz brut issu du gaz ifieur est compos d un certain nombre de constituants polluants qui doivent tre limin s avant l admission du gaz dans la turbine gaz L IGCC permet donc de garder le charbon comme combustible tout r duisant fortement la pollution atmosph rique Quelle que soit la technologie choisie une chaudi re de r cup ration sera n cessaire l arri re de la turbine gaz C est dans ce contexte que le sujet de cette th se a t choisi Une meilleure ma trise de la mod lisation interne des chaudi res ma trise du processus de dimensionnement des surfaces d change pour des changes thermiques non standards circulation forc e super critique etc est n cessaire Elle permet une meilleure pr diction des performances de la chaudi re ainsi qu une meilleure pr diction des donn es m caniques de conception Paesign T esign La Chaudi re pourra ainsi profiter de fa on optimale de enthalpie des fum es de la turbine gaz pour produire de la vapeur de bonne qualit pour le cycle vapeur Cela optimisera galement le rendement global du cycle 1 15 Chapitre II Position du probl me 1 Comp titivit des fabricants de chaudi re Pour qu une chaudi re soit comp titive elle doit au risque de formuler une lapalissade co ter le moins cher possible tout en assurant le service exig R duire les co ts doit se faire toutes les tapes de la concept
36. e de la turbine a vapeur Wi pouvoir tre rapidement d marr e pour ne pas perturber le cycle combin gt pr senter une perte de charge limit e c t fum e pour limiter la contre pression l chappement de la turbine gaz ce qui en r duirait le rendement Afin de rencontrer ces objectifs certaines m thodes sont syst matiquement utilis es gt d terminer les niveaux de pression et organiser la circulation g n rale de fa on minimiser la diff rence de temp rature entre les fum es et l eau vapeur r chauffer gt adopter pour chaque changeur la circulation contre courant gt utiliser un r chauffeur d air lorsque le cycle le permet pas de TG Consid rons une chaudi re de r cup ration compos e d un conomiseur d un vaporateur et d un surchauffeur Si l eau et les fum es circulent contre courant la diff rence minimum de temp rature entre les fum es et l eau d finira le point de pincement du proc d Deux points de pincement apparaissent dans une chaudi re de r cup ration simple pression voir Figure 1 7 un point de pincement la sortie du surchauffeur F1 E1 et un point de pincement l vaporateur F3 E3 Le point de pincement d finit la limite de r cup ration correspondant l nergie maximum r cup rable dans les fum es La connaissance des enthalpies des fum es aux points F1 et F3 permet de d terminer l nergie disponible tandis que les enth
37. e la vaporisation dans les tubes est totale Nous avons choisi la m thode d crite dans le VDI car elle prend en compte la coh rence de l coulement Elle comprend une composante de friction et une composante d acc l ration toutes deux d crites en annexe III Pour l estimation de la fraction de vide n cessaire l valuation de la perte de charge d acc l ration nous prenons l quation de Rouhani AIII 54 pour des tubes horizontaux Si on change de type de chaudi re on pourra choisir l quation d Armand AIIL 53 Nous n gligeons la perte de charge statique puisque les tubes des chaudi res tudi es sont horizontaux Pour des tubes verticaux il faut r introduire cette composante d crite en annexe III AIII 45 1V 11 Chapitre V Suivi de performance des chaudi res 1 Strat gies d initialisation On a choisi d utiliser la m thode du AT logarithmique pour la simulation des changeurs de chaleur En r solution s quentielle cette m thode n cessite plusieurs it rations avant d obtenir une solution Dans le cas de la simulation de chaudi res l aide de modules FELVAL le nombre de modules est au minimum gal au nombre de nappes de la chaudi re et la r solution du probl me en s quentiel devient particuli rement complexe En effet il faut it rer simultan ment sur un grand nombre de variables coup es qui sont par exemple les temp ratures des fum es entre les diff rentes nappes Nous
38. en phase gazeuse Comme expliqu pr c demment la validation permet de d terminer les conditions de fonctionnement d une installation un moment ou sur un intervalle de temps donn elle impose de satisfaire les bilans de mati re et de chaleur autour de chaque appareil identifi Chacun de ces bilans se traduit par une quation o interviennent les variables caract risant les entr es et les sorties des appareils Ces variables sont dites variables d tat Dans VALI ce sont les d bits molaires partiels la pression et l enthalpie molaire Des quations dites de liaison permettent d avoir acc s toutes les variables qui ne sont pas d tat et qui int ressent n anmoins l ing nieur une temp rature un d bit massique une fraction volumique un rendement etc SUE Ces quations doivent tre r solues simultan ment Il s agit en fait d un probl me d optimisation sous contraintes rendre minimale la somme pond r e des carr s des carts entre les mesures effectu es et les mesures valid es tout en respectant les contraintes du probl me Des m thodes de r solution diff rentes ont t test es au cours du temps et actuellement c est une version de l optimiseur SQPIP programmation quadratique s quentielle point int rieur d velopp e par D Kyriakopoulou pour sa th se de doctorat Kyriakopoulou D J 1997 qui pr sente les meilleurs r sultats pour les grands syst mes d quations Une
39. et dans le second au moyen de la relation Alll 114 pour la bifurcation des courants Figure A III 8 Entr e dans les tuyaux de l ECOVAPO de la chaudi re CMI par un tuyau perfor d1 22 1 mm d0 2 mm Epaisseur 2 5mm Un orifice peut tre plac l entr e d un changeur afin d accroitre sa perte de charge Une perte de charge suffisante est n cessaire afin d assurer la stabilit de la distribution du fluide dans les tubes en parall le En cas de surchauffe d un tube on observe une augmentation du taux de vaporisation et une augmentation de la perte de charge a d bit constant ou une A II1 27 diminution du d bit perte de charge constante Cette r duction du d bit provoquera une augmentation de la vaporisation et donc une instabilit conduisant une mauvaise distribution Figure A III 9 Orifice l entr e de l ECOVAPO de la chaudi re CMI 17 1 mm 3 mm 19 2 mm La perte de charge sur l orifice sera la somme de 3 pertes de charge gt R tr cissement brusque gt Perte de charge continue sur le longueur de l orifice Elargissement brusque Les quations utilis es sont les suivantes k _o5 a 4 E rn 4 0 079Re OH k 5 gy mw ATL d i d u A 2g 2g Enfin il arrive que les liaisons branches collecteur ne soient pas toutes identiques arrangem
40. friction peut s crire C Re Nous avons donc f y 02e act a dl oa _ Re 1 x p 7 fd E Gi CR f x v x Pi fv Py G d Geh Nous savons que dans un tube Re avec u la viscosit dynamique Nous avons A donc K C xGd 4i 2 Py C Ly 1 x Gd x P Si on fait l hypoth se que C C on obtient finalement n 2 n xX H RH AIIL 58 A x P En supposant que n 0 2 nous pouvons donc crire Alll 56 E i a 0 5 Seel 0 2 2 ch oh 1200 4 ES E 4 es E 4 x Pi M a i A 111 16 0 5 0 1 0 2 D 1 St 20x 1 x Pi 4 x als AIII 59 P Di P H Pour calculer la perte de charge selon Alll 55 il faut encore pouvoir calculer la perte de charge quivalente du liquide satur en coulement seul dans le tube Cette quation est valable pour des tubes de maximum 25 mm de diam tre avec une pr cision de l ordre de 50 dans le cas d un coulement de type turbulent turbulent En g n ral les pr visions sont lev es pour des coulements de type stratifi ou bouchon et faibles pour des coulements de type a annulaire Cependant la simplicit d utilisation de cette quation fait qu elle est r guli rement utilis e pour le calcul des chaudi res 4 Selon le VDI heat atlas Dans le VDI la premi re tape pour d terminer la perte de charge de friction est de d terminer si la phase vapeur es
41. galement la plus l g re Il y a cependant un probl me de perte de charge c t eau trop importante pour la chaudi re de 6 m Nous pouvons la recalculer en limitant la perte de charge maximum 3 bar X LONGUEUR LA NROW NFM NELEM Atot NTP DPV DPF 2 6 1 3 0 80 285 22 15305 1 lt 3 bar gt 50mm H20 Le nombre de tubes en parall le est pass 2 ntp 1 afin d augmenter la surface de passage disponible pour l coulement de l eau La surface d change totale n cessaire est galement plus importante Nous devons galement limiter la perte de charge c t fum e maximum 50 mm de colonne d eau En toute logique la surface de passage des fum e et donc le nombre d l ments composant les nappes de tubes doit augmenter X LONGUEUR LA NROW NFM NELEM Atot NTP DPV DPF 2 6 1 2 0 60 265 34 18260 0 5 lt 3 bar lt 50 mm H2O 3 9 2 3 0 40 280 34 17455 0 5 lt 3bar lt 50 mm H2O 4 12 3 3 0 26 275 45 19695 0 5 lt 3 bar lt 50 mm H2O Le meilleur cas correspond une chaudi re de 9 2 m la plus troite possible le dimensionnement s tant arr t sur le nombre minimum d l ments acceptable pour satisfaire la contrainte du rapport longueur sur largeur compris entre 2 et 3 VI 7 Si nous modifions les hypoth ses sur le type de tubes dans la chaudi re gt do 0 032 m diam tre ext rieur gt tt 0 0032 m paisseur gt d 0 062 m diam tre des ailettes gt f 0 0008 m paisseur des ailettes Nous allons galem
42. i d i i d i ai nom du FELVAL V 13 Figure V 19 R sultats de la simulation du surchauffeur de l OTB avec des unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube du surchauffeur de l OTB I LOAD t FUMES IN WATER OUT charge kW SHP104A SHP102A SHP103A SHP101A nom du FELVAL Figure V 20 Mod lisation du surchauffeur de OTB au moyen des unit s FELVAL SUPHOBA SUPHD5A SUPHO4A SUPHO3A SUPHOZA SUPHOIA V 14 Un avantage l utilisation des unit s FELVAL est galement lors de la vaporisation de conna tre exactement l tat de l eau tout endroit de la chaudi re Le tableau suivant reprend l ensemble des unit s FELVAL de OTB et pr sente l tat du flux l entr e la sortie et en moyenne dans le tube Nom de l unit FELVAL SORTIE ENTREE MOYENNE ECO36A gt ECOVO9A Water Single Flow Water Single Flow Water Single Flow ECOV08A wavy Water Single Flow wavy ECOVO7A wavy Water Single Flow wavy ECOVO6A plug slug wavy wavy ECOVO5A plug slug wavy plug slug ECOVO4A plug slug plug slug plug slug ECOVO3A plug slug plug slug plug slug ECOVO2A annular plug slug plug slug ECOVO1A annular plug slug annular SUPHO6A Steam Single Flow annular plug slug SUPHO5A Steam Single Flow annular plug slug SUPHO4A gt SUPH1A Steam Single Flow Steam Single Flow Steam Single Flow Il est donc capital de dispos
43. notamment pour le passage en zone super critique Nous avons choisi d utiliser le mod le IAPWS Wagner W 1998 qui s est montr plus stable tr s haute pression que le mod le bas sur les tables du VDI Schlunder E U Gnielinski V et al 1993 qui tait prec demment utilis La mod lisation d une chaudi re compl te implique la mise en uvre d un grand nombre de modules FELVAL interconnect s puisque FELVAL ne peut repr senter plus qu une nappe de tubes Il fallait cr er ces modules mais galement leur donner un nom Il fallait galement cr er les connections et d terminer comment les modules devaient tre reli s les uns aux autres Les connections entre les tubes d pendent principalement du nombre de nappes en parall le au sein de l changeur Tous les cas possibles d interconnexion ont d tre identifi s et mis en quation La cr ation d une proc dure syst matique semblait in vitable C est pourquoi nous avons d velopp le module SUFVAL un super module capable de g rer la cr ation automatique de tous les FELVAL n cessaires la mod lisation d un changeur ainsi que les connexions de tous ces FELVAL entre eux Par ce biais il tait ais d ajuster le degr de discr tisation et donc la r solution du mod le aux besoins du probl me r soudre Ce module a galement t d velopp dans la seconde partie de notre th se pour le dimensionnement d une chaudi re circulati
44. of heat recovery steam generators Energy 31 3342 3361 R f rences 2 Franco A and Russo A 2002 Combined cycle plant efficiency increase based on the optimization of the heat recovery steam generator operating parameters International Journal of Thermal Sciences 41 843 859 Frangopoulos Ca and Dimopoulos Gg 2004 Effect of reliability considerations on the optimal synthesis design and operation of a cogeneration system Energy 29 309 329 Gaddis E S 1993 Pressure drop in crossflowover tube bundles VDI heat atlas Dusseldorf Gaddis E S Vogelpohl A et al 1993 Particular heat transfer problems VDI heat atlas Dusseldorf Ganapathy V 1990 Evaluate extended surface exchangers carefully Hydrocarbon Processing october 65 68 Ganapathy V 1992 Heat recovery boilers the options Chemical engineering progress february 59 64 Ganapathy V 1992 How important is surface area Chemical engineering progress october 70 76 Ganapathy V 1993 Effective Use of Heat recovery steam generators Chemical engineering 100 1 102 Ganapathy V 1993 Recovering Heat when Generating Power Chemical engineering february 94 98 Ganapathy V 1993 Simulation aids cogeneration system analysis Chemical engineering progress october 27 31 Ganapathy V 1996 Heat Recovery Steam Generator Understand the Basics Chemical engineering progress August 32 45 Ganapathy V 2000
45. quelques degr s sous la saturation Cette diff rence de temp rature est une s curit pour ne pas avoir de vaporisation l int rieur de tubes gt L vaporateur l eau reprise la base du ballon est partiellement vaporis e puis renvoy e dans le ballon gt Le surchauffeur la vapeur est soutir e en haut du ballon et est surchauff e jusqu la temp rature de consigne G n ralement la temp rature la sortie du Figure 1 2 Chaudi re circulation naturelle ballon Pompe d alimentation Econo Surchauffeur surchauffeur est r gul e par une d surchauffe ce qui permet un contr le plus facile en cas de modification des conditions de fonctionnement de la source de fluide chaud par exemple une turbine gaz La diff rence de densit entre les phases vapeur et liquide a saturation d croit quand la pression augmente voir Figure l 3 C est pourquoi on ne rencontre pas de chaudi re a circulation naturelle tr s haute pression rarement au del de 145 bar Figure l 3 Evolution de la densit de l eau liquide et vapeur avec la pression de saturation Densit kg m du point de saturation 1000 Densit vapeur 900 Densit liquide 800 700 600 500 400 300 200 Pression bar Les chaudi res circulation naturelle n ayant pas de pompe de circulation a l vaporateur pr sentent l avantag
46. r daction de cette th se est enti rement reprise dans cette derni re annexe 5 Nomenclature a diffusivit thermique m s A surface A surface du tube nu mim Ato surface des ailettes m m A surface interne du tube m m A surface de passage pour la fum e m Ao surface externe totale du tube Apo Aen m7 m Apo surface externe nette du tube sans les ailettes m m Aw surface moyenne de la paroi du tube m m chaleur sp cifique a pression constante J kg K diam tre d diam tre des ailettes m do diam tre du tube m paisseur de la paroi m flux massique kg m7 s coefficient moyen de convection ext rieur W m K coefficient moyen de convection int rieur W m K coefficient de radiation W m K j nombre de Colburn kext coefficient correctif l longueur m ls hauteur de l ailette m LMTD ATLM diff rence logarithmique de temp rature nelem nombre de tubes dans une nappe Nr ou now nombre de rang es de tubes ntp nombre de tubes en parall le dans un changeur pl ou Ip pas longitudinal m pt ou tp pas transversal m Q chaleur totale chang e W R r sistance W m K Ry r sistance due l encrassement interne Rio r sistance due l encrassement ext rieur Rs r sistance ext rieure totale bas e sur la surface ext rieure totale Rio r sistance int rieure totale bas e sur la surface ext rieure totale Rio r sistance totale bas e sur la surface ext rieure totale Rw r sist
47. res les chaudi res de r cup ration qui permettent de valoriser l nergie thermique d un fluide chaud qui doit tre refroidi et les chaudi res a combustion dans lesquelles un combustible est br l de mani re transf rer l nergie n cessaire Les chaudi res combustion sont con ues en fonction des caract ristiques du fluide caloporteur ou du fluide vaporiser ainsi que de celles du combustible br ler Les chaudi res de r cup ration ont elles aussi des caract ristiques tr s vari es dict es par les processus industriels auxquelles elles sont associ es Elles produisent soit de la vapeur de chauffe utilis e en d autres points de l installation qui n cessitent un apport de chaleur soit de la vapeur nerg tique dont la d tente dans des turbines permet d entra ner certaines machines telles que des compresseurs des pompes ou alors des alternateurs connect s un transformateur pour la production d lectricit Nous tudierons plus particuli rement les chaudi res de r cup ration dans un cycle combin couramment appel cycle TGV turbine gaz vapeur illustr la figure 1 1 La chaleur contenue dans l chappement de la turbine gaz 560 C 640 C est utilis e par un cycle thermodynamique mettant en uvre une turbine vapeur Ce type de centrale pr sente un rendement net actuellement proche de 55 La technologie TGV constitue un excellent moyen de production de l lectricit et est am
48. tubes On parlera cependant de contre courant lorsque les fum es rencontrent d abord les tubes issus du collecteur de sortie CS de l l ment et de co courant lorsqu elles rencontrent d abord le collecteur d entr e CE gt le nombre de nappes de tubes nrow une nappe tant l ensemble des tubes situ s dans un m me plan et dispos s perpendiculairement la direction des fum es gt le nombre de tubes dans une nappe nelem gt l arrangement des tubes en file ou en quinconce 1 10 Figure 1 11 G om trie de la chaudi re de r cup ration Arrangement en ligne 4 nappes Arrangement en quinconce 4 nappes PEN TK TN FT AN TN TS PAR TK TN So A KES ON Not Nes Ke Key KE 7 E O 1nappe O OO O 1 nappe A nelem 5 OO O nelem 5 a a Ke KL Ecoulement npass contre courant 4 cCoO courant contre courant gt le nombre de passes de tubes npass le nombre de passes indique dans combien de nappes le fluide froid circule lors de son passage d un collecteur l autre gt le nombre de tubes en parall le ntp c est dire le nombre de tubes faisant partie de la m me passe et situ s dans le m me plan vertical II faut remarquer que le calcul du nombre de tubes en parall le n est pas identique selon l arrangement des tubes dans le faisceau l nrow Si
49. tubes dispos s en quinconce et co courant Il y a un tube en parall le et donc 3 passes L unit SUFVAL de d part se nomme VMP1 La mod lisation est pr sent e la Figure V 9 et les r sultats de la simulation la figure V 8 Figure V 8 R sultats de la simulation de VMP1 avec des unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube du vaporiseur VMP1 d ANKARA LOAD t FUMES IN WATER OUT charge kW VMP106A VMP105A VMP104A VMP103A VMP102A VMP101A nom du FELVAL V 6 Figure V 9 Mod lisation du vaporiseur VMP1 d Ankara au moyen des unit s FELVAL IP 106A WIP 105A WMAP 1044 WMAP 103A WMAP 102A ivmp103a kees WAP 1D1A La charge thermique des tubes proches de l entr e est nettement plus lev e en raison d une diff rence de temp rature plus importante La l g re variation de la temp rature d bullition de l eau est due aux pertes de charge V 7 2 1 3 SHP1 SURCHAUFFEUR HP Le surchauffeur HP d Ankara est compos de 4 nappes de tubes en quinconce Il pr sente 1 tube en parall le L unit SUFVAL de d part tait SHP1 Tous les noms des FELVAL ainsi que des connexions cr s automatiquement d coulent de ce dernier Figure V 10 Mod lisation du surchauffeur SHP1 d Ankara au moyen des unit s FELVAL LE 324 C P 118 66 bar jishp104a 406 C MASSF 147 96 th LOAD 15993 ku 118 4
50. 0 20 00 100 e 150 x m 3 Fraction de vide selon Rouhani modifi On peut galement utiliser l quation de Rouhani modifi e par Steiner Steiner D 1993 pour des tubes horizontaux L18 x o 0 7 gt e 1 0 12 1 x te Ee AIII 54 Pe Pe P GPi 1 Il faut remarquer que cette quation d pend du flux massique dans le tube On aura donc une volution de la fraction de vide avec le flux massique en plus de l volution avec la pression On d finit la courbe minimum avec l quation AIII 50 et la courbe maximum avec l quation Alll 51 selon les hypoth ses de Levy On peut galement remarquer que si le flux massique devient trop petit la valeur pr dite par l quation de Rouhani peut se retrouver sous la courbe minimum Figure A III 5 volution de la fraction de vide selon Rouhani Evolution de la fraction de vide Rouhani avec Evolution de la fraction de vide Rouhani avec le flux massique G kg m s 50 bar le flux massique G kg m s 150 bar 100 00 100 00 80 00 4 e 60 00 40 00 20 00 0 00 70 LS OC x 500 x 1000 x 500 x 1000 minimum maximum minimum maximum A II1 13 Figure A III 6 Comparaison des m thodes d valuation de la fraction de vide Evolution de la diff rence
51. 03 1518 Tran Q K 2002 Two Phase Flashing Flow Slip Model For Slurry Flow Applications K ENGINEERS R f rences 5 Tribbe C and M S H M 2000 An Evaluation of the Performance of Pheneomenological Models for Predicting Pressure Gradient during Gas Liquid Flow in Horizontal Pipelines International Journal Multiphase Flow US Department of energy 1998 Advanced turbines systems the next generation of gas turbines US Department of energy Valdes M Duran D et al 2003 Thermoeconomic optimization of combined cycle gas turbine power plants using genetic algorithms Applied Thermal Engineering 23 2169 2182 Valdes M and Rapun J L 2001 Optimization of heat recovery steam generators for combined cycles gas turbine power plant Applied Thermal Engineering 21 1149 1159 Valero A Lerch F et al 2002 Structural theory and thermoeconomic diagnosis Partt II Application to an actual power plant Energy Conversion amp Management 43 1519 1535 Viswanathan R and Bakker W T 2000 Materials for boilers in ultra supercritical power plants International Joint Power Generation Conference Miami Beach Florida Vortmeyer D Brummel H G et al 1993 Thermal radiation VDI heat atlas Dusseldorf Wagner W 1998 A Properties of Water and Steam IAPWS IF97 Berlin Germany Wang F J and C J S 2004 Integration of steam injection and inlet air cooling for a gas turbine generation system
52. 1 kgf cm at 9 81 10 Pa 1 atm 1 1033 10 Pa 12 2 Viscosit dynamique 1 kgf s m 9 81 Pas 1 Poise 1g cm s 0 1 Pas 12 3 Viscosit cin matique 1 Stoke 1 cm2 s 10 ms A II 6 Annexe Ill G n ralit s sur les pertes de charges Application au cas particulier de la chaudi re de r cup ration 1 G n ralit s 1 1 Propri t s des fluides La m canique des fluides emploie souvent le concept de fluide parfait dont la principale caract ristique est l absence totale de viscosit Cette absence de viscosit se traduit lors de l coulement d un fluide par l absence de tensions tangentielles et donc de forces de frottement En ce qui concerne la densit on fait g n ralement les hypoth ses suivants pour les fluides parfaits Un liquide parfait est incompressible Un gaz parfait se comprime selon la loi 1 2 Hydrostatique L quation d quilibre d un fluide au repos s crit 1 ph Xdx Ydy Zdz AIII 2 o X Y Z sont les composantes des forces ext rieures suivant les axes ox oy et oz 1 3 Cin matique La cin matique tudie les caract ristiques fondamentales des fluides en mouvement Le d bit volumique du fluide traversant la surface S vaut Q U S AIIL3 o U est la composante de la vitesse normale la surface S La vitesse est suppos e constante sur toute la surface S Cette formule permet de d finir la vitesse moye
53. 4 bar DPLI 0 00 bar DPL 0 22 bar fshp103a T 3240 P 118 66 bar lshp105a LOAD 18000 kW MASSF 145 63 th DPLI 000 bar DPL 0 21 bar fshp102a T 530C SHP102A LOAD 10037 kw T DPLI 0 00 bar P 118 11 bar DPL 0 33 bar LOAD 9546 kul DPLI 0 00 bar T 423 C T 505C H rege DPL O 34bar P 118 45 bar T 558 C P 1 10 bar MASSF 592 kg s Sur la Figure V 10 on peut voir le mod le d velopp ainsi que les r sultats obtenus Pour rappel les flux dont le nom commence par f sont des flux de fum e ceux dont le nom commence par i sont des flux d eau On remarque que le d bit d eau n est pas identique dans les deux circuits parall les le d bit total s est r parti pour galer les pertes de charge De plus les charges thermiques load ne sont pas identiques et donc les propri t s de l eau a la sortie ne sont pas semblables Sur la Figure V 11 on voit clairement apparaitre la difference de charge thermique entre la premi re et la seconde passe dans l changeur V 8 Figure V 11 R sultats de la simulation de SHP1 avec des unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube du surchauffeur SHP1 d ANKARA CILOAD 2 FUMES IN WATER OUT charge kW SHP104A SHP103A SHP102A SHP101A nom du FELVAL Dans les chaudi res les tubes sont soutenus tous les 3 m tres environ par des plaques tubulaires La pr se
54. 6 3077 3084 Kyriakopoulou D J 1997 Development and Implementation of an Interior Point Optimization Algorithm for Process Engineering Li ge PhD thesis Lejeune A 1995 Principes de la m canique des fluides Hydraulique A rodynamique 1 re partie Li ge Belgique Leo T J Perez Grande I et al 2003 Gas turbine turbocharged by a steam turbine a gas turbine solution increasing combined power plant efficiency and power Applied Thermal Engineering 23 1913 1929 Levy S 1960 Steam Slip Theorical Prediction from Momentum Model Transactions of the ASME journal of Heat Transfer May 113 124 Liszka M Manfrida G et al 2003 Parametric study of HRSG in case of repowered industrial CHP plant Energy Conversion and Management 44 995 1012 Lucas K 2000 On the thermodynamics of cogeneration International Journal of Thermal Sciences 39 1039 1046 Luo X and Roetzel W 1998 Theorical investigation on cross flow heat exchangers with axial dispersion in one fluid Revue G n rale de Thermique 37 223 233 Marrero LO Lefsaker A M et al 2002 Second law analysis and optimization of a combined triple power cycle Energy Conversion and Management 43 557 573 Martinelli R C and Nelson D B 1948 Prediction of Pressure Drop During Forced Circulation Boiling of Water Transactions of the ASME August 695 702 Masuda Y Aizawa T et al 2002 One dimensional heat transfer on the t
55. 7 4 bar La fum e la sortie est 484 9 C VHP1 49790m 14 rang es de 117 tubes vaporiseur de la vapeur HP La fum e la sortie est 335 7 C EHP3 28452m 8 rang es de 117 tubes troisi me conomiseur de l eau HP qu il am ne 3 C de la temp rature de vaporisation La fum e la sortie est 308 C SMP1 227 1m 2 rang es de 78 tubes premier surchauffeur de la vapeur MP qu il am ne 297 9 C et 27 6 bar Il est coupl SLP 1135m 2 rang es de 39 tubes surchauffeur de la vapeur LP qu il am ne 289 C et 5 4 bar La fum e la sortie du couple d changeur est 303 2 C EHP22 24895m 7 rang es de 117 tubes second conomiseur de l eau HP qu il am ne 289 7 C et 137 1 bar La fum e la sortie est 265 5 C VMP1 21338m 6 rang es de 117 tubes vaporiseur de la vapeur MP La fum e a la sortie est 237 5 C EHP2 42549m 16 rang es de 98 tubes premier conomiseur de l eau HP qu il am ne 230 7 C et 137 7 bar Il est coupl EMP2 8249m 16 rang es de 19 tubes conomiseur de l eau MP qu il am ne 2 C de la temp rature de vaporisation La fum e la sortie du couple d changeur est 185 4 C VLP1 21339m 6 rang es de 117 tubes vaporiseur de la vapeur LP La fum e a la sortie est 165 5 C PREH 71129m 20 rang es de 117 tubes pr chauffeur de l eau alimentaire qu il am ne 148 6 C et 19 6 bar Ce
56. 91 Selon C M I 2 Certaines corr lations ont t d velopp es par CMI Elles n apparaitront pas dans cette version pour des raisons de confidentialit AIII 92 AIIL 93 AIII 94 Comparaison des m thodes d valuation de la perte de charge d un liquide satur en coulement dans un tube Nous pouvons crire le coefficient de perte de charge sous la forme g n rale 2f Co df G u LIQUIDE Co A B C C M I 1 co a b c HTFS 0 092 0 2 0 2 0 2 Blasius 0 158 0 25 0 25 0 25 C M I 2 Co2 A2 B2 C2 A 111 20 Il existe d autres formules implicites ou explicites qui donnent le coefficient de perte de charge en fonction galement de la rugosit Puisque nous travaillons toujours dans les m mes conditions nous avons choisi de ne pas utiliser ces formules qui introduisent un degr de difficult suppl mentaire sans b n fice pour la justesse du calcul La figure Alll 7 permet de comparer les 4 relations pour un diam tre de tube et un d bit fix s en fonction de la pression Le coefficient f est constant pour les 2 corr lations de CMI qui ne d pendent pas des propri t s du fluide Nous voyons que suivant la corr lation choisie la perte de charge peut varier du simple au double Perte de charge vapeur satur e Les pertes de charge vue pr c demment restent identiques sauf CMI 2 qui volue 2 AP 2f SE AIII 95 S
57. Boilers simplified approach to estimating tube side heat transfer coefficients how tube side coefficient affect fin selection effect of fins on boiler performancefouling inside finned tubes time required to heat up boilers noise and vibration problems in boilers tube bundles Ganapathy V 2001 Superheaters design and performance Hydrocarbon Processing 80 7 Gnielinski V Gaddis E S et al 1993 Heat transfer in forced single phase flow VDI heat atlas Dusseldorf Gorenflo D Schreder J J et al 1993 Evaporation VDI heat atlas Dusseldorf Griem H 1996 A new procedure for the prediction of forced convection heat transfer at near and supercritical pressure Heat and Mass Transfer 31 Habib M A Said S A M et al 2003 Optimization of reheat pressures in thermal power plants Energy Harvey S Carcasci C et al 2000 Gas turbines in district heating combined heat and power systems influence of performances on heating costs and emissions Applied Thermal Engineering 20 1075 1103 Heppenstall T 1998 Advanced gas turbine cycles for power generation reviewa critical review Applied Thermal Engineering 18 9 10 837 846 Heyen G and Kalitventzeff B 2006 Chapter 5 3 Process monitoring and Data Reconciliation in Computer Aided Process Engineering Puigjaner L and Heyen G Wiley VCH R f rences 3 Heyen G Kalitventzeff B et al 2006 Chapter 8 2 Data Validation a Techno
58. Colebrook cll Uf 37d Re Jf Formule de Barr explicite 45181 Be 1 gt 8 7 r E SE KEE Je 8 BE 3 74 Re E 1 Re 1 29 quation de Blasius 5000 lt Re lt 30000 0 079 Re 1 quation de CMI AIIL 23 AIIL 24 AIIL 25 AIII 26 Certaines corr lations ont t d velopp es par CMI Elles n apparaitront pas dans cette version pour des raisons de confidentialit Pour de l eau liquide on a Pour de la vapeur d eau on a AIIL 27 AIIL 28 AIIL 29 A II 7 Domaine d application Eau Vapeur T C P ata V m s Seconde quation de CMI AIIL 30 Ecoulement di phasique L quation g n rale de perte de charge dans un tube r sulte de l action de trois facteurs la force de friction sur la paroi la force de gravit et l acc l ration de la vapeur par rapport l eau La perte de charge de friction Ap La perte de charge gravitationnelle An La perte de charge d acc l ration An AP oi AP static AD AD pict AIIL 3 1 En coulement di phasique la perte de charge est une fonction du type d coulement dans le tube Il existe diff rents types d coulement dans des tubes horizontaux d finis a la figure Alll 2 Figure A Ill 1 Evolution du type d coulement avec la vaporisation Steiner D 1993 OS i De gt On ete LUS a ere yee e Single Bubbl Plug Slug Wavy intermittently dry Mube
59. Energy Conversion and Management 45 15 26 Weierman C Taborek J et al 1978 Comparison of the performance of in line ans staggered banks of tubes with segmented fins The American Institute of Chemical Engineers Wojs K and Szulc P 2004 Analysis of possible occurence of flow instability in once through steam boiler VGB PowerTech 11 2004 86 90 Xu L Khan J A et al 2000 Thermal load deviation model for superheater and reheater of a utility boiler Applied Thermal Engineering 20 545 558 Zaporowski B 2003 Analysis of energy conversion processes in gas steam power plants integrated with coal gasification Applied Energy 74 297 304 Zhang N and Cai R 2002 Analytical solutions and typical characteristics of part load performances of single shaft gas turbine and its cogeneration Energy Conversion amp Management 43 1323 1337 R f rences 6
60. Figure V 5 Convergence apr s initialisation Settings Phase File Name ankara7THESE bls TAG Reading Model SUP1 HP Verification Version 60 0 Analysis Mea File meafile felval mea Resolution Tag File Flex File Options bat Analysis Total Number of Tags Number of equations Number of unmeasured variables Number of constants Number of measured variables Obvious number of redundancies Total number of redundancies Number of trivial redundancies Resolution Iteration 4 500 Sum of square residues 0 11495E 09 Objective Function 0 26291E 07 La figure V 5 montre qu avec ces initialisations l algorithme de r solution atteint tr s rapidement la convergence Il trouve la solution du syst me de 456 quations en 4 it rations Ni 2 Mod lisation des chaudi res de r f rence Afin de montrer l int r t d utiliser des modules de type FELVAL pour mod liser des parties ou la totalit d une chaudi re de r cup ration nous avons repris les changeurs des chaudi res de r f rence d Ankara et de CMI et nous les avons simul s au moyen des unit s FELVAL 2 1 Chaudi re d Ankara La chaudi re d Ankara tant particuli rement volumineuse nous ne pr senterons ici comme exemples qu un type d changeur sur chaque niveau de pression Nous aurons ainsi un conomiseur BP un vaporiseur MP et un surchauffeur HP 2 1 1 PREH CONOMISEUR BP Il est compos de 20 nappes de tubes dispos s en quinconce L
61. H Stratified Flow patterns AlV 8 h Oz C haa AIV 23 avec C un coefficient d pendant du nombre de Froude Une difficult suppl mentaire appara t dans les tubes horizontaux puisque l assechement des tubes peut se faire de mani re dissym trique plus rapidement au dessus qu en dessous Du fait des ces nombreux param tres la m thode VDI est donc assez complexe mais les r sultats obtenus sont forts proches des mesures observ es et peuvent donc tre tenus pour fiables Il faut remarquer que dans les chaudi res de r cup ration sous critique avec un ballon de vaporisation la fraction vaporis e dans les tubes du vaporiseur n est jamais totale mais souvent comprise entre 10 et 40 Dans cette zone les chaudi ristes appliquent une formulation hautement simplifi e pour l valuation du coefficient de transfert interne Elle peut tre une simple constante ou encore d pendre du coefficient de transfert obtenu pour de l eau satur e Au cours du temps l exp rience leur a d montr que bien qu impr cis le coefficient ainsi calcul est suffisamment proche de la r alit pour r aliser le dimensionnement correct d une chaudi re circulation assist e Il n en va pas de m me pour le calcul d une chaudi re circulation forc e ou un calcul exact doit tre effectu Figure A IV 5 Evolution de la conductivit thermique des tubes en fonction de leur composition et de la temp rature de la paroi
62. L bullition en film peut appara tre en cas de circulation d ficiente ou de flux calorifique trop lev Dans ce cas il se forme un film de vapeur isolant sur la paroi int rieure et flux de chaleur constant il en r sulte une augmentation de la temp rature du tube Il convient d s lors d assurer une vitesse de circulation suffisante ou de limiter le flux de chaleur afin d viter ce ph nom ne Selon VDI lors de l bullition nucl e deux types de coefficients de transfert doivent tre pris en compte celui de type convectif et celui de type nucl aire Le coefficient de transfert total r sulte de la combinaison de ces deux coefficients de transfert interne h de F di AIV 17 Gem est particuli rement difficile valuer car il va d pendre du type d coulement dans le tube Les diff rents types d coulement dans des tubes horizontaux sont d finis la figure AIV 2 AlV 6 Figure A IV 2 Diff rents types d coulement dans un tube chauff Steiner D 1993 0 s 0 COP 00 GO ge oe 57658 o Olo Se EN ee Bubbly flow Stratified flow Wavy flow Slug flow Annular flow 0 67 Zoo ci ai d Plig AIV 18 2 2 0 37 Pi 1 4 12x04 1 pal Wi K o P vap Ho vap oo est le coefficient de transfert thermique convectif valu en supposant que la totalit du flux est sous forme de liquide et aco est le coefficient de transfert thermique valu en
63. Laboratoire d Analyse et de Synth se des Systemes Chimiques Professeur G Heyen D partement de Chimie Appliqu e Facult des Sciences Appliqu es Universit de Li ge Simulation et Aide au Dimensionnement des Chaudi res de R cup ration Marie No lle Dumont Travail pr sent pour l obtention du grade de Docteur en Sciences de l Ing nieur Summary Heat recovery steam generators HRSG play a very important role in combined cycle CC power plants where steam is generated from a gas turbine exhaust and supplied at the appropriate pressure and temperature to steam turbines for further power generation The power plants achieve an overall efficiency above 55 and are ideally suited for combined heat and power generation in utility systems The performance of energy conversion is improved by reducing exergy losses which implies reducing the temperature difference between the combustion gas and the steam cycle Thus recent HRSG designs include up to three pressure levels with reheat in the steam cycle for maximum energy recovery and the use of high pressure high temperature superheater and reheater in CC plants Super critical boilers are also conceivable Since HRSG performance has a large impact on the overall efficiency of the CC power plant an accurate simulation of the performance of the HRSG is necessary We present a steady state HRSG model to support design and rating simulations of vertical units The simulation model
64. Lah pie AIII 76 x Pi Ni k d E 9 ly AIIL 77 1 0 9 0 5 y Re Fr 2 H AIIL 78 X Pi 1 nalis ue AIIL 79 7 A111 18 m 1 x pi gd Dans tous les cas la perte de charge de friction totale r sulte de l int gration de la perte de charge locale sur la longueur I du tube Fr AIIL 80 L P dP ria a 4 AIIL 81 h 4 1 2 Perte de charge liquide satur 2 Apy 2f oe AIII 82 od H Afin de comparer les diff rentes m thodes nous nous efforcerons de remettre toutes les quations pr sent es sous la m me forme que l quation AIIl 82 Nous nous pr occuperons uniquement de l coulement turbulent celui rencontr dans les chaudi res Pour l coulement laminaire on adoptera l quation AIIl 22 Selon C M I 1 Certaines corr lations ont t d velopp es par CMI Elles n appara tront pas dans cette version pour des raisons de confidentialit AIII 83 AIII 84 AIII 85 Selon HTFS 2 Apr 2S 6 E AIII 86 p d Dans ce cas la perte de charge est directement exprim e en Pa 0 046 Lo Re AIII 87 G d a Nous savons que dans un tube Re avec u la viscosit dynamique kg m s Nous avons donc A 111 19 G d T 2f 20 0864 A 2f 0 092 d7 E y AIII 88 Selon Blasius 2 MPiig 2 fio SS AIII 89 0 079 o Re AIIL 90 Ged 0 25 2f mec i u 2f 0 158 d7 GI y AIIL
65. MP bar C 26 567 Pression temp rature HP bar C 124 2 567 180 500 Perte de charge fum e mmH20 222 5 65 4 Temp rature entr e fum e C 673 592 2 Temp rature sortie fum e C 83 9 235 3 SKI 6 1 Ankara Cette chaudi re de r cup ration de 389 MW pr sente une surface d change totale de 307008 m r partie sur 217048 m de tubes Une turbine gaz suivie d une postcombustion am ne la fum e 673 8 C l entr e de la chaudi re compos e de 13 changeurs de chaleur r partis en 3 modules Les tubes de 20 45m de long et 38 mm de diam tre sont dispos s en quinconce et sont tous munis d ailettes crant es de 68 mm de diam tre et 0 8 mm d paisseur Chaque nappe compte 117 l ments sauf les 3 premiers surchauffeurs qui en comptent 124 ou 125 La largeur totale de la chaudi re est de 11 6 m La perte de charge totale c t fum e est de 210 mm de colonne d eau Sur la Figure Ill 3 on peut identifier les changeurs suivants d crits dans le sens de l coulement des fum es de bas en haut gt gt SHP2 4072m 2 rang es de 124 tubes second surchauffeur de la vapeur HP qu il am ne a 567 C et 124 2 bar La fum e la sortie est 641 C SMP2 17055m 5 rang es de 124 tubes second surchauffeur de la vapeur MP qu il am ne a 567 C et 26 bar La fum e la sortie est 564 4 C SHP1 14733m7 4 rang es de 125 tubes premier surchauffeur de la vapeur HP qu il am ne 489 2 C et 12
66. ULEMENT DIPHASIQUE DANS UN TUBE FRACTION S CHE ET RAPPORT DES D BITS MASSIQUES AII 3 3 LE RAPPORT DES VITESSES LA VITESSE DE GLISSEMENT ET LA VITESSE DE a DERIVE Due AII 3 4 FRACTION VOLUMIQUE DE VIDE ET FRACTION VOLUMIQUE DE LIQUIDE suisses AII 3 5 LES EQUATIONS DE CONTINUIT DE PHASE All 4 6 LES VITESSES SUPERFICIELLES peiiini i aE R E retiens I E E ETE AII 4 7 LE RAPPORT DES D BITS VOLUMIOUES eena TEE E EE E E E e E NR All 4 8 VITESSE GAZEUSE LIQUIDE ET HOMOG NE sssesssesseeseessetsstterettretttesttssttsstts stes tteetetttestiesteesresseesseesr AII 4 9 DENSIT ET VOLUME SP CIFIQUE D UN M LANGE uuu ccccccesssessecesssesssecessseessecesssesssecasceessecsasseessecesseesees AII 5 10 LES PROPRI T S PHYSIQUES ET LEURS UNIT S ccccccssccesssecsscceessecssscesssecuscessecsaseeessscsssesessecssseesees AII 5 11 CONSTANTES PHYSIQUES ug don EE EEE A EEEE E EE EEN EER AII 6 12 RELATION ENTRE LES UNIT S DE BASE ET LES UNIT S D RIN ES AII 6 DDE EE EEN All 6 E Vis ost dynamique EE AII 6 12 3 Viscosit EE All 6 ANNEXE III GENERALITES SUR LES PERTES DE CHARGES APPLICATION AU CAS PARTICULIER DE LA CHAUDI RE DE R CUP RATION c cccsccssssssssssssssssssssessessessssssssssssssssssssssssscsssssesees 1 G N RALIT S EE A TII 2 Ld Propri t s des fluides hist dt Aessen EAR AIII 2 1 2 Hydrost tiques sssssstitsnt estelle seacdosteevtassasqiudeas dede dE CERN AIII 2 1 3 Cin matiqu ssl code rites nie et
67. a pouvoir tre galement mod lis de mani re plus d taill e et on pourra v rifier l effet d une surchauffe locale d une partie de la premi re nappe de tubes sur le d bit de vapeur dans cette nappe ainsi que sur la temp rature finale a la sortie du surchauffeur On pourra ainsi modifier le design pour obtenir un d bit uniforme dans tous les tubes en parall le Dans des chaudi res existantes lorsque des mesures permettent d tablir une cartographie des temp ratures de fum e on va utiliser FELVAL pour recalculer la r partition des temp ratures et des d bits de vapeur sur les diff rents tubes Cela permettra de mettre en vidence d ventuelles surchauffes locales et d valuer l efficacit du design utilis Des facteurs de correction pourront tre ajust s pour am liorer la pr cision du mod le en vue du dimensionnement futur d autres chaudi res meilleure r partition des d bits entre les diff rents tubes et temp ratures des tubes plus homog nes On utilisera galement FELVAL pour mod liser l impact des effets de bord by pass pr f rentiel des fum es le long de la paroi sur la temp rature des tubes Dans les chaudi res horizontales un probl me de mod lisation appara t dans le vaporiseur En effet si le liquide est bien satur la sortie du ballon ce n est plus le cas 20 ou 25 m plus bas l entr e du tube de vaporisation Mais les mod les math matiques disponibles font l hypoth se que
68. alcul du facteur de radiation am 1000 1200 1400 1600 1800 200 Tp F A IV 20 4 3 valuation du rendement de l ailette L efficacit des ailettes est introduite pour tenir compte de la non uniformit des temp ratures le long de l ailette Cette efficacit varie selon le type d ailette utilis Ces ailettes peuvent tre pleines crant es ou partiellement crant es Les ailettes crant es offrent une surface d change plus grande que les ailettes pleines pour un poids total inf rieur c est pourquoi elles sont g n ralement pr f r es par les constructeurs de chaudi res selon VDI Premi re m thode 4 4 AIV 61 Nail Ke T ee T KR Il faut cependant disposer d une m thode pour d terminer Ts la temp rature moyenne des ailettes Ty la temp rature la surface du tube T la temp rature moyenne des fum es T T 0 3 7 T H Si on prend cela conduira toujours 7 78 T T 0 1 T T 0 9 Seconde m thode pour des ailettes circulaires pleines tanhX 1 e e AIV 62 Nail X X e e d 2h d d Avec Xp p E p 1 1 0 35 In vor 7P 2 Se p G G selon ESCOA 2002 Pour des ailettes circulaires pleines ona d Nan Y 0 45 ke Y 1 1 AIV 63 Y X 0 7 0 3 X 2 h Avec X te ED mere mb Ay Pr t b 1 4 2 aa Pour des ailettes circulaires crant es de type HF ona 1a X 0 9 0 1 X AIV 64 A IV 21 X mb 6 2 1 W
69. alpies de l eau aux points E et E4 permettent de d terminer le d bit de vapeur pouvant tre g n r dans cette chaudi re Figure l 7 volution des temp ratures dans une chaudi re contre courant 70 Temp rature C pincement1 pincement 2 Surchauffeur i Evaporateur es Variation d enthalpie 1 7 D bit D bit jun e Hp H pertes SSES H D H Par d finition l change de chaleur est r versible lorsque les courbes de temp rature se superposent En pratique c est impossible car m me en imaginant des surfaces d change infinies il subsisterait un palier pour la vaporisation de l eau On peut visualiser les irr versibilit s du proc d en repr sentant l volution de la variation d enthalpie en fonction du facteur de Carnot T T T voir Figure 1 8 et Figure 1 9 Sur ce diagramme laire comprise entre une courbe et l horizontale TO 15 C repr sente l exergie disponible L aire comprise entre la courbe de refroidissement de la fum e et la courbe d chauffement de eau repr sente l exergie perdue par change irr versible Les poches d irr versibilit peuvent tre r duites en effectuant la vaporisation diff rents niveaux de pression Le nombre de niveaux de pression restera cependant souvent limit 3 pour garder une structure conomiquement rentable A titre indicatif nous allons valuer les pertes exerg tiques dans une chaudi re
70. ance totale du tube bas e sur la surface ext rieure totale 20 T 700 SSS Sr espacement entre deux ailettes m t paisseur moyenne de l ailette m T temp rature K To temp rature du m lange To temp rature moyenne des fum es Ti temp rature moyenne int rieure T temp rature au bout de l ailette Ts temp rature moyenne des ailettes Tw temp rature moyenne de la paroi du tube u vitesse du fluide m s UL vitesse de la phase liquide Uc vitesse de la phase gazeuse LL coefficient d change global W m K W vitesse du fluide m s 6 Ws z Symboles grecs app Qe Qj Oconv Onuc Yr p v nou LL Nail largeur du segment d ailettes pour les ailettes crant es m hauteur m coefficient d change externe apparent tenant compte de l efficacit des ailettes W m K coefficient d change externe W m K coefficient d change interne W m K coefficient d change int rieur lors de l bullition de type convectif d un corps pur W m K coefficient d change int rieur lors de bullition de type nucl aire d un corps pur W m K facteur de radiation externe conductivit thermique W m K masse volumique kg m viscosit cin matique n p m s viscosit dynamique Pa s ou kg m s efficacit de l ailette Principaux indices b e o i f ou ail fo fi e r in line stag lam turb ext rieur int rieur ailette encrasse
71. ation of a boiler and better understanding its behaviour This knowledge improvement allows to limit the overdesign and the safety margins and to reduce the investment costs Objectifs et m thode Cela fait plus de 30 ans que le LASSC le Laboratoire d Analyse et de Synth se des Systemes Chimiques est sp cialis dans la mod lisation et la conception de proc d s Au fil des ann es plusieurs logiciels ont t mis au point permettant l valuation de propri t s thermodynamiques la simulation de proc d s industriels complets l identification de param tres physico chimiques la validation de mesures industrielles ou l int gration nerg tique d un site En 1986 le r sultat des recherches du laboratoire a conduit la cr ation de la soci t Belsim sa qui commercialise le logiciel VALI Plus r cemment le LASSC s est int ress aux algorithmes d optimisation ainsi qu la simulation dynamique des proc d s Le point de d part de cette th se tait de d velopper un outil de mod lisation et de dimensionnement pour une chaudi re circulation forc e mono tubulaire super critique Contrairement a une chaudi re classique il est rapidement apparu qu une mod lisation globale de l changeur tait impossible puisque les parties a conomiseur a vaporiseur et surchauffeur sont contig es Dans un m me changeur cohabitent toutes les phases par lesquelles passe l eau pour devenir de la vapeur surchauff e
72. atures l entr e et la sortie de chaque changeur Les d bits principaux ainsi que les d bits de d surchauffe sont mesur s de m me que les pressions avant l conomiseur au ballon de vaporisation et apr s le surchauffeur Les pertes de charge sur les changeurs ne sont g n ralement pas mesur es mais elles seront r parties entre les changeurs en fonction des donn es de design fournies par le constructeur 5 2 Les quations utilis es En validation les quations principales sont des quations de bilan Les chaudi res de r cup ration n chappent pas la r gle Pour les bilans de mati re c t eau il faut tenir compte des soutirages de vapeur ou d eau chaude diff rents tages de la chaudi re ainsi que de la possibilit de fuites Pour le c t gaz la sortie de la turbine gaz doit tre identique la sortie de la chemin e la postcombustion pr s Pour les bilans de chaleur il faut tenir compte des pertes l ambiance ainsi que des pertes par by pass de fum es Il faut enfin prendre en consid ration les quations d quilibre liquide vapeur dans les ballons pour les chaudi res traditionnelles La structure m me des chaudi res de r cup ration circulation naturelle ou assist e apporte une information sur l tat des flux Selon qu on tudie un conomiseur un surchauffeur ou un vaporateur on sait que l eau est sous forme totalement liquide totalement vapeur ou bi phasiq
73. augmenter le flux thermique entre les fluides consiste d s lors augmenter la surface d change en employant des tubes ailett s La surface des ailettes n a cependant pas la m me efficacit de transfert que la surface externe du tube Une efficacit au i Aj A d ailette sera donc calcul e et le coefficient sera appliqu au coefficient de transfert externe r sultant On peut finalement crire U h h K A S Ayo RS k A h 1 A Q app k s r a Ser R A re A re A A o Avec A surface des ailettes mim Ao surface externe totale du tube Apo Avo mim AlV 3 Apo surface externe nette du tube sans les ailettes m m A surface interne du tube m m Aw surface moyenne de la paroi du tube m m AlV 4 3 Evaluation du coefficient d change de chaleur interne 1 1 A Ge R AIV 8 Dans le cas des chaudi res il faut consid rer plusieurs types d change de chaleur sans changement de phase mono phasique pour les conomiseurs et les surchauffeurs avec changement de phase di phasique pour les vaporiseurs en conditions super critiques pour certains types d OTB 3 1 Ecoulement mono phasique Nous consid rerons que l coulement est hydrodynamiquement d velopp puisque d L gt gt De nombreuses m thodes utilisent le nombre de Nusselt pour d terminer la valeur du coefficient d change int rieur h Nu Sr ei AIV 9 l d P
74. bar 100 00 90 00 4 80 00 4 70 00 4 60 00 4 50 00 4 40 00 30 00 4 20 00 4 10 00 m fraction de vide Levy 4 Beta e Diff rence Puisque d pend de la densit il va voluer avec la pression de vaporisation Le second graphique montre la diff rence entre s Levy et p On peut supposer que la vitesse de la vapeur est toujours sup rieure celle de l eau La courbe de B constitue d s lors un maximum Si on suppose que la diff rence de vitesse maximum est obtenue quand Uc UL pi pc la courbe de Levy constitue alors un minimum pour la valeur de e Remarquons que B peut galement s crire pe i D Glal m L di eil eee a AIII 52 x op x ve Me kl EI Le rapport des d bits volumiques est donc d termin avec x le rapport des d bits massique et Vc et v les volumes massiques des phases vapeur et liquide 2 Fraction de vide selon Armand HTFS Armand relie B de Levy AIII 52 rapport des volumes par l quation suivante St E 0 833 0 167x p 0 833 0 167x 2 L aal AIII 53 X A A111 12 On constate nouveau une volution de la fraction de vide avec la pression Figure A III 4 Evolution de la fraction de vide selon HTFS Evolution de la fraction de vide HTFS avec la pression bar 100 00 5 90 00 80 00 70 00 60 00 50 00 40 00 4 30 0
75. btiendrons donc pour la longueur quivalente de tube dans un changeur Lis Ly F gt 30 d 2 50 d AI 104 coude Il est cependant possible de r aliser un calcul plus exact de chacune des pertes de charge rencontr es dans une chaudi re Pour ce faire voici un r capitulatif des quations utilis es pour les principales pertes de charge locales Lejeune A 1995 Idel cik I E 1999 gt Entr e droite dans une conduite Soit AO la section de la conduite h k 05 AIII 105 Uy 2g gt Elargissement brusque Soit A1 la plus grande surface de passage Soit AO la plus petite surface de passage entr e A 111 23 h k 1 y AIII 106 u ER 2g gt R tr cissement brusque Soit A1 la plus grande surface de passage Soit AO la plus petite surface de passage sortie h k 05 1 AIIL 107 HW A 2g gt Courbes Il faut tout d abord remarquer que les formules empiriques ne sont valables que si le tube comporte une partie rectiligne importante l amont et surtout l aval du coude Ce n est bien s r g n ralement pas le cas dans les diff rentes parties de la chaudi re Soit ula vitesse moyenne dans la canalisation a langle du centre du coude D le diam tre de la canalisation R le rayon de courbure de l axe de la canalisation Voici la formule de Weisbach Hu orsisisat 2 AIIL108 Tue cop on Le CHERE 28 gt
76. che et d veloppement quand des tudes d extension ou d am lioration du proc d sont entreprises 4 Logiciel de validation En 1986 les recherches conduites au LASSC sous la direction du professeur Kalitventzeff ont conduit la cr ation de la soci t BELSIM s a charg e de commercialiser le logiciel VALI permettant la validation des proc d s chimiques ou nerg tiques de tout type et de toute taille Un logiciel de validation est avant tout un outil math matique qui permet de valider ais ment les conditions de fonctionnement en r gime d un proc d chimique existant Mais pour r soudre des probl mes de validation il faut galement disposer d une s rie d outils logiciels compl mentaires gt les bases de donn es thermodynamiques gt les m thodes de r solution d quation gt l interface graphique adapt e Les bases de donn es thermodynamiques regroupent les grandeurs fondamentales n cessaires l estimation des propri t s physico chimiques en phase liquide et gazeuse de nombreuses substances rencontr es dans l industrie chimique L utilisateur a galement la possibilit d introduire de nouvelles substances s il ne trouve pas celle qu il recherche On trouvera galement des programmes de calcul des fonctions thermodynamiques enthalpie etc et des propri t s de transport viscosit etc ainsi que des programmes de r solution d quilibres liquide vapeur ou encore d quilibre chimique
77. d coulement sont caract ris s par un nombre sans dimension le nombre de Reynolds Te L Re AIIL9 Ou L repr sente la dimension caract ristique du conduit On a L D pour une conduite cylindrique tandis que pour une conduite de section quelconque on a ie de AIII 10 ou x repr sente la section mouill e prise perpendiculairement a U et o Q repr sente le p rim tre mouill contact fluide paroi solide L exp rience indique que en g n ral les regimes d coulement se r partissent comme suit Re 0 lt r gime laminaire 2000 lt r gime transitoire 10000 lt r gime turbulent Dans une conduite cylindrique le r gime laminaire est caract ris par une r partition parabolique des vitesses 2 7 u Ung l Rp avec Un 0 5 Umax AIII 11 Tandis que le r gime turbulent est caract ris par un profil de vitesses donn par la loi de Prandi Karman 10 lt Re lt 10 1 F H Uno A ry Tlavec Un 0 8167 Umax AIII 12 La loi de conservation de l nergie du fluide r el quation de Bernoulli s crit en coulement permanent pn Ur p U z A a E 2 SS a Ce h m tre de fluide AIII 13 2 1 Dans une conduite cylindrique en r gime laminaire a 2 tandis qu en r gime turbulent a 1 06 Rappelons que l quation de Bernoulli s applique entre 2 points situ s dans l coulement et reli s par un filet fluide con
78. d une chaudi re classique circulation naturelle ou assist e de par le nombre d l ments qui la composent En effet une chaudi re classique comprend un conomiseur un vaporiseur avec ballon de s paration et un surchauffeur Dans une chaudi re circulation forc e on ne peut plus faire la diff rence entre l conomiseur et le vaporiseur et s il subsiste un ballon de s paration non seulement sa taille est fortement r duite mais en plus son utilit est principalement limit e la phase de d marrage de la chaudi re pendant laquelle l eau soutir e a la base du ballon est renvoy e vers le d gazeur le surchauffeur n tant op rationnel que lorsque le d bit de vapeur sortant du ballon est suffisant voir Figure l 6 Figure 1 6 Chaudi re circulation forc e avec ballon de d marrage Pompe d alimentation ballon de d marrage d ob Surchauffeur gt 1 6 5 Les chaudi res dans un cycle TGV Dans un cycle combin les chaudi res de r cup ration doivent tre con ues de mani re satisfaire plusieurs objectifs gt r duire les irr versibilit s de transfert de chaleur gt accro tre l efficacit du transfert de chaleur gt minimiser la perte par enthalpie restante des fum es rejet es la chemin e gt permettre le r glage de la temp rature de sortie de la vapeur surchauff e l entr
79. d s lors 1 Beech r n 1 U re lt Tin2 Wes 2 AIV 4 h aea KG R r h aume O ee EE transfert S conduction encrassement transfert externe interne interne Avec ro le rayon ext rieur du tube et r le rayon int rieur Il faut remarquer que quelle que soit la surface de r f rence choisie la chaleur transf r e entre les deux fluides reste identique seule la d finition du coefficient de transfert global change Q U A T T U 4 T T AIV 5 Bien que la temp rature a la sortie de la turbine a gaz soit relativement basse il faudra galement tenir compte du rayonnement thermique l ext rieur des tubes principalement au niveau des surchauffeurs Le flux thermique chang par radiation est proportionnel la diff rence des 4 puissances des temp ratures Par commodit on lin arisera la loi de transfert et on d finira un coefficient de transmission par rayonnement h tel que le flux radiatif transmis au tube soit gal Q h A T T AIV 6 Ce coefficient d pend fortement de T et Ti Dans une chaudi re de r cup ration la valeur du coefficient de transmission r sultant est essentiellement d termin e par le coefficient de convection c t fum e En pratique pour un design fix il est impossible de modifier fortement ce coefficient puisque le d bit ainsi que la temp rature des fum es sont fix s par la turbine gaz en amont de la chaudi re La seule possibilit pour
80. de condensation corresponde au niveau de temp rature requis par les organes d utilisations on ne la surchauffe que l g rement uniquement pour limiter les condensations parasites dans les conduites de transport et de distribution Mais plus g n ralement cette vapeur est utilis e comme fluide nerg tique dans un cycle ferm de production d nergie Dans ce cas on cherche optimiser les pressions et obtenir les temp ratures de surchauffe les plus lev es possibles dans un contexte conomique et technique raisonnable Les rendements des cycles nerg tiques auxquels elles sont associ es sont en effet des fonctions de ces deux param tres 2 Les chaudi res circulation naturelle Dans les chaudi res circulation naturelle la circulation du fluide dans vaporateur est assur e par la diff rence de densit entre l eau qui descend du ballon et le m lange eau vapeur qui remonte vers le ballon voir Figure 1 2 La circulation naturelle est d autant meilleure que la diff rence de hauteur entre le ballon et les tubes est grande Dans le ballon il y a s paration des phases la phase vapeur est envoy e vers une ventuelle surchauffe tandis que l eau la base du ballon est renvoy e vers l vaporateur La chaudi re un niveau de pression peut donc tre divis e en trois zones bien distinctes gt L conomiseur l eau liquide est r chauff e jusqu la temp rature d approche qui se situe
81. de g n rale pour optimiser les design des chaudi res de r cup ration dans un CC et optimise les param tres des chaudi res Franco A and Russo A 2002 pour atteindre des efficacit s de CC proche de 60 Horwitz Horwitz B A 1999 nous met en garde contre les dangers du dimensionnement lorsque les hypoth ses de d part ne sont pas bien v rifi es Deschamps Deschamps P J and Galopin J F 1995 pr sente une chaudi re circulation forc e super critique et compare l efficacit de plusieurs CC traditionnels Olsen Olsen F A 2000 d crit diff rents CC et discute de l int r t des nouveaux aciers pour pouvoir travailler avec des temp ratures vapeur de 600 C Lucas Lucas K 2000 pr sente une approche thermodynamique du principe de la cog n ration Habib Habib M A Said S A M et al 2003 analyse les performances du cycle vapeur en fonction de la temp rature et de la pression de la resurchauffe la sortie de la turbine vapeur haute pression Valdes Valdes M and Rapun J L 2001 pr sente une m thode d optimisation des chaudi res de r cup ration dans un CC Casarosa Casarosa C Donatini F et al 2004 propose une optimisation thermo conomique des param tres de chaudi res de r cup ration des CC Frangopoulos Frangopoulos Ca and Dimopoulos Gg 2004 introduit les notions de fiabilit et de disponibilit dans l analyse thermo conomique des CC Torres Torres C Valero A et al 2002 am liore le diagnost
82. des a la sortie de l changeur connaissant les temp ratures ainsi que les d bits l entr e Pour ce faire on pose tout d abord un certain nombre d hypoth ses gt le r gime d coulement est permanent les param tres ainsi que les variables sont constants dans le temps gt l changeur est adiabatique gt les propri t s thermophysiques des fluides restent constantes dans les intervalles de temp rature envisag s gt les temp ratures ne varient que dans la seule dimension de l coulement gt ilmy a pas de pertes de charge au cours de l coulement En tenant compte des hypoth ses formul es ci dessus on peut crire le bilan thermique d un changeur qui exprime que la chaleur transf r e du fluide chaud est re ue par le fluide froid et est gale Q Me Cp T T m s Cp T SSES AIV 72 Pour d terminer la surface d change n cessaire la transmission d une certaine quantit de chaleur la relation AlV 72 d crite ci dessus n est plus valable car la diff rence de temp rature entre les flux chaud et froid T T change continuellement lorsqu on parcourt l changeur Si on applique les quations ci dessus une fraction l mentaire d un changeur contre courant on obtient dQ m Cp AT EE Tcs dQ m Cp dT Ts dQ U dS T T T Tfe En r alit dans une chaudi re de r cup ration en r gime permanent on ne peut pas supposer que l change e
83. di re en fonction de la pression Temp rature eau 300 bar eau 240 bar eau 180 bar Fum e Variation d enthalpie En ajoutant un niveau de pression on a donc r duit les pertes d irr versibilit de presque 3 On peut galement r duire les irr versibilit s dans une chaudi re de r cup ration en produisant de la vapeur supercritique P gt 220 64 bar Le palier de vaporisation s att nue et on constate une meilleure concordance entre les courbes des fluides chauds et froids En pratique ce sont les irr versibilit s de l ensemble du cycle TGV qu il faudra r duire en ce compris les irr versibilit s dues la d tente de la vapeur dans les turbines Cela se fera notamment en ajoutant une resurchauffe de la vapeur la sortie de la turbine haute pression 6 G om trie d une chaudi re de r cup ration verticale La chaudi re verticale quelle que soit sa configuration est constitu e de plusieurs changeurs de chaleur Ces changeurs comprennent un collecteur d entr e une s rie de tubes le plus souvent ailett s pour augmenter l change thermique et un collecteur de sortie On d finira compl tement un l ment de chaudi re en donnant voir figure 1 11 gt la direction d coulement de l eau par rapport aux fum es co courant ou contre courant Pour tre exact il faudrait parler de courant crois puisque les fum es s coulent perpendiculairement aux
84. e 2105 6 t h 11 11 Figure III 4 le cycle TGV d Ankara chemin e chemin e Pr chauffe Ballon F 14 Ballon vaporateur LP es LP LP conomiseur MP H vaporateur MP conomiseur HP Surchauffeur MP BP conomiseur HP vaporateur HP Surchauffeur HP Surchauffeur MP resurchauffeur Surchauffeur HP air fuel mi ee TL CONDENSEUR pompes d extraction 111 12 6 2 OTB C est une chaudi re de d monstration du principe de la circulation forc e de 8 9 MW qui pr sente une surface d change totale de 2059 m r partie sur 3276 m de tubes Un g n rateur de gaz am ne la fum e 592 2 C l entr e de la chaudi re compos e de 2 changeurs de chaleur Les tubes de 6 m de long et 25 mm de diam tre sont dispos s en quinconce et sont tous munis d ailettes crant es de 49 mm de diam tre et 1 mm d paisseur Chaque nappe compte 13 l ments La largeur totale de la chaudi re est de 1 3 m La perte de charge totale c t fum e est de 65 mm de colonne d eau gt ECOVAPO 1771 m 36 rang es de 13 tubes combinaison conomiseur et vaporiseur de OTB gt SUPERHEATER 287 4 m 6 rang es de 13 tubes surchauffeur de OTB Figure III 5 OTB d
85. e tubes transversalement l coulement des gaz On d finira me AIV 36 d b 2 AIV 37 AIV 13 La formulation g n rale pour le coefficient de transfert sera du type Nu faisceau z fa Nu AIV 3 8 PR Re Nu Sera d finit par AIV 31 avec Re et uf 4 ie AIV 39 s 4ab f bi y 1 sib gt 1 AIV 40 4a On appelle fa le facteur d arrangement Il diff re selon le type d arrangement Arrangement en ligne 0 7 b a 03 fel AIV 41 T y b a 0 7 Arrangement en quinconce 2 14 AIV 42 fa 35 Autour d un faisceau de tubes ailett s C est la configuration qui se retrouvera g n ralement dans une chaudi re de r cup ration les tubes ayant des ailettes pour augmenter la surface et donc le transfert de chaleur entre le gaz et leau Figure A IV Nous avons selon Paikert Arrangement en ligne 0 6 0 15 A Nu 0 26Re A A pp AIV 43 A A e A IV 14 Figure A IV 9 Exemple de tube ailett tr 0 6 0 15 Nu 0 45Re A RH Pr AIV 44 e b avec P s t A Bt AIV 45 A P d s P d 21 A _ 2h tatty A dann AIV 46 De plus on peut tout comme pour l coulement d un fluide l int rieur d un tube ajouter l effet de la variation de temp rature entre la temp rature la paroi du tube Tw et la temp rature au sein de l coulement T4 nous aurons alors T 0 12 Nu Nu o Se AIV 47 w
86. e CMI ECOVAPO vapeur SUPERHEATER nee fum e 111 13 Chapitre IV Les mod les d velopp s 1 FELVAL et SUFVAL L unit FELVAL a t cr e pour combler un vide dans la vaste panoplie des unit s de simulation d changeur de chaleur disponibles Comme expliqu pr c demment une chaudi re circulation forc e diff re d une chaudi re circulation naturelle ou assist e de par le nombre d l ments qui la compose En effet une chaudi re circulation naturelle ou assist e avec un seul niveau de pression contient un conomiseur un vaporiseur avec ballon de s paration et un surchauffeur Dans une chaudi re circulation forc e on ne peut plus faire la diff rence entre l conomiseur et le vaporiseur et s il subsiste un ballon de s paration non seulement sa taille est fortement r duite mais en plus son utilit est principalement limit e la phase de d marrage de la chaudi re Cette pr cision doit tre apport e afin de comprendre pourquoi il a t n cessaire de programmer un nouveau mod le dans VALI Dans les chaudi res traditionnelles puisque tous les l ments sont bien s par s il suffit l utilisateur de sp cifier quel endroit de la chaudi re il se trouve et les quations correspondant au type d l ment choisi sont utilis es par VALI pour la simulation de cette partie de la chaudi re Cette distinction n est plus possible dans une cha
87. e Nu C est une m thode qui est bas e sur des donn es exp rimentales Il est d s lors dangereux de l utiliser en dehors du domaine pour lequel les donn es ont t ajust es Ces quations sont valables pour un nombre de rang es de tubes ailett s gt 4 Arrangement en ligne l d 0 b 0 15 A Nu 0 22 Re Pre AIV 52 Arrangement en quinconce A IV 16 0 15 Nu 0 38Re H Pri AIV 53 b l d 0 A Avec AIV 46 pour cer b Les r sultats obtenus sont valables pour 10 lt Re lt 10 et 5 lt A A lt 30 avec une pr cision de 10 25 Selon SCHMIDT La m thode de Schmidt utilise le nombre de Nusselt pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection Pour des tubes ailett s en quinconce l d 0 375 Nu 0 45Re 4 Pr AIV 54 b Selon BRIGGS amp YOUNG La m thode de BRIGGS amp YOUNG utilise le nombre de Nusselt pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection Pour des tubes ailett s en quinconce 0 2 0 1134 s t s t l d Nu otsaren EE ue Pr AIV 55 t f f Selon VAMPOLA La m thode de VAMPOLA utilise le nombre de Nusselt pour d terminer la valeur du coefficient d change par convection Pour des tubes ailett s en quinconce A as a se ea Cee 2n l D D AIV 56 A 0 2 0 2 0 4 P P P Nu 0 251Re d de es PSP AIV 57 d Seot a 0 2 0 2 P P e Nu 0 251Re
88. e coefficient de transfert par conduction h le coefficient de transfert par convection interne VV VV V WV re la r sistance l encrassement interne IV 7 gt At Apo Ao Aw Ai diff rentes surfaces de r f rence autour d un tube ailett Le coefficient de transfert par conduction d pend de la conductivit thermique du m tal utilis la temp rature moyenne du tube Figure 5 annexe IV La temp rature moyenne du tube Tw se calcule partir des temp ratures internes T et externes Ty T T 0 1 f T 4 5 Les r sistances internes et externes dues l encrassement sont des donn es fix es par le chaudi riste Des valeurs usuelles sont gt re 0 001 kcal m C hr gt re 0 00025 0 0025 kcal m C hr selon le type de fuel utilis Pour du gaz naturel on prend la r sistance la plus faible L utilisateur peut galement introduire un facteur d encrassement ind pendant s il poss de des donn es plus ad quates Lors d un dimensionnement cependant les donn es du chaudi riste seront suffisantes he h et na sont d termin s par la m thode ESCOA 2002 d crite en annexe IV Ce n est pas une m thode g n rale mais plut t la m thode la mieux adapt e au type de tube ailett utilis dans les chaudi res Lorsqu on sort du contexte particulier des chaudi res de r cup ration les m thodes reprises dans le VDI heat atlas Verein Deutscher Ingenieure pourront tre uti
89. e d une faible consommation lectrique et de co ts de maintenance limit s BEI 3 Les chaudi res circulation assist e Lorsque la pression de la vapeur augmente le tirage naturel dans les tubes de vaporateur devient insuffisant Une pompe de circulation est alors introduite dans la boucle de vaporisation pour vaincre les pertes de charge du m lange eau vapeur d placer voir Figure l 4 Chaudi re circulation forc e sans ballon de d marrage Pompe d alimentation Econo Evapo Surchauffeur Figure l 5 C est un sch ma couramment rencontr pour des pressions comprises entre 100 et 180 bar Pour des pressions sup rieures on rencontrera des chaudi res circulation forc e Figure l 5 Chaudi re a circulation assist e ballon Pompe d alimentation Econo Pompe de circulation Surchauffeur 1 5 4 Les chaudi res circulation forc e Les chaudi res les plus modernes peuvent tre vaporisation totale once through boiler en anglais elles ne comportent th oriquement plus de r servoir mat rialisant la s paration eau vapeur voir Figure l 4 et sont constitu es d un grand nombre de tubes parall les l int rieur desquels l eau se r chauffe se vaporise et se surchauffe en un seul passage Une chaudi re circulation forc e diff re
90. e pression Valdes Valdes M Duran D et al 2003 utilise des algorithmes g n tiques pour r aliser une optimisation thermo conomique des CC utilisant une turbine gaz Najjar Najjar Y S H 1997 compare les performances d une cog n ration utilisant des TAG a deux arbres et celle a arbre unique Shin Shin J Y Jeon Y J et al 2002 tudie le comportement transitoire des CC lorsque la puissance de la TAG est modifi e A V 3 3 Transfert de chaleur Les corr lations de transfert de chaleur sont amplement cit es et comment es dans les ouvrages de r f rence que sont le Perry Chemical Engineers handbook Perry R H and Green D W 1999 ainsi que le VDI Heat Atlas Schlunder E U Gnielinski V et al 1993 Les cours universitaires Hogge M 1995 sont galement les premiers consult s Dans le cadre de ce travail les recherches dans la litt rature ont principalement port s sur les domaines peu ou pas abord s dans ces ouvrages le transfert de chaleur autour du point critique de l eau ainsi qu en zone super critique Dans le VDI on trouvera les bases du transfert de chaleur Schlunder E U 1993 des l ments de conductivit thermique Elgetti K Hahne E et al 1993 de transfert par radiation thermique Vortmeyer D Brummel H G et al 1993 d change thermique en milieu monophasique en convection forc e Gnielinski V Gaddis E S et al 1993 On trouvera galement des notions d vaporati
91. e r solution n cessaire l obtention de ces r sultats IV 5 Figure IV 7 Le surchauffeur SMP2 repr sent par des unit s FELVAL pas de d coupe en longueur du tube SP2_SMP2 fsmp203a MASSF 24 99 kg s m SMP2024 MASSF 24 95 kgs Figure IV 8 Le surchauffeur SMP2 repr sent par des unit s FELVAL le tube est divis en 3 parties sur sa longueur MxX1_SMP2 SP2_SMP2 MX2_SMP2 fiemp203a fismp201 a SP1_SMP2 IV 6 2 Equations utilis es Nous venons de voir qu chaque FELVAL sont associ s des quations de bilan et des quations de performance Nous appellerons quation de performance une quation qui permet de calculer la charge d un changeur de chaleur en connaissant ses caract ristiques techniques ainsi que les caract ristiques thermodynamiques des fluides chauds et froids en contact Pour simuler un changeur de chaleur nous pouvons par exemple utiliser la m thode du delta T logarithmique moyen DTLM d crite l annexe IV Nous avons pour un changeur courants parfaitement parall les Q U A DTLM 4 1 Pour calculer Q il faut donc conna tre U le coefficient d change global A la surface d change totale et DTLM Nous pouvons galement opter pour la m thode du nombre d unit s de transfert NUT galement d crite l annexe IV Q E Q nax 4 2 Les deux m thodes sont disponibles dans FELVAL et donnent des r su
92. e tubes et au carr de la vitesse du gaz Nous nous baserons sur la corr lation fournie par ESCOA 2002 Gee roi CN Pp JE E Lan Fle a AIIL17 A pay f AG FC a 2 4 6 d oO gt mvaut 0 5 ou 1 selon que les tubes sont arrang s en quinconce ou en ligne f est le coefficient de frottement Pour des ailettes pleines et des tubes arrang s en quinconce A 1I1 4 C 0 07 8Re 0 7 1p s 7 C 0 1 un e AIII 18 Ces 1 8 2 165 se rnin 0 7 ge 5 esor Pour des ailettes crant es et des tubes arrang s en quinconce C 0 07 8Re 0 70 5 7 C 0 1 0 05 2 AIIL 19 C Liy D 8 2 Je 5N ee d D 7 0 gel Ta Fer Avec Cp coefficient correctif du nombre de Reynolds pour le coefficient de friction C coefficient correctif de la g om trie pour le coefficient de friction Ce coefficient correctif de l arrangement des tubes ainsi que du nombre de rang es pour le coefficient de friction wd Re do tant le diam tre ext rieur du tube nu et w la vitesse effective de la D fum e autour des tubes ailett s A III 5 4 Pertes de charges internes Pour les pertes de charge internes de nombreuses corr lations existent galement plus ou moins faciles utiliser Une difficult suppl mentaire appara t pour l estimation des pertes de charge dans la zone de vaporisation car il faut tenir compte du type d coulement biphasique De plus il faut tenir
93. eau parcourt l changeur sur 10 passes ntp 1 La mod lisation est pr sent e la Figure V 6 Elle a t r alis e partir d un module SUFVAL nomm PREH qui a automatiquement cr les unit s FELVAL avec leur nom ainsi que les connexions entre les unit s avec leur nom Figure V 6 Mod lisation de l conomiseur PREH d ANKARA au moyen des unit s FELVAL ipreh18a fhpreh002a L utilisation des unit s FELVAL permet de conna tre l volution des temp ratures des fluides ainsi que les charges thermiques sur chacune des nappes de l changeur voir Figure V 7 On remarque que les nappes des rang es impaires ont une charge thermique plus importante particuli rement dans la partie froide de l changeur Le d bit d eau dans les rang es impaires est l g rement plus faible que dans les rang es paires V 5 Figure V 7 R sultat de la simulation de PREH avec des unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube de l conomiseur PREH d ANKARA LOAD 2 FUMES IN WATER OUT charge kW Cap AE eh ab E ok oP E E oh oh AE AE AE ah oF am ar OI vii A vi HN i VH AN i vii i dh 7 NM di JH cb EE EE EC LL LLL d d EEE LT d d d dd d d nom du FELVAL 2 1 2 VMP1 VAPORISEUR MP Il est compos de 6 nappes de
94. efficient h Aux abords de la paroi une r sistance thermique due l encrassement accumulation de particules amen es par le fluide corrosion etc appara t cette r sistance par unit de surface sera not e re La temp rature diminuera encore par conduction au travers la paroi d paisseur e conductivit k Au del de la paroi on retrouve a nouveau une r sistance thermique d encrassement not e re et un transfert convectif caract ris par h La temp rature au sein du fluide froid est gale a Ty Le flux thermique qui est transf r entre les deux fluides est donc valu par Q i AIV 1 Le m me flux est transmis entre les deux fluides s crit par ailleurs Q U AT T AIV 2 Avec U le coefficient de transmission resultant T T la diff rence de temp rature entre les fluides et A la surface de la paroi travers laquelle s effectue l change Par identification on extrait le coefficient de transmission r sultant galement appel coefficient de transfert global 1 U ee ee AIV 3 h k h AIV 2 2 Transfert de chaleur dans une chaudi re de r cup ration Dans une chaudi re de r cup ration verticale les tubes d eau parcourent la chaudi re horizontalement tandis que la fum e la parcourt de bas en haut voir chapitre III Par d finition on prendra la surface de r f rence comme tant la surface externe du tube Le coefficient d change global s crit
95. elon C M I 1 AIIL 96 Selon HTFS 2f 0 092 40 G en AIII 97 Selon Blasius 2f 0 158 do GE AIII 98 Selon C M I 2 AIIL 99 AIIL 100 Figure A III 7 volution du coefficient de perte de charge et de la perte de charge Evolution du coefficient de perte de charge en fonction de la pression pour G 500 kg m s et di 32 mm 50 100 150 200 pression bar 2fcmi 1 2f HTFS 2f Blasius 2f cmi2 DPliq Pa Evolution de la perte de charge en fonction de la pression pour G 500 kg m s et di 32 mm 50 100 150 200 pression bar dplig cmit dpliq HTFS dpliq Blasius dpliq cmi2 A II1 21 AIII 101 R sum des m thodes d valuation de la perte de charge d une vapeur satur e en coulement dans un tube Nous pouvons crire le coefficient de perte de charge sous la forme g n rale 2f a Cotd G us VAPEUR Co A BC C MI 1 Co3 A3 B3 C3 HTFS 0 092 0 2 0 2 0 2 Blasius 0 158 0 25 0 25 0 25 C MI 2 Co4 A4 B4 C4 Le coefficient f est toujours constant pour les corr lations de CMI qui ne d pendent toujours pas des propri t s des fluides A 111 22 4 2 Pertes de charges locales D une mani re g n rale nous pouvons crire que la perte de charge locale galement appel e perte de charge singuli re est de la forme
96. elopp et les r sultats obtenus avec le mod le SUFVAL sont pr sent s Chapitre VII Conclusion Ce dernier chapitre est consacr la synth se de l tude 4 Annexe Calcul des surfaces de tubes ailett s Cette annexe est une compilation du calcul des diff rentes surfaces autour d un tube ailettes n cessaires notamment pour d terminer les coefficients de transfert sur les diff rentes nappes d une chaudi re de r cup ration Annexe Il Quelques d finitions Les principaux nombres adimensionnels ainsi que les propri t s physiques et leurs unit s sont rappel dans cette annexe Annexe III G n ralit s sur les pertes de charge Toutes les quations utilis es pour la mod lisation de l coulement des fluides dans une chaudi re de r cup ration sont reprises dans cette annexe Une application au cas particulier des chaudi res y est galement d taill e Annexe IV G n ralit sur les transferts de chaleur Toutes les quations utilis es pour la mod lisation du transfert de chaleur dans une chaudi re de r cup ration sont d crites Le calcul des performances des changeurs de chaleur y est galement r sum Annexe V Manuel d utilisation de FELVAL et de SUFVAL Cette annexe est une copie du manuel d utilisation des mod les d velopp s dans le cadre de cette th se et int gr s au sein du logiciel VALI Belsim sa Annexe VI Bibliographie L tude bibliographique qui a men la
97. en e jouer un r le important dans les ann es futures Les chaudi res de r cup ration peuvent tre horizontales ou verticales Nous nous int resserons plus particuli rement aux chaudi res verticales construites par la soci t CMI Seraing Belgique puisqu elles vont servir au d veloppement des diff rents exemples de ce travail Figure l 1 Exemple de cycle TGV a un seul niveau de pression E DEGAZEUR pr chauffe Ge C pompes alimentaires cycle combin chemin e 1P conomiseur vaporateur TURBINE VAPEUR surchauffeur Ate X BY PASS TURBINE VAPEUR ro O pompes TURBINE A GAZ CONDENSEUR d extraction Dans ces chaudi res l eau est r chauff e puis vaporis e et surchauff e dans des tubes horizontaux M me s il est possible de concevoir des cycles thermodynamiques bas s sur diff rents fluides les chaudi res classiques utilisent exclusivement de l eau liquide qu elles r chauffent jusqu la temp rature de saturation puis qu elles vaporisent sous forme de vapeur satur e Tr s g n ralement elles surchauffent ensuite cette vapeur c est dire qu elles en l vent la temp rature au dessus de sa temp rature de saturation La vapeur ainsi produite peut galement constituer un fluide caloporteur elle est alors g n r e une pression telle que sa temp rature
98. ent fixer une perte de charge c t fum e de maximum 50 mm de colonne d eau et c t eau de maximum 3 bar Nous obtenons X LONGUEUR LA NROW NFM NELEM Atot NTP DPV DPF 2 6 1 2 0 62 255 34 14255 1 lt 3 bar lt 50 3 92 2 8 42 275 36 16430 1 lt 3 bar lt 50 4 12 3 3 0 32 265 45 20170 1 lt 3 bar lt 50 On peut remarquer que pour les tubes plus longs le nombre d l ments composant la nappe reste au minimum la section de passage c t fum e tant d j suffisante pour que la perte de charge ne d passe pas 50 mm de colonne d eau Le meilleur cas correspond cette fois une chaudi re de 6 1 m la plus large possible VI 8 Chapitre VII Conclusions L objectif initial de ce travail tait de d velopper un outil de mod lisation et de dimensionnement d une chaudi re circulation forc e mono tubulaire super critique verticale L analyse d taill e d une telle chaudi re a rapidement fait voluer notre point de vue nous devions pouvoir mod liser un l ment quelconque d un changeur triphasique mono tubulaire Nous avons d velopp un mod le pour cet l ment triphasique Il porte le nom de FELVAL Il a t con u pour repr senter une nappe ou une partie de nappe de tubes d une chaudi re mono tubulaire Il a t cr suffisamment autonome pour pouvoir identifier en cours de r solution le type d coulement du fluide et de choisir automatiquement les quations de d termination
99. ent spatial n cessaire Elles se distinguent par 3 choses gt Un angle de liaison gt Une longueur quivalente Une hauteur quivalente Dans la chaudi re OTB de CMI que nous tudions il y a 4 types de branches diff rentes gt a 40 L 1 0 36 1 1 36m H 0 175m gt a 65 L 1 0 36 1 1 36 m H 0 175 m gt a 115 L 1 0 36 2 1 72 m H 0 175 0 073 0 248 m gt a 140 L 1 0 36 2 1 72 m H 0 175 0 073 0 248 m Pour avoir une id e plus pr cise de la localisation des pertes de charge dans une chaudi re nous allons prendre l exemple de la chaudi re OTB de CMI Cette chaudi re est compos e d un ECOVAPO de 36 nappes 2 18 passes et dun SUPERHEATER de 6 nappes 2 3 passes On compte 13 tubes par nappe Figure A III 10 Chaudi re OTB de CMI A 111 28 Figure A 111 10 Chaudi re OTB de CMI ECOVAPO LEP QE SE AE RET NY KV SQ KV SUPERHEATER L eau arrive au point A Figure A Ill 11 superstructure de la chaudi re OTB de CMI pour le calcul des pertes de charge a 75 C et 183 bar et ressort sous forme de vapeur surchauff e en L a 505 C et 181 bar La r partition des pertes de charges est pr sent e dans la tableau suivant Figure A Ill 11 superstructure de la chaudi re OTB de CMI pour le calcul des pertes de cha
100. entre la fraction volumique de vapeur et la fraction massique de vapeur selon la m thode employ e 80 00 70 00 60 00 50 00 40 00 30 00 20 00 10 00 0 00 T 20 40 60 80 100 d levy d beta levy d htfs x d rouhaniG50 e d rouhaniG100 gt d rouhaniG500 A111 14 4 1 1 5 La perte de charge de friction Ap La perte de charge par friction est la composante la plus compliqu e mais aussi la plus importante de la perte de charge dans un tube Plusieurs m thodes peuvent tre utilis es la m thode homog ne m thode simple recommand e lorsque la fraction vapeur ainsi que la pression sont lev es la m thode de Thom m thode ad quate pour de l eau circulant un d bit sup rieur 678 kg m s et une pression sup rieure 17 25 bar et la m thode de Martinelli m thode recommand e pour les syst mes adiabatiques basse pression pour des fluides autres que de l eau 1 Selon la m thode homog ne La densit du fluide di phasique est calcul e en supposant que toutes les phases ont la m me vitesse 1 v l x v x 2 AP f EE avec G en kg m s D 28 Cette m thode est applicable pour des tubes adiabatiques Pour des tubes chauff s il est recommand de diviser le tube en une s rie de courtes sections afin d valuer la perte de charge totale Lorsque la pression dans le
101. er d un mod le adaptant automatiquement le calcul du coefficient de transfert et des pertes de charge au r gime d coulement dans les tubes Pour le calcul des coefficients de transfert dans FELVAL on se basera sur les conditions moyennes dans le tube Notons que ces transitions de r gime introduisent des discontinuit s dans les systemes d quations ce qui en rend la r solution num rique particuli rement d licate V 15 3 Comparaison LMTD NUT Le mod le FELVAL que nous avons d velopp peut utiliser aussi bien lapproche europ enne du AT logarithmique DTLM que l approche am ricaine du nombre d unit s de transfert NUT Contrairement usage classique de ces deux m thodes un grand nombre d changeurs sont calcul s simultan ment ce qui complique fortement la r solution du probl me Les deux m thodes donnent les m mes r sultats mais une diff rence tr s claire appara t au niveau de la vitesse de la convergence Lorsque la bonne m thode d initialisation des variables a t appliqu e DTLM converge beaucoup plus rapidement que NUT tableau V 1 Pour r soudre simultan ment les quations produites par le syst me 2 m thodes de r solution ont t employ es le premier est une version de l optimiseur SQPIP Kyriakopoulou D J 1997 et le second optimiseur est bas sur l algorithme de Han Powell SOL DOG Chen H S and Stadtherr M A 1984 Le tableau V 1 donne la vitesse de r
102. es fluides en contact coefficients de transfert de chaleur et de la conductivit thermique du m tal constituant la s paration entre les fluides Pour chaque changeur le bilan thermique peut s crire Q U A DTLM avec Q la puissance thermique kW A la surface d change m U le coefficient d change global k W m7 K DTLM la diff rence logarithmique de temp rature entre l entr e et la sortie de l changeur Ou encore JA Qi DTLM U A Le premier terme de cette quation est totalement connu puisque les bilans nerg tiques ont t r alis s sur chaque zone identifi e Il reste donc d terminer U pour conna tre la surface d change n cessaire sur chacune des zones 2 2 Le dimensionnement g om trique Les coefficients de transfert de chaleur d pendent non seulement du type de fluide et des conditions op ratoires mais galement de la g om trie de l changeur de chaleur Il sera donc n cessaire de faire une hypoth se sur la g om trie de l changeur pour calculer le coefficient de transfert Cette hypoth se devra tre valid e la fin du calcul Il faudra faire galement une hypoth se sur le nombre d l ments constituant une nappe de l changeur Les changes de chaleur dans la chaudi re tant de type convectif il y a int r t avoir une vitesse de fum es et donc un nombre de Reynolds lev pour obtenir un bon coefficient de transfert Le nomb
103. es instabilit s de d bit pendant la vaporisation Sakagushi Sakagushi T Ozama M et al 1977 d crit les pertes de charge dans des chaudi res supercritiques AV 5 5 Turbines gaz Les turbines gaz font r guli rement partie des cycles combin s Les conditions de sortie des TAG sont les conditions d entr e des chaudi res de r cup ration que nous voulons mod liser Il paraissait d s lors int ressant d en faire un bref inventaire via une recherche bibliographique Le d partement am ricain de l nergie US Department of energy 1998 pr sente les derni res g n rations de TG Heppenstall Heppenstall T 1998 montre comment les CC ont volu pour int grer la technologie des TG Saxena Saxena M N 2000 optimise le dimensionnement des TAG en fonction des conditions op ratoires Khaliq Khaliq A and Kaushik S C 2004 pr sente une m thodologie permettant d valuer les performances des CC avec TAG et resurchauffe Bilgen Bilgen E 2000 pr sente une analyse exerg tique d une TAG dans un CC Carcasci Carcasci C and Ljubicic B 2000 compare deux TAG de la derni re g n ration dans un CC Zhang Zhang N and Cai R 2002 analyse le fonctionnement d une TAG a charge partielle dans un CC Leo Leo T J Perez Grande I et al 2003 propose une nouvelle approche des CC ou toute la puissance des turbines vapeur sert augmenter la puissance de la TG Wang Wang F J and J S 2004 pr sente de nouvell
104. es techniques pour am liorer l efficacit des CC en modifiant la technologie des TG AV 6 R f rences 2002 ESCOA engineering manual fintube technologies Adam E J and Marchetti J L 1999 Dynamic simulation of large boilers with natural recirculation Computers and Chemical Engineeriing 23 1031 1040 ANSI ASME 1981 Gas turbine heat recovery steam generators performance test code PTC4 4 The american society of mechanical engineers Bilgen E 2000 Exergetic and engineering analyses of gas turbine based cogeneration systems Energy 25 1215 1229 Carcasci C and Ljubicic B 2000 Comparison between two gas turbine solutions to increase combined power plant efficiency Energy Conversion amp Management 41 757 773 Casarosa C Donatini F et al 2004 Thermoeconomic optimization of HRSG operating parameters for combined plants Energy 29 389 414 Chawla J M 1993 Pressure drop in flow through evaporator tubes VDI heat atlas D sseldorf Chen H S and Stadtherr M A 1984 On solving large sparse nonlinear equation systems Computers and chemical engineering 8 1 1 7 Colannino J 1993 Prevent Boiler Tube Failures Part1 Fire Side Mechanisms Chemical engineering progress October 33 36 Colannino J 1993 Prevent Boiler Tube Failures Part2 Water Side Mechanisms Chemical engineering progress November 73 76 De S and Biswal S K 2004 Performance improvement of a
105. ge eau vapeur issue du vaporiseur pour s parer les deux phases De plus comme c est expliqu en annexe IV le calcul des coefficients de transfert dans le vaporiseur d une chaudi re circulation assist e est r alis l aide d une corr lation hautement simplifi e ce qui n est pas le cas pour le calcul des FELVAL V 12 Figure V 17 Comparaison des coefficients de transfert entre une chaudi re de type OTB et une chaudi re circulation assist e Chaudi re circulation forc e Chaudi re circulation assist e 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 2 2 2 SURCHAUFFEUR DE L OTB Le surchauffeur de OTB est constitu de 6 nappes de tubes dispos s en quinconce avec 1 tube en parall le Il est mod lis la figure V 20 Les r sultats de la simulation sont pr sent s pour l ensemble de OTB aux figures V 18 et V 19 Figure V 18 R sultats de la simulation de l OTB avec des unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube de l OTB E charge thermique temp rature fum e temp rature eau charge Kcal s ch PAT ab ab A NS 5 O O OS Ai FEE i i i O O O O ELS i d
106. hermal diffusion and piston effect of supercritical water International Journal of Heat and Mass Transfer 45 R f rences 4 Nag P K and De S 1997 Design and operation of heat recovery steam generator with minimum irreversibility Applied Thermal Engineering 17 4 385 391 Najjar Y S H 1997 Comparison of performance for cogeneration systems using single or twin shaft gas turbine engines Applied Thermal Engineering 17 2 113 124 Najjar Y S H 2001 Efficient use of energy by utilising gas turbine combined systems Applied Thermal Engineering 21 407 438 Olsen F A 2000 Heat production units Principles of combined heat and power generation Ong iro A Ugursal V I et al 1996 Modeling of heat recovery steam generator performance Applied Thermal Engineering 17 5 427 446 Ould Didi M B Kattan N et al 2003 Prediction of two phase pressure gradients of refrigerants in horizontal tubes International Journal of Refrigeration 25 925 947 Perry R H and Green D W 1999 Perry Chemical Engineers handbook seventh edition Reddy B V Ramkiran G et al 2002 Second law analysis of a waste heat recovery steam generator International Journal of Heat and Mass Transfer 45 1807 1814 Rizhu Li and Huaiming Ju 2002 Structural design and two phase flow stability test for the steam generator Nuclear Engineering and Design 218 179 187 Robinson J O 1993 Clean Boiler Systems Chemicall
107. ic thermo conomique des CC en y int grant l effet du disfonctionnement d un composant Valero Valero A Lerch F et al 2002 applique ce nouveau concept l analyse d un CC Escucha Espagne De De S and Biswal S K 2004 montre comment l utilisation de plusieurs niveaux de pression de vapeur am liore les performances d un CC Marrero Marrero 1 O Lefsaker A M et al 2002 analyse et optimise un CC a 3 niveaux de pression Franco analyse les principales strat gies commun ment cit es dans la litt rature pour atteindre une efficacit de 60 dans les CC Shinada Shinada O Yamada A et al 2002 pr sente les d veloppements de la technologie de gaz ification int gr e du charbon au Japon tandis que Zaporowski Zaporowski 2003 parle de l influence de la technologie de gaz ification du charbon sur les performances d un CC Franco Franco A and Giannini N 2005 analyse des CC utilisant de la biomasse comme source d nergie Najjar Najjar Y S H 2001 montre l int r t d int grer des turbines a gaz TAG dans un CC Harvey Harvey S Carcasci C et al 2000 discute de l influence du type de TAG sur l efficacit du CC Deschamps Deschamps P J 1998 analyse les changements de configuration aussi bien des chaudi res de r cup ration que des cycles vapeur pour s adapter aux nouvelles technologies de TG Kim Kim T S Park H J et al 2001 mod lise le comportement transitoire d un cycle combin a deux niveaux d
108. intes Solutions Dans le cadre de cette th se il nous tait demand de pouvoir mod liser le comportement des chaudi res circulation forc e construites par CMI Nous avons donc commenc par traiter les mesures disponibles au moyen d un logiciel de validation et mis au point des mod les math matiques pour g n rer des r sultats La n cessit de pouvoir mod liser toute une s rie de variantes a mis rapidement en vidence la n cessit d int grer directement Toun de validation au module d velopp De plus l tape pr liminaire la construction de toute chaudi re tant le design de celle ci il nous a paru vident qu une strat gie de design devait tre int gr e l ensemble L analyse des solutions a mis en vidence que les r sultats obtenus taient non seulement int ressants pour les chaudi res circulation forc e mais pourraient tre g n ralis s d autres types de chaudi res Le module de calcul a donc t une nouvelle fois am lior afin de pouvoir convenir tous les types de chaudi res verticales I1 5 Nous voyons donc clairement appara tre la n cessit de disposer d un mod le polyvalent combin un logiciel commercial de validation des mesures Cette th se s articule autour de la cr ation d une unit permettant le calcul de n importe quelle partie de tube l int rieur d un changeur d une chaudi re de r cup ration Ses caract ristiques seront d crites e
109. ion automatique des FELVAL ainsi que de leurs connexions a t d velopp e Cette unit porte le nom de SUFVAL Comme nous le verrons dans un prochain chapitre cette unit permet galement de r aliser le dimensionnement d changeurs de chaleur isol s ou d une chaudi re circulation forc e un niveau de pression SUFVAL demande l utilisateur les caract ristiques des FELVAL cr er longueur et diam tre des tubes type et densit des ailettes nombre de tubes en parall le mat riau utiliser nombre d l ments dans une nappe nombre de nappes Il faut remarquer que tous les FELVAL cr s seront identiques ce qui est coh rent puisqu ils feront partie du m me changeur de chaleur L utilisateur pourra cependant acc der l interface graphique pour effectuer des changements si cela s av re n cessaire ult rieurement Pour cr er une chaudi re compl te plusieurs unit s SUFVAL devront donc tre utilis es L utilisateur doit donc d finir l avance en combien de cellules il souhaite d composer chaque nappe de tubes Tous ces param tres sont contenus dans une unit SUFVAL qui cr e automatiquement les unit s de type FELVAL ainsi que les liaisons entre ces unit s Le nom des unit s FELVAL ainsi cr es de m me que le nom des connexions entre ces unit s sont fix s par le programme Une unit SUFVAL est identifi e par un nom de 4 caract res L unit FELVAL portera un nom 7 lettres et ou chiffre
110. ion de la chaudi re 1 Minimiser les surfaces d change La surface d change n cessaire est calcul e lors du dimensionnement de la chaudi re Cette surface doit tre minimale sans p naliser le rendement de la turbine gaz en augmentant la perte de charge c t fum e tout en g n rant les d bits de vapeur requis et en assurant une temp rature de surchauffe de la vapeur optimale correspondant la temp rature optimale d entr e dans la turbine vapeur 2 Choisir les mat riaux les mieux adapt s aux gammes de temp ratures et de pressions rencontr es Des mod les de simulation sont utilis s pour d terminer les conditions op ratoires dans la chaudi re de r cup ration et d terminer les points chauds Les mat riaux sont choisis en tenant compte du r sultat de ces mod les dans toutes les situations envisag es par le client diff rentes allures 3 Choisir au mieux les marges de s curit Lorsqu une nouvelle chaudi re est livr e son fonctionnement charge nominale correspondant g n ralement au rendement maximum de la turbine gaz ainsi qu diverses charges partielles doit tre garanti Le fabricant va prendre des marges de s curit sur la construction de la chaudi re de mani re toujours tre certain que les performances garanties seront respect es Pour ma triser le co t de fabrication d une chaudi re de r cup ration il est donc n cessaire de calculer de mani re la plus
111. ire les pertes en ins rant la production d une nouvelle quantit de vapeur sous la temp rature de saturation de la vapeur HP Cette vapeur doit donc tre une pression inf rieure et peut tre surchauff e jusque TTT 5 2 Chaudi re 2P 180 bar et 15 bar L ajout d un second niveau de pression permet de diminuer la temp rature des fum es la chemin e 100 C la temp rature la chemin e ne peut pas tre trop basse pour viter tout risque de condensation acide source de d gradation dans la chemin e On voit qu un second point de pincement appara t au vaporiseur BP Eau 15 bar T C tat H kJ kg S kJ K kg 15 liquide 64 41 0 22424 Fum e 198 liquide 844 71 2 31466 TC H kJ kg S KJ K kg 198 vapeur 2790 99 6 443 100 76 46 0 45039 330 vapeur 3104 39 7 03233 600 622 76 1 3688 En gardant une production de vapeur HP de 1kg ainsi qu une quantit de fum e de 6 69 kg on peut produire 0 114 kg de vapeur BP suppl mentaire En fixant toujours To 288 15 K on peut calculer l exergie gt pour la fum e E AH T AS 1885 4 kJ gt pour l eau E 1536 8 kJ HP 123 2 kJ BP 1660 kJ On en d duit la perte d exergie due l irr versibilit de l change AE E E 225 4 kJ soit 11 95 de El Figure l 9 Chaudi re a 2 niveaux de pression 1500 2000 2500 Variation d enthalpie KW 1 9 Figure 1 10 volution de la temp rature de l eau dans la chau
112. ire leurs missions de gaz effet de serre Puisque la consommation lectrique cro t le parc lectrique va devoir tre agrandi En Belgique il va peut tre falloir remplacer les centrales nucl aires qui devraient tre progressivement arr t es l horizon 2015 Pour des raisons essentiellement conomiques les cycles pr sentant les meilleurs rendements seront choisis Il s agit des cycles TGV pour la production centralis e d lectricit tandis que la cog n ration appara t comme une solution alternative conomiquement int ressante la production centralis e pourvu bien entendu qu existent des besoins de chaleur proximit La production d lectricit partir des nergies renouvelables serait cologiquement plus int ressante mais elles ne peuvent en aucun cas assurer la production de base de l lectricit en Belgique Afin de r duire les missions de gaz effet de serre les centrales thermiques classiques au charbon grandes productrices de ce type de gaz devront tre adapt es La d pollution pouss e des fum es est une solution fort co teuse Le repowering ou le remplacement des centrales par des TGV pourraient tre envisag mais ces solutions impliquent une modification du combustible ce qui n est pas toujours possible La centrale IGCC est une centrale cycle combin qui au lieu de br ler du gaz naturel br le du gaz de synth se CO H2 Celui ci est obtenu a partir de la gaz ification
113. iser et tr s efficace V 17 Chapitre VI Design des chaudi res 1 Dimensionnement d une chaudi re de r cup ration a circulation assist e Lors du dimensionnement d une chaudi re les donn es initiales sont les performances r aliser temp rature pression et d bit de vapeur ainsi que les caract ristiques des fum es temp rature et composition On conna t galement la perte de charge maximale admissible c t fum e dpfmax et c t vapeur dpvmax ainsi que le nombre d changeurs n cessaires Nech qui aura t d termin par une optimisation pr alable du cycle combin Il faut remarquer que cet optimum ne correspondra pas n cessairement l optimum nerg tique si celui ci est r alis grace l imbrication des changeurs entre eux car l exp rience a montr qu il est in fine plus rentable de garder les changeurs ind pendants les uns des autres On se fixera galement la longueur et le diam tre des tubes dans la chaudi re Dans un premier temps on va r aliser un bilan thermique g n ral afin de d terminer si une postcombustion est n cessaire Si tel est le cas on se donnera un point de pincement minimum aux vaporiseurs afin de d terminer le d bit de postcombustion minimum On pourra alors recalculer les propri t s de la fum e apr s postcombustion et faire un bilan thermique sur chaque changeur Q d bit H H 6 1 On sait galement que pour un changeur de
114. l fallait galement disposer d un outil qui nous permette de v rifier que sur l intervalle choisi les valeurs moyennes entre l entr e et la sortie de l intervalle taient suffisamment repr sentatives de l change de chaleur que nous voulions mod liser Il fallait donc disposer d un outil qui puisse son tour mod liser le tube d un changeur mono tubulaire l aide d un nombre suffisant d intervalles La finalit de cette th se avait volu Nous devions pouvoir mod liser un l ment tri phasique quelconque d un changeur mono tubulaire Pourquoi tri phasique Car l eau circulant dans le tube pouvait tre aussi bien liquide que vapeur en cours de vaporisation ou super critique Pourquoi quelconque Car la longueur de l l ment n est pas fix e a priori Si sa longueur maximale correspond la longueur d un tube sa longueur minimale d pendra uniquement de ce que veut repr senter l utilisateur Le module nomm FELVAL a donc t d velopp Il a t cr suffisamment autonome pour pouvoir choisir en cours de r solution les quations de d termination des coefficients d change de chaleur et de pertes de charge adapt s aux conditions moyennes de l eau sur l intervalle choisi Cependant cette souplesse de conception a un prix comme l tat thermodynamique de l eau n est pas connu priori pour chaque l ment de tube et qu il peut donc varier en cours de r solu
115. le liquide est toujours satur l entr e du vaporiseur FELVAL ne fait pas ce type d hypoth se et va pouvoir tre utilis pour mod liser les tubes du vaporiseur en les d coupant en autant de sections que n cessaire pour avoir une bonne id e de l volution des temp ratures et des pressions le long du tube ce qui est particuli rement important puisque le point de pincement des chaudi res de r cup ration se situe toujours au niveau du vaporiseur Actuellement le mod le FELVAL est utilis au cours de la r alisation des commandes de nouvelles chaudi res verticales au sein de la soci t CMI I1 6 Chapitre III Etude de la coh rence des chaudi res 1 La validation des mesures Sur un proc d industriel des capteurs de mesure sont install s des endroits strat giques alimentation production afin d aider la conduite de l installation Ces mesures d usine ainsi que les analyses faites en laboratoire ne sont jamais sans erreur M me l installation et l entretien soigneux du mat riel ne peuvent pas compl tement liminer toute incertitude L ensemble de ces erreurs aussi minimes soient elles ne permettent pas d tablir un bilan coh rent d une installation L id e de base de la validation Heyen G Kalitventzeff B et al 2006 est de corriger chaque mesure aussi peu que possible afin de v rifier toute une s rie de contraintes bilan de mati re d nergie quilibre de phase etc
116. le plan nerg tique uniquement si la chaleur produite est utilis e bon escient Si on ne valorise pas la chaleur produite par une installation de cog n ration on obtient une unit de production d lectricit avec un rendement inf rieur celui des centrales TGV actuelles En cog n ration la chaudi re de r cup ration est l interface entre la turbine gaz et le Figure 1 14 Exemple de cog n ration CHAUDI RE de r cup ration A DEGAZEUR alimentaires Applications industrielles 1 13 consommateur de chaleur Un cycle combin dont on soutire une partie de la Vapeur de la turbine vapeur peut aussi tre consid r comme de la cog n ration on parlera galement de production combin e chaleur force Dans ce cas la turbine vapeur sera contre pression car la vapeur la sortie de la turbine n est pas condens e mais d vi e vers un r seau vapeur en vue d application thermique industrielle ou urbaine chauffage urbain voir Figure l 13 Auparavant on pouvait galement rencontrer ces unit s de chauffage urbain sans TAG par exemple dans l unit qui tait exploit e par INTERVAPEUR Verviers 7 3 Le repowering Le repowering se pr sente comme une mani re efficace d am liorer les performances d une centrale classique existante cycle a vapeur seul en y greffant un cycle gaz On obtient donc un cycle combin TGV dont le rendement est bie
117. le type d coulement laminaire ou turbulent 1 3 Brand C D a Le nombre de Prandl est un rapport de propri t s du fluide 1 4 Colburn h f j Pr AIL4 Fer To AII 4 Tout comme le Nusselt le Colburn est un nombre sans dimension du coefficient de transfert de chaleur 1 5 Froude 2 w P AILS 8 le nombre de Froude peut tre interpr t comme un rapport de linertie sur la gravit Il appara t dans des quations de mouvement soumis au champ de gravit et dans des coulements multi phasiques avec dimension caract ristique elle varie selon le type de probl me tudi f facteur de friction A II 2 2 Ecoulement diphasique dans un tube fraction s che et rapport des d bits massiques Le d bit massique total est la somme des d bits massiques des phases M M M AIL 6 La fraction s che est le rapport du d bit massique de la phase gazeuse au d bit massique total x AIL 7 La fraction humide est le rapport du d bit massique de la phase liquide au d bit massique total eyes AIX T AIL8 Les flux massiques doivent galement tre d finis M M M G G G AIL9 Ze A A Ge 3 Le rapport des vitesses la vitesse de glissement et la vitesse de d rive Le rapport des vitesses moyennes des phases UG K AII 10 u La vitesse de glissement est la diff rence de vitesses entre les phases Up Ug Hi AIL11 la vitesse de d rive est la diff
118. les diff rents canaux et la r partition des d bits de vapeur dans les tubes en parall les id alement ces distributions doivent tre homog nes Ces simulations d taill es apportent une meilleure ma trise des param tres de design et une r duction des incertitudes ce qui permet de limiter les marges de s curit que les chaudi ristes s imposent et donc de r duire les co ts de fabrication des chaudi res Comme les modules SUFVAL et FELVAL sont int gr s dans un logiciel g n ral qui permet aussi bien la validation des mesures que la simulation du proc d et l valuation de ses performances Tout ainsi d velopp est utilisable toutes les tapes du cycle de d veloppement d une chaudi re calculs pr liminaires et premiers bilans dimensionnement thermique d taill des changeurs analyse de mesures r alis es sur un quipement existant tests de r ception d une nouvelle chaudi re aide au diagnostic en cas de probl me En conclusion nous pensons que les objectifs qui taient fix s l origine de cette th se ont t pleinement remplis voire d pass s Ce travail acad mique d bouche galement sur des applications pratiques directes puisque les modules FELVAL et SUFVAL sont r guli rement utilis s dans le bureau de conception du d partement chaudi re de la soci t CMI Il reste pourtant des zones explorer Toute cette th se s articule autour de la mod lisation de chaudi res mono tubulaires
119. les flux sont crois s Le facteur de correction relatif a ce cas est donn dans l annexe IV II faut cependant remarquer que FELVAL est un cas particulier puisque le flux de fum e ne pourra jamais croiser qu un seul tube dans le sens de l coulement Tcs Tfe Tfs Ms Tce Me On peut faire l hypoth se que le tube d eau change avec un fluide homog ne dont la e T T temp rature est la temp rature moyenne des fum es T De On peut d s lors r crire 4 16 tel que IV 10 A A Ai S aA 4 17 m 4 In At Avec At T moy Tts et At T moy T fe Pour le calcul de FELVAL il n est plus n cessaire de recalculer un facteur de correction du DTLM puisque celui ci ne s applique qu en correction au contre courant parfait ce qui n est plus le cas du nouveau DTLM propre FELVAL 2 4 Calcul de AP La perte de charge c t fum e est calcul e par la m thode ESCOA 2002 parfaitement adapt e aux faisceaux de tubes des chaudi res Elle est d crite en annexe Ill Alll 17 18 et 19 La perte de charge l int rieur des tubes est tout comme le coefficient de transfert plus difficile valuer car elle va d pendre de l tat du fluide en coulement Pour un coulement monophasique l utilisateur de FELVAL peut choisir une des m thodes classique d crite en annexe Ill Pour la phase de vaporisation par contre il a fallu tenir compte du fait que dans une chaudi re circulation forc
120. les tubes sont en ligne on a logiquement ntp npass 1 nrow Si les tubes sont en quinconce on a ntp 2 npass C est pourquoi quand il y a autant de rang es que de passes le nombre de tubes en parall le est de 0 5 lorsque les tubes sont arrang s en quinconce gt l cartement des tubes dans le sens de l coulement des fum es d fini comme le pas longitudinal PL gt l cartement des tubes dans le sens perpendiculaire l coulement des fum es d fini comme le pas transversal PT gt le diam tre l paisseur et la longueur des tubes ainsi que le type de m tal utilis gt le nombre d ailettes par m tre de tube ainsi que le type le diam tre et l paisseur de celles ci 1 11 7 Utilisation industrielle 7 1 Le cycle TGV Aujourd hui les nouvelles centrales pour la production d lectricit sont fr quemment de type TGV cycle combin ou centrale turbine gaz vapeur Ce sont des cycles qui comme leur nom l indique combinent une turbine gaz avec une turbine vapeur condensation La temp rature lev e des fum es la sortie de la turbine gaz permet de vaporiser et surchauffer l eau entrant dans le cycle vapeur La chaudi re de r cup ration constitue physiquement l interface entre la turbine a gaz et la turbine vapeur Chaque chaudi re est unique Elle est directement tributaire des performances et contraintes de le TAG ainsi que du cycle vapeur choisi par les c
121. lis es Les m thodes les plus courantes sont reprises en annexe IV hi le coefficient d change interne est le plus d licat valuer Il faut tout d abord tester l tat de l eau dans le tube liquide vapeur biphasique ou supercritique Si l eau est en cours de vaporisation il faut galement d terminer le type d coulement dans le tube bulles intermittent annulaire stratifi lisse ou stratifi vagues A chacun de ces tats correspond un coefficient de transfert interne Pour les coulements monophasiques la corr lation de Gnielinski AIV 16 est utilis Pour les coulements biphasiques les quations d crites dans le VDI AIV 18 et AIV 19 sont utilis es ainsi que les r ductions correspondant au type d coulement Les quations pour les coulements supercritiques sont galement reprises en annexe IV AIV 26 2 2 CalculdeA Le calcul des diff rentes surfaces de r f rence autour d un tube ailett est enti rement d crit en annexe I 2 3 Calcul de DTLM Nous montrons en annexe IV que le bilan de chaleur sur une fraction l mentaire d un changeur contre courant peut s crire dQ me Cp dT m Cp dT U dS T T 4 6 Si nous faisons l hypoth se que W m Cp et W m Cp Nous pouvons nous servir de 4 6 pour crire aT aT E dO 4 7 W W Et en rempla ant dQ par sa valeur dans 4 6 on obtient IV 8 Figure IV 9 volution des temp ratures le long
122. logy for intelligent Manufacturing in Computer Aided Process Engineering Puigjaner L and Heyen G Wiley VCH Hogge M 1995 Introduction aux transferts de chaleur Li ge Belgique Horwitz B A 1999 Process Design Through the Looking Glass Chemical engineering progress october 69 73 Huchler L A 1998 Select the Best Boiler Water Chemical Treatment Program Chemical engineering progress August 45 50 Idel cik LE 1999 Memento des pertes de charge Kast W 1993 Pressure drop VDI heat atlas Dusseldorf Kast W 1993 Pressure drop in flow through pipes VDI heat atlas Dusseldorf Khaliq A and Kaushik S C 2004 Thermodynamic performance evaluation of combustion gas turbine cogeneration system with reheat Applied Thermal Engineering 24 1785 1795 Khushnood S Khan Z M et al 2004 A review of heat exchanger tube bundle vibrations in two phase cross flow Nuclear Engineering and Design 230 233 251 Kim T S Park H J et al 2001 Characteristics of transient operation of a dual pressure bottoming system for the combined cycle power plant Energy 26 905 918 Kjaer S 2003 Advanced super critical power plant ELSAMPROJEKT Knudsen J G Hottel H C et al 2002 Heat and Mass Transfer Perry 26 33 Koshizuka S Takano N et al 1995 Numerical analysis of deterioration phenomena in heat transfer to supercritical water International Journal of Heat and Mass Transfer 38 1
123. ltats similaires Elles sont compar es plus loin dans ce chapitre Il nous faut galement calculer les pressions des fluides la sortie de l changeur Pri P AP 4 3 Il faut donc galement conna tre les pertes de charge des fluides de part et d autre de la paroi d change L ensemble de ces quations sont r solues simultan ment a l aide d une version de l optimiseur SQPIP d velopp e au LASSC lors d un pr c dent doctorat Kyriakopoulou D J 1997 Une m thode du lagrangien traditionnel qui utilise la m thode dogleg de Powell Chen H S and Stadtherr M A 1984 peut galement tre utilis e lorsque le probleme pos est loin de la solution ce qui quivaut une mauvaise initialisation qui s av re souvent n faste l utilisation de SQPIP Des strat gies d initialisation ont galement t tablies et seront d taill es dans ce chapitre 2 1 Calcul de U Comme il est d taill dans l annexe IV le coefficient de transfert global ramen la surface d change externe des tubes dans une chaudi re peut s crire 1 1 1 e 1 U h pn Cat Ar Ave 1 p Av h SR rA E A re A A o oO 4 4 re Pour connaitre ce coefficient il faut donc tout d abord calculer gt Ne le coefficient de transfert externe par convection h le coefficient de transfert externe par radiation reo la r sistance l encrassement externe Nai le rendement des ailettes k l
124. lusieurs corr lations existent dans la litt rature Elles sont souvent de la forme S Nu a Re Pr amp 2 AIV 10 L Hy pour tenir compte des A de propri t s physiques entre la paroi et le centre du tube Pour un coulement laminaire Re lt 2300 on peut trouver R ap 1 3 0 14 EEN S d H AIV 11 Lid u Dans ce travail la formule de Shah et London est utilis e Nu 3 4 36 1 302 Re Pr AIV 12 Pour un coulement turbulent Re gt 5 10 ou transitoire 2300 lt Re lt 5 10 on peut trouver Colburn Nu 0 023 Ret Pri AIV 13 Dittus Boelter Nu 0 023 Re Pr AIV 14 Sieder amp Tate 0 14 Nu 0 027 Re Pr 4 AIV 15 Hw Dans ce travail la formule de Gnielinski est utilis e AIV 5 __ 8 Re 1000 Pr 1 12 7 8 Pr 1 AIV 16 1 Avec EE S 182108 Re 1 64 3 2 Ecoulement di phasique Dans le cas d un coulement di phasique le coefficient de transfert est tr s lev ll existe plusieurs r gimes de transfert de chaleur gt d but de l bullition nucl e gt bullition nucl e gt bullition transitoire DNB gt bullition en film gt bullition en film avec radiation L bullition nucl e correspond la formation de bulles qui se d gagent rapidement de la paroi Dans ce cas le refroidissement de la paroi int rieure par convection est bon C est le r gime d vaporation recherch
125. m thode du lagrangien traditionnel SOLDOG qui utilise la m thode dogleg de Powell peut galement tre utilis e Chen H S and Stadtherr M A 1984 La description de l installation se fait au travers d une interface graphique VALIMODELLER On y d finit galement les m thodes thermodynamiques souhait es pour l estimation des propri t s thermodynamiques et de transport des m langes rencontr s ainsi que les flux de mati re de chaleur ou de puissance reliant les appareils entre eux les entr e et sortie du syst me et les mesures dont on dispose L interface VALIMODELLER permet de d finir et de modifier l ensemble de ces informations et de les ranger dans la base de donn es du proc d Le logiciel VALI permet galement comme nous le verrons dans un prochain chapitre de r aliser des simulations de proc d s Il s agit donc d un outil performant qui utilise des m thodes de r solution longuement prouv es ainsi que des bases de donn es thermodynamiques tr s compl tes C est dans un souci de coh rence que les modules FELVAL et SUFVAL d velopp s dans cette th se ont t int gr s au logiciel VALI Cela permet l utilisateur d voluer dans un cadre connu interface VALIMODELLER Les donn es coh rentes issues de la validation peuvent tre fournies directement aux nouveaux modules Le mod le thermodynamique sp cifique l eau utilis dans le cadre de ce travail IAPWS Wagner W 1998 a t ajout
126. ment ext rieur encrassement int rieur convection radiation arrangement des tubes en ligne arrangement des tubes en quinconce laminaire turbulent i Table des mati res SUMMARY EE EEE E E Re ee e ne eebe E ETEA E 1 OBJECTIFS M O DE geet Ee EES EE Se 1 ORGANISATION DU TRAV ATI 25 reset nesscepscnocssencesussgenas dE 4 CHAPITRE I LES CHAUDI RES nnnnnnnenenenenenenenenenenenenenenenennse INTRODUCTION nn nent EE eebe 1 2 LES CHAUDIERES A CIRCULATION NATURELLE ccccccessssssccesssecssscessecsaccesssecsuecesssecsuscsssecusceessecssseseseeessseseees 1 3 LES CHAUDI RES CIRCULATION ASSIST E ccccccssscessssesseceessecsseceessecsuscesssecsuecessscsuscsssscsusceessecsaseeeseecsasesesees 1 5 LES CHAUDIERES CIRCULATION FORC E cccccccsssssscesssecsscccsssecssecesssecsuccesssecuscesssecsusccssscusceessecssseeestsensseeesees 1 6 LES CHAUDIERES DANS UN CYCLE TGV sssessssssesssessresseeeressrestesttsstts stts ttts ttet testte stres testes s esseen renere reestas renerne L7 Chaudi re TP H80 b r EE LS Chaudi re 2P 180 bar et 15 bor 1 9 G OM TRIE D UNE CHAUDI RE DE R CUP RATION VERTICALE ccccsssssscssssesssecessseeseecessccssecesseesecessesesseeeees 1 10 UTILISATION INDUSTRIELLE deeg Eed N ER RR R TE I ler e seront tn dede rotin stars de 1 12 Lecyele Ee 1 12 EE L13 EE 1 14 CAPACIT S DU MARCH AE AE ne nt ne AR ee nn ee See 1 15 CHAPITRE II POSITION DU PROBL ME sccsccsscsccssesccssescesses
127. n d tail dans une autre partie de ce travail Cette unit a t cr e l int rieur du logiciel de validation VALI Belsim sa et porte le nom de FELVAL De mani re simplifier au maximum l utilisation de ce nouveau mod le nous avons galement cr un super mod le qui automatise la cr ation des diff rentes unit s FELVAL n cessaires la repr sentation compl te des diff rentes nappes qui composent un changeur de chaleur dans une chaudi re de r cup ration ainsi que la cr ation des connexions n cessaires pour lier les diff rentes unit s entre elles Ce super mod le porte le nom de SUFVAL 4 Utilit d une unit de type FELVAL au sein d un bureau de conception Le grand avantage de FELVAL par rapport aux outils disponibles sur le march concerne sa souplesse d utilisation n importe quelle section d un l ment de la chaudi re peut tre mod lis e ce qui permet l utilisateur de v rifier l tat des fluides en pr sence en tout point de la chaudi re Cette propri t est particuli rement int ressante lors de la mod lisation des surchauffeurs et resurchauffeurs probl me des points chauds Il permet au bureau de conception de visualiser l volution de la diff rence de temp rature entre les fluides en tout point de l changeur et d ainsi choisir la temp rature de design en fonction du tube le plus chaud Lorsqu il y a une postcombustion l changeur le plus proche du br leur v
128. n avec un minimum d irr versibilit s Subrahmanyam Subrahmanyam N Rajaram S et al 1995 d crit les caract ristiques des chaudi res de r cup ration dans un cycle combin CC Ong lro Ong iro A Ugursal V I et al 1996 d veloppe une m thode num rique pour simuler les performances d une chaudi re de r cup ration dans un CC Liszka Liszka M Manfrida G et al 2003 optimise la distribution des surfaces d change d une chaudi re de r cup ration lors d un repowering en vue d optimiser lefficacit de l ensemble du CC Kjaer Kjaer S 2003 pr sente l exp rience danoise des chaudi res super critiques et Duffy Duffy T 1996 pr sente un prototype am ricain de chaudi re horizontale a circulation forc e super critique Eitelberg Eitelberg E and E 2004 explique le principe du contr le d une chaudi re a circulation forc e pendant la phase de d marrage Wojs Wojs K and Szulc P 2004 analyse les possibilit s d instabilit dans une chaudi re a circulation forc e tubes verticaux tandis que Khushnood Khushnood S Khan Z M et al 2004 d finit les causes de vibration dans les nappes de tubes pendant les changements de phase Ganapathy Ganapathy V 2000 revient sur l origine de la vibration des tubes dans une chaudi re Il met en vidence l exp rience du chaudi riste qui est indispensable ainsi que le fait que les tubes ailett s pr sentent moins de probl me que les tubes nus Xu Xu L
129. n plus lev que le rendement d une centrale classique tout en profitant des installations existantes turbine a vapeur condenseur tour de refroidissement Le co t du repowering est donc mod r compar au co t d une installation TGV neuve Lors d un repowering la chaudi re combustion est remplac e par une chaudi re de r cup ration puisqu il s agit d utiliser l enthalpie disponible la sortie de la turbine gaz en lieu et place du g n rateur de vapeur Figure 1 15 Exemple de repowering CHAUDI RE combustion g n rateur de vapeur DEGAZEUR OO OO eme alimentaires CYCLE VAPEUR CONDENSEUR pompes d extraction Certains sch mas envisagent d utiliser l effluent d une TAG comme comburant pr chauff pour une chaudi re combustion classique qui devient alors une unit de postcombustion Cette alternative ne permet plus d utiliser de pr chauffeur d air Elle se compl te bien par une installation de chauffage urbain o la chaleur bas potentiel qui serait utilis e par le pr chauffeur d air classique peut tre employ e pour le production d eau chaude 1 14 8 Capacit s du march Deux param tres importants interviennent dans le march des chaudi res de r cup ration la consommation lectrique augmente les accords de Kyoto qui engagent les pays signataires r du
130. n recommence le calcul Il faut remarquer que dans une chaudi re de r cup ration on cherchera obtenir le m me nombre d l ments sur chaque nappe de tube c est pourquoi la modification du nombre d l ments se fait sur la chaudi re enti re et non sur chaque changeur s par ment VI 3 Figure VI 1 Proc dure de dimensionnement d une chaudi re Pour chaque changeur Q i d bit i Hvs i Hve i dtim i UA i Q i dtlm i Nelem hypoth se nombre d l ments dans une nappe i 1 Nech Pour chaque changeur Ntp i 0 nombre de tubes en parall le Nfm hypoth se nombre d ailettes par m tre de tube Non Nfm nfm 5 U i Anappe A i AU i U i Nrow i int A i Anappe Oui Nelem nelem 1 A i nrow i Anappe Dpv i gt dpvmax i Dpf i Next i Dpftot gt dpf i _ _ _ rr Dptobedpimex anses r sultats VI 4 2 Dimensionnement d une chaudi re circulation forc e Une unit sp cialement destin e au dimensionnement des diff rents l ments d une chaudi re circulation forc e et un niveau de pression a t d velopp e sur la base de l analyse du contenu nerg tique des fum es Cette unit porte le nom de SUFVAL Le dimensionnement se fait en plusieurs tapes On d termine tout d abord les d
131. nce de ces plaques canalise la fum e la fum e entr e dans un canal ne pourra plus se m langer la fum e entr e dans un autre canal On observe donc une distribution non homog ne de la temp rature sur une m me nappe Pour la chaudi re d Ankara il y 8 plaques tubulaires distantes de 2 9m 7 canaux de fum e sont donc pr sents Nous allons mod liser le comportement de la fum e dans ces canaux en divisant les nappes de tubes en 7 cellules avec 1 FELVAL par cellule L unit SUFVAL SHP1 g n re nouveau toute la structure n cessaire ainsi que les connexions La mod lisation r sultante est pr sent e la Figure V 12 Figure V 12 Mod lisation du surchauffeur SHP1 d Ankara au moyen des unit s FELVAL division des tubes en 7 cellules is m frs EU i MHP 101G Figure V 13 R sultats par nappe de la simulation de SHP1 avec 7 cellules d unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube du surchauffeur SHP1 d ANKARA LOAD 2 FUMES IN WATER OUT Stet charge kW nom du FELVAL On peut ainsi suivre l volution de la temp rature de la fum e et de l eau l entr e de chaque nappe du surchauffeur voir Figure V 13 On peut au contraire choisir de visualiser l volution des temp ratures l int rieur d un canal de fum e voir Figure V 14 On peut ain
132. ncipale par unit de longueur de tube m2 m Apo Ap II do fn tf Superficie ext rieure secondaire ou ailett e m2 m gt Siona une ailette pleine Ato II fn 2 fh do fh tf d gt Siona une ailette crant e Afo I1 fn 2 uf do tuf dot uf 2 fh 2 uf ws tf ws tf ws Surface projet e du tube ailettes par unit de longueur de tube m2 m Ac do 2 fh tf fn Largeur du faisceau de tubes m A 1 2 gt Si on a une ailette pleine Wb nelem 1 Pt df 2 0 001 gt Sion a une ailette crant e Wb nelem 0 5 Pt df 2 0 001 Superficie ext rieure totale par unit de longueur de tube m2 m Ac ApotAio Secteur en coupe du conduit d coulement enfermant le faisceau m2 Aa Wb L Secteur libre net dans une rang e de tubes m2 An Ag Ac L nelem Superficie ext rieure totale d un tube m2 At L Ao Superficie ext rieure totale d une rang e m2 Au neiem Superficie ext rieure totale du faisceau m2 A An nrow A 1 3 Annexe Il Quelques d finitions 1 Les principaux nombres sans dimension 1 1 Nusselt al Nu Fe AI 1 Le Nusselt est le nombre sans dimension qui compare le coefficient de transfert de chaleur convectif au transfert par conduction au travers d une couche d paisseur et de conductivit thermique 1 2 Reynolds E ONE AIL2 v n Le nombre de Reynolds peut tre interpr t comme le rapport de linertie sur les forces de friction Sa valeur donne une indication sur
133. ngeur quivalent du cas 5 T4 m4 ap T6 d information des mesures r colt es C est le cas 5 o les deux changeurs ont t remplac s par un changeur quivalent La temp rature T n tait plus accessible mais pour JA pouvoir tout de m me calculer Ts le mod le a t simplifi Figure III 2 mais on n a plus acc s aux temp ratures interm diaires T gt et Ts 3 Avantages de la validation gt Lors de la conception d un proc d on peut utiliser la validation pour d terminer un sch ma de mesures optimal c est dire un sch ma de mesures permettant de calculer les variables cl s du syst me avec une pr cision voulue gt La validation permet une d tection pr coce des pannes tout en permettant une fr quence r duite des talonnages ainsi que des analyses de routine uniquement lorsqu une d viation est constat e gt Des indicateurs de performance tels que des facteurs d encrassement peuvent tre rendus directement accessibles ce qui permet un meilleur suivi du proc d De plus puisque l tat du proc d est parfaitement connu celui ci peut tre conduit plus pr s des limites tout en restant parfaitement s r gt Des bilans pr cis et coh rents des mati res premi res utilis es ainsi que des produits obtenus sont fort utiles pour les op rations de comptabilit ou de planning gt Les sch mas de validation peuvent galement servir de base en recher
134. nne Um par Q U S AUT A lorsque la vitesse U varie sur la surface consid r e La loi de conservation d un fluide en mouvement s crit Apu Aw Aw D E E E Z 3 o AIILS O u v w sont les composantes de la vitesse U suivant les axes ox oy et oz 1 4 Ecoulement des fluides Pour l tude de coulement permanent des fluides il convient de diff rencier les fluides parfaits des fluides r els 1 5 Ecoulement permanent des fluides parfaits La loi de conservation de l nergie du fluide quation de Bernoulli s crit entre 2 points 1 et 2 Pi s P2 Us Z 2 2Z 7 H m tres de fluide AIIL 6 Yi 28 2 28 avec y p g A IIl 2 1 6 coulement permanent des fluides r els Dans le cas de fluides r els en mouvement il est n cessaire de pr ciser la notion de viscosit qui se traduit par l existence de tensions tangentielles entre filets voisins SE AIIL 7 C Po y d signant la normale aux filets fluides et o u est le coefficient de viscosit dynamique On d finit aussi le coefficient de viscosit cin matique Due AIIL8 p Ces coefficients de viscosit sont fonction de la temp rature et de la pression gaz 1 7 coulement dans une conduite Tout fluide r el en mouvement permanent dans une conduite peut s couler suivant un r gime laminaire ou un r gime turbulent Ces deux types
135. nvection benne seian eissii eier aissi AIV 13 4 2 Coefficient de radiation interne des gaz ss AIV 19 4 3 valuation du rendement de l ailette cccccccccssccssscscscsssscsssscscscsssesscscsssscsesesecscssvacsssecssscsevscseseees AIV 21 4 4 Estimation de la temp rature du tube des temp ratures maximum et moyenne de l ailette AIV 23 5 CALCUL DES PERFORMANCES DES ECHANGEURS DANS UNE CHAUDI RE DE R CUP RATION AIV 25 6 M THODES DE DIMENSIONNEMENT n ssssssseesteseetestestts stess ts teette t treet te Stes Eens EESE EEEE EEEE r Eeee sesse es res AIV 26 6 1 L cart de temp rature logarithmique moyen ss AIV 26 Table des mati res 3 6 2 Le nombre d unit s de transfert ss AIV 27 ANNEXE V TUDE BIBLIOGRAPHIQUE esssssssisscssscssisssscssssccscsssscssesccsosssessssassncsssoteccsoccssassbecssosscacisoesses 1 CHAUDI RES DE R CUP RATION snoren eeo e e a R E a E O E E oa AV 2 2 CYCLES COMBINES ee ces en Ee Ee Binet e ce A Ee SS AV 3 3 TRANSFERT DE CHALEUR Xe Me dee tee et den Te EE AT ota GRE se een AV 4 4 PERTES DE CHARGE ee Eeer A SORE aa e Ee ERIE a Soa AV 5 5 TURBINES As GAZ rene odode eos eet EE oh ae lo Ge Sat Sac See ae es AIR dae Baek a E eae a AV 6 Table des mati res 4 Chapitre I Les chaudi res Chaudi re n f Organe de chauffage d un liquide transporteur de chaleur ou de production de vapeur nerg tique 1 Introduction Il existe deux grands groupes de chaudi
136. on Gorenflo D Schreder J J et al 1993 et de transfert thermique en milieu bi phasique Steiner D 1993 Enfin on pourra s attarder sur certains probl mes particuliers de transfert de chaleur Gaddis E S Vogelpohl A et al 1993 Masuda Masuda Y Aizawa T et al 2002 essaye de calculer le coefficient de transfert autour du point critique Squarer Squarer D Schulenberg T et al 2003 met en vidence la difficult de calculer le coefficient de transfert autour de ce point critique Koshizuka Koshizuka S Takano N et al 1995 explique le ph nom ne de d t rioration du coefficient de transfert autour du point critique Griem Griem H 1996 d crit une corr lation de transfert de chaleur valable autour et apr s le point critique L utilisation de tube ailett s dispos s en quinconce plut t qu en ligne est mis en vidence par Weierman Weierman C Taborek J et al 1978 qui montre que 7 nappes de tubes en ligne ont la m me efficacit thermique que 4 nappes de tubes en quinconce pour une perte de charge peu pr s quivalente A V 4 4 Pertes de charge Les corr lations de perte de charge aussi bien l int rieur qu l ext rieur des tubes sont amplement cit es et comment es dans les ouvrages de r f rence que sont le Perry Chemical Engineers handbook Perry R H and Green D W 1999 le memento des pertes de charge d ldel cik Idel cik LE 1999 ainsi que le VDI Heat Atlas
137. on forc e Nous avions tout d abord voulu d velopper une proc dure isol e Il est cependant vite apparu qu il tait plus judicieux de l int grer comme premi re tape facultative au module SUFVAL On pouvait ainsi une fois le dimensionnement achev construire et simuler la chaudi re mono tubulaire avec les modules FELVAL Le dimensionnement s effectue en recherchant une combinaison de param tres dimensionnels qui permet de rencontrer les sp cifications impos es perte de charge capacit d change encombrement L avantage d int grer ce nouveau mod le un logiciel existant est vite apparu En effet dans un bureau de conception si un module de simulation reste un programme isol le VII 2 risque est grand qu il ne soit que peu utilis S il n est pas utilis le retour d information sera faible et il sera donc tr s difficilement am liorable Notre objectif dans cette th se tait de construire un module de simulation qui soit proche des besoins de l utilisateur final le chaudi riste en l occurrence Notre module a donc t int gr au logiciel de validation VALI commercialis par la soci t Belsim sa Ce logiciel initialement d velopp dans le laboratoire d analyse et de synth se des syst mes chimiques LASSC est utilis par la soci t CMI pour la conception et la simulation des chaudi res de r cup ration circulation naturelle ou assist e Le mod le ainsi constitu compl t pa
138. oncepteurs de la centrale Le choix final est fait en valuant le rapport co t b n fice des diff rentes possibilit s La solution trois niveaux de pression est plus int ressante du point de vue nerg tique mais repr sente un investissement suppl mentaire par rapport celle deux niveaux de pression tant donn la pr sence d un vaporateur suppl mentaire qui est un appareil assez co teux Il ya donc un compromis trouver Figure 1 12 Exemple de cycle combin CHAUDI RE de r cup ration DEGAZEUR O O pompes alimentaires CYCLE VAPEUR TAV A CONDENSATION gt CONDENSEUR pompes d extraction Le rendement d une centrale classique est compris entre 38 et 45 selon la taille de l installation et le nombre de soutirages vapeur Le rendement des turbines gaz qui influence directement la rentabilit de la production d lectricit se situe entre 35 et 40 l mission de CO tant moins de la moiti de l mission d une centrale charbon classique de puissance quivalente Dans une centrale TGV les rendements des turbines gaz et vapeur ne sont pas aussi lev s que dans les cycles simples mais leur combinaison donne tout de m me un rendement d environ 55 La baisse du rendement du cycle vapeur est due la moins bonne qualit de la vapeur produite dans une chaudi re de r cup ration la place
139. ouches de gaz des gaines d entr e situ es en dessous des tubes et celui mis par les parois de ces gaines ne sont pas inclus dans cette formulation ce qui peut r duire significativement les performances estim es du premier surchauffeur 10 C et plus La prise en compte de cette contribution ne peut cependant se faire qu en int grant un mod le math matique relativement complexe et unique pour chaque type de chaudi re ce qui ne rentre pas dans le cadre de ce travail La m thode ESCOA n est pas une m thode g n raliste mais elle a t ajust e sur les bancs de tubes ailett s que l on trouve dans les chaudi res CMI Nous garderons donc cette m thode qui nous permet de calculer la contribution du rayonnement partir de la configuration du faisceau de tubes et de la temp rature du gaz Elle calcule directement le coefficient de transmission par rayonnement d finit par la relation AlV 6 A h 2 2 7 PL CT AIV 60 La longueur de radiation L est une fonction du pas longitudinal et du pas transversal A IV 19 Figure A IV 10 Calcul de la longueur de radiation Le facteur de radiation y d pend quant lui de la temp rature des fum es et de la temp rature moyenne la surface de l ailette on peut prendre T T 0 3 T T Le graphique donne y en Btu hr ft F en fonction des temp ratures en F les facteurs de conversion sont 1 Btu hr ft F 5 6783 W m C 1F 32 1 8 1C Figure A IV 11 C
140. parcourus de part et d autre par de l eau pure Si on fait abstraction de la pression des fluides qui sera suppos e constante et connue il y a 12 variables identifier pour conna tre totalement le syst me 6 d bits m et 6 temp ratures Tj En l absence de r action chimique le bilan de mati re d un tel syst me est l mentaire m m etm m dans le U changeur m m et m m dans le 2 changeur Le bilan de chaleur est tout aussi lementaire et se base sur les enthalpies des flux a l entr e et a la sortie des changeurs en supposant qu on peut ignorer les pertes a l ambiance Tableau 1 Valeurs mesur es et calcul es pour 2 changeurs en s rie variables cas cas2 cas3 cas4 cas5 mesur calcul mesur calcul mesur calcul mesur calcul mesur calcul KUKI H H H H dans le 1 changeur H H H H dans le 2 changeur Le mod le comporte donc 6 quations de contrainte Un mod le thermodynamique sp cifique a l eau IAPWS est utilis Il va permettre de calculer l enthalpie de l eau une temp rature et une pression fix es En validation un cart standard est associ chaque mesure Dans cet exemple nous fixerons un cart standard de 1K sur chaque temp rature mesur e et de 0 1 kg s sur chaque d bit mesur Dans le premier cas voir Tableau 1 6 variables sont mesur es Ce syst me n est pas validable mais bien juste calc
141. pr cise possible les conditions op ratoires en tout point de la chaudi re Plus le mod le repr sentant la chaudi re de r cup ration sera pr cis plus les marges pourront tre choisies petites et plus la comp titivit du fabricant sera grande KIK 2 Fonctionnement d un bureau de conception Lors de la commande d une nouvelle chaudi re le bureau de conception va tre charg de la conception de celle ci Les performances de la turbine gaz ainsi que les caract ristiques des vapeurs produites d bit temp rature pression etc sont donn s par le client Un encombrement maximum de la chaudi re au sol peut galement tre impos La conception de la chaudi re va se faire en plusieurs tapes gt un dimensionnement a thermodynamique gt un dimensionnement a g om trique gt le dimensionnement final La chaudi re ainsi con ue devra satisfaire des contraintes d allure impos es par le client Le bureau de conception sera galement charg de l valuation des allures principales ainsi que des performances de la chaudi re Ces performances devront tre garanties par le fabricant lors de la vente 2 1 Le dimensionnement thermodynamique La composition des fum es sera soit connue soit calcul e En choisissant un mod le thermodynamique adapt les caract ristiques des fum es capacit calorifique viscosit conductibilit volume pourront tre calcul es Pour l eau vapeur un mod le
142. r des outils de visualisation de r sultats et de gestion de donn es bas s sur un tableur commercial apporte une solution souple et compl te qui facilite grandement le dimensionnement et la simulation d une chaudi re mono tubulaire L utilisation des ces deux modules de calcul permet de mieux comprendre l volution des temp ratures au sein d une chaudi re L analyse des solutions a mis en vidence que les r sultats obtenus taient non seulement int ressants pour les chaudi res a circulation forc e mais pouvaient tre g n ralis s a d autres types de chaudi res Le module de calcul a donc t compl t afin de pouvoir traiter diff rents types courants de chaudi res verticales circulation assist e ou forc e avec des pressions subcritiques ou supercritiques La g n ralisation aux chaudi res horizontales peut galement tre envisag e moyennant l int gration d un terme gravitationnel dans les quations de perte de charge Les modules d velopp s permettent donc la mod lisation d une section quelconque d une chaudi re de r cup ration verticale L utilisateur peut ainsi v rifier l tat des fluides en tout point de la chaudi re il a la possibilit de rechercher la position des points chauds et de s assurer que les limites de tenue des mat riaux y sont respect es Il peut galement v rifier l efficacit du dimensionnement effectu en visualisant la distribution des temp ratures de la fum e dans
143. re d l ments doit donc tre le plus petit possible Cette hypoth se sera confirm e en calculant la perte de charge c t fum e Si cette perte de charge est sup rieure une limite pr alablement fix e par le client le nombre d l ments dans la nappe devra tre augment Il faut finalement d terminer quel sera le nombre de tubes en parall le dans l changeur Ce nombre de tubes va d pendre de la perte de charge admise c t eau Pour ce faire on part du nombre de tubes en parall le minimum on calcule la perte de charge et on la compare une limite fix e par le client Tant que la perte de charge n est pas inf rieure cette limite on ajoute 0 5 tube en parall le et on recommence le calcul Il faut enfin v rifier que la stabilit de l coulement est assur dans les vaporiseurs 2 3 Le dimensionnement final A partir des r sultats de la premi re partie l ing nieur de conception va r aliser un sch ma d coulement Le dimensionnement r alis pr c demment ne fait pas encore appara tre les mat riaux utilis s ni les liaisons entre les diff rents changeurs Or pour chaque circuit il peut y avoir des pompes alimentaires des vannes de sortie des diff rents l ments Il faut ajouter la tuyauterie de liaison les collecteurs l entr e et la sortie de chaque changeur le ballon et les pompes de circulation sur chaque circuit vaporateur Il faudra choisir les mat riaux en fonction de la temp ratu
144. re et de la pression confirmer les diam tres des tubes calculer les paisseurs etc Ces calculs permettront une estimation du prix de la chaudi re 2 4 Le calcul des allures Quand tous les param tres g om triques de la chaudi re sont fix s il est possible de d terminer les performances de la chaudi re c est dire les caract ristiques de la vapeur d bit temp rature et pression en tout point de fonctionnement autre que le point de dimensionnement Les calculs d allure consistent pr dire au moyen du mod le de simulation les performances de la chaudi re de dimensions fix es pour diff rents r gimes de fonctionnement de la TAG les d bit composition et temp rature des gaz d chappement sont fournis par la client I1 4 3 L objectif de ce travail Des tudes pr c dentes men es au sein du LASSC ont mis en vidence que pour trouver une solution un probl me pos l ing nieur doit appliquer une proc dure it rative qui comporte trois tapes principales processus immuable ind pendant des tudes du LASSC gt Analyser les objectifs et les contraintes c est d finir le probleme gt G n rer des r sultats gt valuer les r sultats obtenus pour estimer s ils constituent une solution au probl me pos Figure Il 1 La d marche de l ing nieur Objectifs et contraintes Analyser Position du probl me G n rer R sultats Evaluer Nouveaux objectifs Nouvelles contra
145. rge A B C D E collecteur ECOVAPO collecteur s parateur collecteur collecteur A 111 29 R sum des pertes de charge dP Pa AB tuyau alimentation dz 8m 71062 3 36 7 BC collecteur et orifice 87755 2 45 4 CD ECOVAPO 12811 8 6 6 DE collecteur 81 5 0 0 EF tuyau vers ballon dz 17m 10825 5 6 FG ballon 1559 6 0 8 GH tuyau 6378 3 3 HI collecteur 745 8 0 4 lJ SUPERHEATER 16256 2 8 4 JK collecteur 121 8 0 1 KL tuyau de sortie 78 2 0 0 193427 8 Dans cette chaudi re on voit que l orifice l entr e de l ECOVAPO est l origine de la plus grande perte de charge et ce afin d assurer la stabilit de la chaudi re en cas de modification du r gime de la chaudi re La stabilit est en effet une pr occupation majeure dans la conception des chaudi res circulation forc e A 111 30 Annexe IV G n ralit s sur les transferts de chaleur Application au cas particulier de la chaudi re de r cup ration 1 Rappel de transfert de chaleur Consid rons le transfert de chaleur entre deux fluides s par s par une paroi plane figure AIV 1 Figure A IV 1 Evolution de la temp rature travers une paroi plane T c Zone dencrassement S 5 Ze E 5 ey gt La temp rature au sein du fluide chaud est gale T Quand on se rapproche de la paroi la temp rature subit une premi re diminution due la convection dans le fluide chaud caract ris e par le co
146. s compos du nom de l unit SUFVAL dont elle est issue suivi de 2 chiffres repr sentant le num ro de la rang e o elle se trouve 01 99 en comptant partir de l entr e de la fum e et d une lettre de A Z repr sentant le num ro de la cellule Figure IV 4 Structure du nom d une unit FELVAL cr e automatiquement par une unit SUFVAL FELVAL 7 lettres chiffres SUFVAL RANG CELLULE RANG num ro de rang e 01 gt 99 en partant des fum es chaudes CELLULE num ro de cellule A gt Z IV 4 Figure IV 5 Structure du nom d une connexion contenant de la fum e et cr e automatiquement par une unit SUFVAL FUMEE 8 lettres chiffres F nom de l unit origine A Paes ences DESUPNAL 200 CELL Les connexions auront un nom qui d pendra de leur contenu ainsi que des unit s qu elles relient Une connexion contenant de l eau aura un nom commen ant par suivi du nom de l unit destination Les connexions d eau qui ne sont reli es aucune unit destination se termineront par Z Une connexion contenant la fum e aura un nom commen ant par F suivi du nom de l unit d origine Les connexions de fum e qui ne sont reli es aucune unit d origine contiendront 00 comme num ro de rang e Figure IV 6 Structure du nom d une connexion contenant de l eau et cr e automatiquement par une unit SUFVAL EAU 8 lettres chiffres nom de l unit destination
147. s du cas de base La m thode du DTLM aura moins de difficult g rer une modification de la temp rature de la fum e du moins tant que celle ci reste plus chaude que la temp rature de sortie de la vapeur du cas de base La m thode du NUT est beaucoup plus stable C est d au type d quations r soudre qui tiennent compte seulement de la configuration de l changeur de la capacit de chaleur des fluides impliqu s et des temp ratures d admission de ces fluides V 16 3 1 Conclusions DTLM versus NUT c est la vitesse face l efficacit Dans la grande majorit des cas tudi s on choisira la vitesse de la convergence avec DTLM puisque les r sultats obtenus sont semblables Dans quelques cas limites pr s du point de vaporisation ou quand des modifications importantes doivent tre faites la chaudi re on choisira la stabilit de la convergence avec NUT DTLM versus NUT c est galement la rigueur face la simplicit Si le temps assign pour calculer un changeur est extr mement limit ou qu aucun optimiseur suffisamment efficace n est disponible pour r soudre les quations produites par DTLM puisque les solutions obtenues sont identiques on n h sitera pas choisir NUT Quelle que soit la m thode de r solution choisie une bonne initialisation des variables du syst me est n cessaire Une initialisation avec une charge thermique identique sur chaque module FELVAL est tr s simple r al
148. sesssssessessesssssesssssessecsessscsessscsessessessessssess COMP TITIVIT DES FABRICANTS DE CHAUDIERE stes tttt tettre ttres testear en Een E Eee Ee rerea ree seese es nees II 2 FONCTIONNEMENT D UN BUREAU DE CONCEPTION IL3 Le dimensionnement thermodynamique a 113 Le dimensionnement g om trique 3 11 4 Le dimensionnement final irissat siiski airat a E Eaa SE Siaip a E rrii 11 4 EE sisi nt ae et te An ER AR A bad sabe ee ae nette te 11 4 LOBJECTIF DE CR EE II 5 UTILIT D UNE UNIT DE TYPE FELVAL AU SEIN D UN BUREAU DE CONCERTION II 6 CHAPITRE III TUDE DE LA COHERENCE DES CHAUDI RES sum L AVATIDATION DES MESURES EE UI M THODES DE VALIDATION dee Ee EE EE AER AE O te aa eae IIL 2 AVANTAGES DELA VALIDATION on ter test E eee ee en Aer tn din E dee neue Eed II 5 LOGICIEL DE VALIDATION e a Sed et ee Ee ee Een Ee IIL 5 LA VALIDATION D UNE CHAUDI RE DE B CUP RATION II 7 Les mesures disponibles msn einen annee E EEEE EESE II 7 EEN II 7 LES CHAUDI RES DE R F RENCE JIL 9 ANKATO EE 111 10 Ee ene a tr SPCR ee En ee RE POE UR AT A SPEC RET E eR CTT OTE OR TORO 11 13 CHAPITRE IV LES MOD LES D VELOPP S EENEG F LVALETSURVAL een nn PAR nue tn Mel Mah nn ee a en ent ome IV 2 QUATIONS UTILIS ES sperme nn re rie Sr feb en BR SE Re seis aes bed ee ae IV 7 OECTA al EE ENEE E aq a RECIPIES REDE OF ELLE ECR DED at AN RENEE ORT A ner ee IV 7 CALCUL OA nite rea ie eto EE IV 8 CALCUL de DT TEM EE ne Me Se sas cade ashe Bcd
149. sf Re ent ie ds tie es tetes AIII 2 1 4 EE AIII 2 1 5 Ecoulement permanent des fluides parfaits ccccccsccsssstesssssessssssssessessessessessessestsssessssesvessesseeseess AIII 2 1 6 Ecoulement permanent des fluides r els AIII 3 1 7 Ecoulement dans une Conduite AIII 3 2 CALCUL DES PERTES DE CHARGE ccccccsesssssececececeesssuececececseseaesesececsenesaseseeececsesnsaeceeececeensaeeeeeeeceenes AIII 4 3 PERTE DE CHARGE EXTERNE ia ide sde EES Ee SEENEN EES ENEE EE deed AIII 4 4 PERTES DE CHARGES INTERNES EE AII 6 4 1 erte eben geet EE EE NT AIII 6 4 2 Pertes decharges locales in ssss tintin a a RM E Streets N AIII 23 5 APPLICATION DES PERTES DE CHARGE AUX DIFF RENTS ELEMENTS D UNE CHAUDI RE use AIII 27 ANNEXE IV G N RALIT S SUR LES TRANSFERTS DE CHALEUR APPLICATION AU CAS PARTICULIER DE LA CHAUDI RE DE R CUP RATION EENEG 1 RAPPEL DE TRANSFERT DE CHALEUR AIV 2 2 TRANSFERT DE CHALEUR DANS UNE CHAUDI RE DE R CUP RATION ccssceessecessseessecesseesseeceseeeseeees AIV 3 3 EVALUATION DU COEFFICIENT D ECHANGE DE CHALEUR INTERNE sssssisissosrsonroeeiosooroirsroroororrron AIV 5 3 1 Ecoulement mono phasique sise AIV 5 3 2 TEEN AIV 6 3 3 ECOULEMENT Super CINQUE ioess dedessdesscessbizestesssesssetvdesssessoesaceabdpadcndhnesisescdevscedsansaseadebedenseessiness AIV 10 4 EVALUATION DU COEFFICIENT D ECHANGE DE CHALEUR EXTERNE sccesesececsescecesecsececersesvsvsvsnsesecees AIV 13 4 1 Coefficient d co
150. si voir que dans le dernier canal F les charges thermiques sont forts semblables et les temp ratures c t eau voluent seulement entre 400 C et 440 C Dans le premier canal par contre A les charges thermiques sont diff rentes d un tube l autre et la temp rature c t eau volue entre 330 C et 500 C Les tubes de la chaudi re seront donc beaucoup plus sollicit s dans le premier canal que dans le dernier La possibilit d valuer finement les profils de temp rature est pr cieuse pour le Figure V 14 R sultats par canal de fum e de la simulation de SHP1 avec 7 cellules d unit s FELVAL Evolution de la temp rature et de la charge dans chaque tube du surchauffeur de l OTB 560 r 4000 540 520 4 500 L 3000 480 460 4 2500 440 3500 2000 420 400 4 L 1500 380 4 360 4 340 4 320 charge kW 1000 500 0 N LR LOAD SEX DODD e FUMES IN nom du FELVAL WATER OUT V 10 diagnostic de probl mes On peut finalement visualiser l volution des temp ratures de la fum e dans chaque canal voir Figure V 15 Figure V 15 R sultats par nappe de la simulation de SHP1 avec 7 cellules d unit s FELVAL 2 Evolution de la temp rature de la fum e selon la colonne dans la chaudi re a E
151. solution avec un ordinateur Intel Pentium M un processeur RAM de 1 6 gigahertz 592 m gahertz et 504 Mo RAM pour les divers cas consid r s Nous avons repris comme exemple le surchauffeur SHP1 Il a t calcul successivement avec 4 modules cas 1 80 quations 20 modules cas 2 335 quations et 40 modules Tableau 2 Vitesse de r solution en temps CPU LMTD NTU SOLDOG SOPIP SOL DOC SQPIP 0 78 1 9 2 0 4 7 4 83 9 4 33 3 84 6 8 76 18 5 102 2 237 8 cas 3 640 quations Nous avons ensuite effectu des modifications des conditions de l entr e pour voir comment la r solution avec DTLM et NUT a t affect e D abord on a modifi le d bit d eau a l int rieur du tube ensuite on a chang la temp rature de la fum e l entr e du surchauffeur Pour converger DTLM a besoin d une initialisation plausible proche de la solution Si on divise l coulement d eau par 2 l eau sera encore plus chaude Bien qu loign e l initialisation avec les donn es de base n est pas mauvaise Si on multiplie maintenant les d bits par 2 un croisement des profils de temp rature peut appara tre pendant la convergence ce qui interdit l valuation du DTLM logarithme d un nombre n gatif Ce cas est d s lors difficile r soudre avec DTLM la multiplication des d bits est alors quivalente a une mauvaise initialisation Il est par cons quent n cessaire d utiliser un point de d part plus plausible que les donn e
152. st adiabatique II faut tenir compte de pertes l ambiance qui SH peuvent tre calcul es exactement mais qui plus g n ralement sont estim es par les constructeurs en fonction de la taille et de l isolation de la chaudi re On introduira la notion de heat utility factor HUF lt 1 pour prendre en consid ration les diff rentes pertes de chaleur intervenant dans une chaudi re de r cup ration On crira d s lors S StdS St A IV 25 Q m Cp T T 0 HUF tPF nT AIV 73 Qo SL Cp T 1 6 M thodes de dimensionnement Il existe diff rentes m thodes pour estimer le flux de chaleur chang entre deux fluides dans un changeur de chaleur donn Les deux m thodes les plus couramment employ es sont gt ATLM LMTD en anglais bas sur la moyenne logarithmique des carts de temp rature logarithmique que l on calcule au moyen de l expression AT AT ATLM issu de l tude des changeurs courant parall le In 4 AT gt NUT NTU en anglais nombre d unit s de transfert bas sur l expression du flux thermique maximum d une part et de l efficacit de l changeur d autre part 6 1 L cart de temp rature logarithmique moyen En cas d coulement parall le id al co ou contre courant ona Q UAATLM AIV 74 Si l coulement n est pas parall le et enti rement co ou contre courant on introduit un facteur correctif F On obtient alors Q FUA
153. st une initialisation en plusieurs tapes Tout d abord nous galons les temp ratures de tous les flux de fum e celle du flux d entr e de la fum e premi re initialisation de la Figure V 3 De m me les temp ratures de tous les flux d eau sont gal es celle du flux d entr e en eau premi re initialisation de la Figure V 4 Ensuite nous r alisons une premi re simulation de l changeur en supposant que la charge thermique globale de l changeur d termin e pr alablement par une validation approximative de l unit SUFVAL est r partie uniform ment entre les diff rentes unit s FELVAL La solution ce probl me nous fournit une seconde initialisation des temp ratures aussi bien des fum es voir la seconde initialisation sur la Figure V 3 que de l eau voir la seconde initialisation sur la Figure V 4 V 2 Figure V 3 Initialisation des flux de fum e Evolution de la temp rature de la fum e dans les diff rents canaux l entr e de chaque nappe de l changeur SHP1 d ANKARA premi re initialisation seconde initialisation temp rature finale Figure V 4 Initialisation des flux d eau temp rature finale premi re initialisation seconde initialisation 300 r r r T r r r r r r r r r r r r r r r r r r 1 SHP104A SHP104C SHP104E SHP102E SHP102C SHP102A SHP103A SHP103C SHP103E SHP101E SHP101C SHP101A V 3
154. t ET EH 2 selon Schmidt Pour des ailettes circulaires pleines ona tanh X a AIV 65 d t 2h t Avec 1 1 0 351 d RTE 35 In R d d selon KERN Pour des ailettes circulaires pleines on a tanh X La AIV 66 2h Avec X pery I i Een A IV 22 4 4 Estimation de la temp rature du tube des temp ratures maximum et moyenne de l ailette Nous appellerons Ts la temp rature moyenne de l ailette Tw la temp rature du tube Ts la temp rature maximum de l ailette La temp rature moyenne des ailettes T est calcul e avec T T AIV 67 gt AIV 67 Selon ESCOA 2002 R DER E AIV 68 w L R R oO 1 T T 0 T T AIV 69 0 0 2793 772 1 0287 7 1 2963 Approximation selon ESCOA T T 0 3 T T T T 0 1 T T Selon CMI tt 1 10 C AIV 70 T T FLUX W i Gey h 0 5 4 d d t RAPS n d n t FLUX RAPS U 7 DTLN T T r t r T AIV 71 A IV 23 S 2 a E A B l ds d COR 9 444e B 7 333e B 8 27e A A 1 067e B 0 1455 B 0 1348 A 2 222e B 4 667e B 0 9931 TANH A r 0 017 A 0 182 A COR eege A IV 24 5 Calcul des performances des changeurs dans une chaudi re de r cup ration En g n ral quand on calcule les performances d un changeur de chaleur on d sire conna tre les temp ratures des flui
155. t dispers e ou coh rente Si la phase vapeur est dispers e elle s coule peu pr s la m me vitesse que la phase liquide et l quation Alll 60 est satisfaite Le Xp 2 12VFr p I x p j VFr 7 AIII 60 1 A 2 pre PI AIIL61 P P 8d La perte de charge de friction locale est donn e par 59 2 SE 21 liea E AIII 62 dl frict 2dp Pe Pe k ja 251 AIIL 63 2 JE 137 Re de Re a AIII 64 7 1 x 1 8 ap Les quations AIII 62 et AIII 63 sont valables pour Rezp gt 2300 K 1 0 009 pour B lt 0 4 AIIL 65 7 Ay 29187 ur g eg K 1 83 3 43 6 gt 1 z 1 ai le x B e AIII 67 XP A II1 17 Si la phase vapeur est coh rente la phase vapeur s coule beaucoup plus vite que la phase liquide et la perte de charge de friction locale est donn e par 2 2 Z2 All eg dl frict 2dp 1 mxd 2log J 0 8 AIIL 69 VE d Les quations AIII 68 et AIII 69 sont valables pour RE gt 2300 7 2 l AIII 70 1 l E y Ey e 2 2 4575 E 1 857 0 815log 14222 avec O lt E lt 1 AIIL71 Plg P 1 19 1 x Yr ite Je AIII 72 xEp 1 6 67 ys 1 a AIII 73 1 3x 1 x 1 E E E AIIL 74 gt pour des tubes lisses k d lt 5 10 1 8 0 15 p 0 5 D 0 1 E 1 7ly 2 H AIIL 75 l l gt pour k d gt 5 10 1 0 15 0 5 0 1 5 Im 0 13 E 1 7ly
156. tinu et homog ne A 1IL 3 2 Calcul des pertes de charge Dans l quation de Bernoulli appliqu e l coulement permanent d un fluide r el h repr sente la perte de charge totale entre 2 points situ s dans l coulement On crit h h h AIII 14 ho la perte de charge continue vaut dans le cas d une conduite cylindrique U l h 4 7 AIIL 15 avec z ie D avec e la rugosit absolue de la conduite h la perte de charge locale s exprime par U h AIIL 16 2g La valeur de amp tant fonction de la singularit envisag e Selon les auteurs la perte de charge sera calcul e en m tre de fluide ou en Pa Pour exprimer la perte de charge en Pa et non en m tres il convient de r crire l quation de Bernoulli Alll 13 U U2 CEET Se Dans une chaudi re de r cup ration on distingue deux types de pertes de charge celles c t eau et celles c t gaz Les pertes de charge c t eau se font principalement l int rieur des tubes des changeurs tandis que les pertes de charge c t gaz sont l ext rieur du faisceau de tubes Pour plus de facilit nous les distinguerons en pertes de charge interne et perte de charge externe Ta et pier a h p g Pa 3 Perte de charge externe De nombreuses corr lations existent toutes construites sur le m me sch ma La perte de charge est proportionnelle au nombre de rang es d
157. tion du mod le il tait indispensable de mettre au point un algorithme de r solution particuli rement robuste associ une strat gie labor e d initialisation des variables Le probl me du nombre de modules interconnecter les uns aux autres est ensuite apparu Il fallait cr er ces modules mais galement leur donner un nom II fallait galement cr er les connections et d terminer comment les modules devaient tre reli s les uns aux autres Les connections entre les tubes d pendent principalement du nombre de nappes en parall le au sein de l changeur Selon les cas la premi re nappe de tubes peut tre reli e la seconde nappe ou la troisi me ou encore une autre Tous les cas possibles ont d tre identifi s La cr ation d une proc dure syst matique semblait in vitable Elle a t cr e sous la forme d un module ind pendant un super module nomm SUFVAL La seconde partie de cette th se concernait le dimensionnement des changeurs mono tubulaires Elle a fait tout d abord l objet d une proc dure isol e Il est cependant vite apparu qu il tait plus judicieux de l int grer comme premi re tape facultative au module SUFVAL On peut ainsi une fois le dimensionnement achev construire et simuler la chaudi re mono tubulaire avec les modules FELVAL Afin de disposer d une interface graphique conviviale ces deux modules ont t int gr s au logiciel VALI de Belsim Dans une
158. tionne un bureau de conception et comment ce nouveau mod le y sera t il exploit Ce second chapitre pose les bases du probl me et d montre l utilit de cette th se Chapitre III Etude de la coh rence des chaudi res La premi re tape dans le travail de l ing nieur consiste souvent r unir des donn es coh rentes qui serviront de base aux mod les d velopper L outil de validation permettant d obtenir ces donn es est d crit dans ce troisi me chapitre Les chaudi res de r f rence permettant l illustration de ce travail sont ensuite pr sent es Chapitre IV Les mod les d velopp s FELVAL et SUFVAL sont les deux mod les math matiques d velopp s dans cette th se Le chapitre 4 en d crit la structure et passe en revue les quations qui sont exploit es par ces mod les Chapitre V Suivi de performance des chaudi res Les nouveaux mod les ont t utilis s pour mod liser deux chaudi res de r f rence Les r sultats obtenus sont analys s dans ce cinqui me chapitre Les strat gies d velopp es pour initialiser les diff rentes et nombreuses variables y sont d crites On trouve galement une comparaison de l efficacit des m thodes NTU et DTLM pour la mod lisation des chaudi res de r cup ration Chapitre VI Design des chaudi res Ce sixi me chapitre concerne le dimensionnement des chaudi res de r cup ration Un exemple de dimensionnement d une chaudi re circulation forc e y est d v
159. tre que les diff rences principales apparaissent pour l estimation De la chaleur sp cifique pression constante cette propri t est utilis e notamment pour l estimation du coefficient de transfert Cette diff rence est mise en vidence au voisinage du point de vaporisation Figure IV 1 en zone subcritique et temp rature constante 374 C en zone supercritique Le mod le FELVAL repr sente une Figure IV 2 1 FELVAL 1 nappe nappe ou une partie de nappe de tubes dans la chaudi re Pour reconstituer la chaudi re il faut donc assembler un certain nombre de ces nappes soit bout bout pour repr senter la longueur totale de la nappe maximum 26 subdivision suivant la longueur du tube soit couche par couche pour repr senter les diff rents changeurs de la chaudi re Figure IV 3 1 FELVAL 1 cellule 4 FELVAL 1 nappe maximum 26 cellules pour 1 nappe IV 3 A chaque FELVAL sont associ es des quations gt de bilan de mati re gt de bilan thermique gt de performance du tube ou de la portion de tube consid r gt de bilan de quantit de mouvement gt de perte de charge Ce sont les quations de performance et de perte de charge qui vont permettre de calculer le comportement de la chaudi re dans certaines conditions op ratoires on peut les appeler des quations de simulation Les autres quations permettront d assurer la coh rence du mod le Une unit permettant la cr at
160. troisi me partie les proc dures d velopp es pour r aliser le dimensionnement d une chaudi re mono tubulaire tout comme les quations utilis es pour mod liser un l ment quelconque de cette chaudi re devaient tre valid s Un prototype de chaudi re circulation forc e de CMI nous a servi de r f rence Des essais de fonctionnement 120 bar et 180 bar ont servi de base la validation des mod les Malheureusement nous n avons pas pu disposer d essais de fonctionnement en conditions super critique Cette partie de notre travail bien que valid e dans la litt rature restera donc purement th orique Bien que notre th se s articule autour de la mod lisation d un l ment tri phasique quelconque d un changeur mono tubulaire rien n emp che d utiliser cet l ment pour mod liser une partie d une chaudi re circulation assist e Cette particularit nous a permis de disposer pour la validation du module FELVAL d un nombre beaucoup plus important de donn es de base Une chaudi re construite par CMI Ankara a t totalement mod lis e l aide de modules FELVAL Nous avons ainsi pu constater que la mod lisation des surchauffeurs apportait des informations fort appr ci es des chaudi ristes ep Le travail d velopp dans cette th se a servi de base deux articles Mathematical modelling and design of an advanced once through heat recovery steam generator Dumont M N and Heyen G 2004 et Row
161. tte eau sera ensuite envoy e soit vers le vaporiseur LP soit vers les pompes MP et HP La fum e la sortie est 83 9 C I11 10 Figure Ill 3 Ankara chaudi re 3 niveaux de pression 20 bara 39 3 C 109 35 kg s 393 7 t h 20 bara 39 3 C 00 From COP 484 6 th 90 9 t h T To DRUM 19 6 bara jan e From PREH 165 5 C satha o 156 3 C jara o Si 13 185 4 C bara From HP FWP_ S From MP FWP EHP2 EMP2 302 9 t h 7 bara 7 C FUEL HEATER 30 9624 bara 228 08 C 237 5 C 8 1520 kg s 265 5 C 27 624 bara 338 75 C 85 253 kg s 7 bara 7 C 302 9 th Re COLD REHEAT a 303 2 C bara From LP DRUM Bc SMP1 SLP _3541n C 297 9 C 4 8 bara 308 C 1 bara 288 218 C 7 C 4 2658 kg s 302 9 th 136 3 bara 326 1 C 128 3 bara 329 8 C 335 7 C 1380 t h 128 6 bate 329 8 C 128 1 bara 329 7 C 484 9 C 302 9 th 127 4 bata 489 2 C 564 4 C SMP2 HP DESUP FROM HPFWP 137 985 bara 26 bara MP Live steal 567 C 641 6 C 96 334 kg s 126 6 bara 469 9 C 158 707 C IP DESUP FROM IP ECONO 1 7145 kg s 309 1 th HP Live steam re bate 30 9624 bara 567 6 C 228 08 C 673 8 C 124 2 bara 1 2398 kg s 567 C 85 851 kg s L
162. tube est lev e on lui pr f rera cependant la m thode de Thom 2 Selon la m thode de Thom Cette m thode se pr sente de la m me mani re que la m thode homog ne en supposant pour valuer le coefficient de frottement que c est du liquide satur qui s coule avec la vitesse du m lange De plus la perte de charge par frottement est multipli e par un coefficient r L entr e du tube doit tre satur e L G v AP f SE i Te D 28 Malheureusement nous ne disposons pas d une quation pour valuer r ce qui nous rend l emploi de cette quation impossible 3 Selon Lockard Martinelli Martinelli R C and Nelson D B 1948 La perte de charge en milieu di phasique est fonction de la perte de charge monophasique avec un facteur correctif d pendant de la pression et de la qualit de la vapeur AP Z252 pee AD ria D dx AIII 55 P fric Kal x x I 10 En supposant que les 2 phases sont turbulentes ona D I x AIIL 56 Ya d rict 1 Avec D e na sf AIIL 57 el e A II1 15 liquide vapeur c Turbulent Turbulent 20 Laminaire Turbulent 12 Turbulent Laminaire 10 Laminaire Laminaire 5 Le param tre de Martinelli X4 est d fini comme suit Me D dl _ perte de charge du liquide seul dans le tube R E perte de charge de la vapeur seule dans le tube GEN Sachant que la perte de charge dans un tube s exprime par fe 1922 dz 1 phase P d Et que le facteur de
163. ture dans la grille Ao laire de la section libre de la grille Lao A la section de passage gt gt Ba SI Il u d pour Re gt 10 v h k be datt ere Jeng PE d a a d 2g l 0 0 2 0 4 0 6 0 8 1 1 2 1 6 d T 1 35 1 22 1 1 0 84 0 42 0 24 0 16 0 07 gt Passage au travers d une vanne simple Soit hla hauteur d ouverture de la vanne H la hauteur de la canalisation 2 h k ce VEER H DIR gt Els A 111 26 AIIL 114 AIII 115 0 02 0O 5 Application des pertes de charge aux diff rents l ments d une chaudi re Dans une canalisation on rencontre des pertes de charge continues proportionnelles la longueur de la canalisation ainsi que des pertes de charge singuli res principalement dues aux coudes aux courbes et aux vannes 172 l pv aeren Fa 2 ZE A ourbe 90 k ie gt M coude 90 x k Pa 90 Me K coude vanne vanne En reprenant l quation de Bernoulli Alll 13 ona U p 2 U p 2 Tate p a JTE 8 P 0 AP Pa A entr e dun collecteur nous pouvons appliquer l quation correspondant un largissement brusque Alll 106 L entr e dans le tube peut se faire soit au travers d un tuyau perfor soit par une entr e simple Dans le premier cas on peut valuer la perte de charge au moyen de la relation Alll 115 passage au travers d une grille
164. u aa E AII 25 Quand le rapport des vitesses K est gal a 1 les vitesses sont les m mes cette vitesse est connue comme la vitesse homog ne A 11 4 uy G xv K 1 x v AIL 26 9 Densit et volume sp cifique d un m lange La densit d un m lange se d finit comme suit Pn Me 1 a p AII 27 En r arrangeant avec All 18 on obtient 7 x K 1 x AIL 28 Pn F K 1 x Pe Pr La densit homog ne fait l hypoth se que les deux vitesses sont les m mes K 1 l Poe PL Le volume sp cifique est l inverse de la densit K 1 x x K I x Pc PL x K 1 x x l x Drm AIL 31 Pe PL En r arrangeant l quation AII 31 on obtient Lie DEE AIL 32 Ur Ug On peut galement d montrer que Deer AIL33 Ur 1 p up K 1 u 1 a u AIL 34 Uy Us tUgs Se AII 35 10 Les propri t s physiques et leurs unit s p pression Pa V volume m n nombre de moles mol T temp rature K Q d bit volumique m s U vitesse m s A II 5 S surface m poids volumique kg m E hauteur m u coefficient de viscosit dynamique Pa s v coefficient de viscosit cin matique m s 11 Constantes physiques R 8 31441 J mol K constante universelle des gaz g 9 81 m s acc l ration de la pesanteur 12 Relation entre les unit s de base et les unit s d riv es 1N 1 kg m s 1Pa 1N m 1 kg s m 1J 1Nm 1 kg m s 1Pas 1kg m s 12 1 Pression 1 bar 10 Pa
165. u coefficient de transfert externe diff rents selon le type d changeur conomiseur vaporiseur ou surchauffeur ainsi que la pression de l eau dans ces changeurs basse moyenne ou haute pression dans les chaudi res circulation naturelle ou assist e RUE 6 Les chaudi res de r f rence Pour l ensemble des tests et des calculs effectu s dans ce travail nous avons utilis les donn es valid es relatives 2 chaudi res de r f rence chaudi res de CMI La premi re est une chaudi re de r cup ration classique dans un cycle TGV elle se situe Ankara Elle est de type sous critique et comporte 3 niveaux de pression 4 8 bar 27 6 bar et 124 2 bar ainsi qu une resurchauffe de la vapeur issue de la turbine vapeur HP Figure III 3 La seconde est une chaudi re circulation forc e que nous appellerons OTB pouvant travailler aussi bien en condition sous critique que supercritique Figure III 5 Le tableau suivant reprend les caract ristiques de ces deux chaudi res Ankara Otb Q LP MW 64 8 Q MP MW 79 Q HP MW 243 8 8 9 Surface totale m 307008 5 2058 Nombre de nappes 108 42 Nombre d l ments par nappe 124 125 13 Nombre de tubes 10611 546 Longueur d un tube m 20 455 6 D bit fum e t h 2105 6 72 5 D bit vapeur LP t h 15 36 D bit vapeur MP t h 342 34 y compris la resurchauffe D bit vapeur HP t h 309 06 9 3 Pression temp rature LP bar C 4 8 288 Pression temp rature
166. udi re circulation forc e Non seulement l utilisateur ne sait pas s il se trouve dans un l ment d conomiseur de vaporiseur ou de surchauffeur mais en plus une modification des conditions op ratoires va modifier la fonction de ces diff rents l ments au cours du temps Il faut donc disposer d un mod le qui puisse s adapter quel que soit le type d l ment rencontr Ce mod le porte le nom de FELVAL L introduction d une unit FELVAL a galement mis en vidence l importance de disposer d un mod le thermodynamique parfaitement continu pour l eau principalement dans les zones de vaporisation haute pression gt 100 bar Ce probl me n apparaissait pas dans les chaudi res traditionnelles pour plusieurs raisons gt La vaporisation dans les tubes du vaporiseur n atteint pas 100 zone critique gt La pression n est pas aussi lev e Figure IV 1 Diff rence entre VDI et IAPWS pour le calcul du cp massique 120 Cp Mass VDI Cp Mass IAPWS x EI x lt x 5 GC H o E o o IV 2 La formulation choisie porte le nom d IAPWS e International Association for the Properties of Water and Steam Elle consiste en un jeu d quations valides dans les zones 273 15K lt T lt 1073 15K p lt 100MPa 1073 15K lt T lt 227315K p lt 10MPa Une comparaison des valeurs de quelques propri t s de l eau estim es l aide des mod les VDI et IAPWS mon
167. ue Cela facilite beaucoup la validation ou la simulation de ce type de chaudi re puisque l tat du fluide ne doit pas tre test Ce n est pas le cas dans les chaudi res circulation forc e ou on ne conna t pas a priori l tat du fluide dans chacun des tubes Dans ce cas un test doit tre effectu pour conna tre le tube o se d roule le d but de la vaporisation ainsi que le tube o s ach ve la vaporisation En simulation ce test sera crucial pour choisir les bonnes quations de coefficient de transfert ainsi que celles de perte de charge l int rieur du tube Une autre approche de la validation consiste utiliser les quations de simulation ou on lib re avec un facteur correctif appropri Le coefficient correctif kext est introduit au niveau du coefficient de transfert externe On a 1 1 1 1 1 R au lieu de a kext h h e hth e Ry SUR Cette approche permet de valider les quations de simulation afin d am liorer le design des chaudi res de r cup ration Quel que soit le but de la validation les donn es sont difficilement disponibles l int rieur m me d un changeur de chaleur Les bilans nappe par nappe ne peuvent d s lors pas tre r alis s Par contre des mesures de temp rature peuvent tre effectu es entre les diff rents changeurs ceux ci peuvent donc tre valid s s par ment L exp rience montre qu on obtient des coefficient correctifs d
168. ulable Si une mesure est mauvaise il n y a pas de possibilit de l identifier et le bilan global est fauss Remarquons que dans ce cas les d bits mesur s permettent de calculer les d bits restants Dans le cas 2 une temp rature est mesur e la place d un d bit et le syst me reste juste calculable Il ne suffit cependant pas d avoir 6 variables mesur es pour que le syst me soit calculable En effet si le d bit m2 avait t mesur a la place du d bit m dans le cas 1 une redondance serait apparue dans l valuation du d bit d un fluide mais le syst me n aurait pas pu tre calcul car aucune information ne permet d valuer l autre d bit Dans le cas 3 une mesure suppl mentaire a t introduite et le syst me est maintenant validable La redondance des mesures permet de recalculer l ensemble des variables du syst me afin de minimiser une fonction objectif gale la somme pond r e des carr s des r sidus Si un capteur semble d faillant on peut r duire l influence de la mesure dans la fonction objectif en augmentant l cart standard associ cette mesure Dans le cas 4 l cart standard sur la mesure m passe de 0 1 kg s 0 5 kg s et la fonction objectif d croit de 3 69 0 78 Avec moins de 6 mesures le syst me tel que repr sent la Figure Ill 1 n est plus calculable Le mod le peut cependant tre adapt pour pouvoir obtenir un maximum Figure III 2 Illustration de l cha
169. un seul niveau de pression 180 bar et les comparer aux pertes dans une chaudi re deux niveaux de pressions 15 bar et 180 bar La composition des fum es est la suivante Composition des fum es opoids 02 16 92 N2 75 53 COU 3 61 H20 2 7 Ar 1 24 Les donn es thermodynamiques sont calcul es a partir du mod le IAPWS Wagner W 1998 pour l eau et PTC4 ANSI ASME 1981 pour les fum es 5 1 Chaudi re 1P 180 bar Pour pouvoir produire 1 kg de vapeur HP surchauff e a 540 C en acceptant un point de pincement de 18 C l vaporateur il faut 6 69 kg de fum es a 600 C Ces fum es ressortent a la chemin e a 151 C Les profils de temp rature sont repr sent s a la Figure l 8 Eau 180 bar T C tat H kJ kg S kJ K kg 15 liquide 80 05 0 22146 Fum e 357 liquide 1732 3 85221 T C H kJ kg S kJ K kg 357 vapeur 2509 5 10579 151 128 37 0 58875 540 vapeur 3389 5 6 3733 600 622 76 1 3688 En fixant T0 288 15 K on calcule gt l exergie perdue par la fum e E AH T AS 1804 8 kJ gt lexergie re ue par leau E 1536 8 kJ On en d duit la perte d exergie due l irr versibilit de l change AE E E 268 kJ soit 14 8 de El 1 8 Figure L Chaudi re a 1 niveau de pression 1600 2000 2500 1000 1500 2000 2500 Variation enthalpie kW Variation d enthalpie kW L analyse de la Figure l 8 facteur de Carnot en ordonn e montre qu on pourrait r du
170. valuer l interd pendance entre toutes les donn es La validation revient donc minimiser une somme pond r e de carr s de r sidu 2 min 2 O H Soumis un ensemble de contraintes de bilan qui lient toutes les variables du proc d entre elles EO a 0 Si on dispose de l optimiseur ad quat on peut galement ajouter des contraintes d in galit sur les valeurs des variables Io ais Par exemple ces contraintes peuvent assurer qu un d bit reste toujours positif ou qu une temp rature est comprise entre Tmin et Tmax Il est vident que pour que la validation d un proc d puisse se faire il faut disposer d un nombre suffisant de mesures pour en d duire les variables non mesur es on dit qu il doit y Il1 2 Figure III 1 Exemple de 2 changeurs en s rie T6 T4 m6 m4 avoir redondance S il y a trop peu de mesures le syst me ne sera pas calculable S il y a autant de mesures qu il y a de degr s de libert dans le mod le le syst me sera juste calculable et l incoh rence des mesures s il y en a une ne sera pas d tectable S il y a redondance des mesures le syst me sera validable Dans la pratique toutes les variables d un proc d ne sont pas mesur es Le mod le de validation sera d s lors adapt aux mesures dont on dispose Pour illustrer notre propos prenons l exemple simple de deux changeurs de chaleur dispos s en s rie et
171. wall dry phase 7 flow flow flow Annular flow liquid D A 1IL 8 Dans la zone de vaporisation d une chaudi re le pourcentage d eau vaporis e ne reste pas constant mais augmente puisque les tubes sont chauff s Le type d coulement dans les tubes ainsi que les quations qui y sont li es vont d s lors galement voluer comme le montre la figure Alll 1 Remarquons cependant que les corr lations ont t tablies pour un taux de vaporisation fix ce qui induit certainement une erreur pour leur utilisation en r gime variable Figure A III 2 Les diff rents types d coulements dans une conduite horizontale Steiner D 1993 Bubbly flow Plug flow Stratified flow Wavy flow Slug flow Annular flow 4 1 1 1 Quelques d finitions En milieu diphasique on d finit diff rents param tres e chanel average void fraction est d fini comme le rapport du volume occup par la vapeur sur le volume total un endroit donn du tube la fraction de vide est parfois d sign e par le symbole o par certains auteurs a AIII 32 Ag 4 p la densit locale moyenne Proc amp Pg 1 e p AIIL 33 B le rapport des d bits volumiques A III 9 Qs 6e AIIL 34 S Qs Q S slip ratio c est le rapport de la vitesse de la vapeur la vitesse de l eau liquide S MG AIIL35 U X la qualit de la vapeur c est le rapport du d bit massique de vapeur au d bit total m As G
172. y i SE AIII 36 m m A G A G On sait galement que Qs U Ag m s m s m Alll 37 Mg Gg Ag gt kg s kg m s m AIII 38 Go U po gt kg m s m s kg m AIIL39 On peut donc r crire les quations x p Ee Va Ze AIII 40 Qs Q U A U A x os a ae PS cute AIIL41 Ae TG 4 G Ag U s Po Ay U Pc Et donc je ue AIII 42 1 ER l p AIII 43 Ac J Uc l x AIII 44 Ae J Ue J Pe Si on fait l hypoth se que les vitesses sont semblables on obtient que En r alit plusieurs param tres font que les vitesses sont diff rentes Le profil de vitesse pour un profil de vitesse convexe on sait que la vitesse est sup rieure au centre Or dans un coulement de type bulles les bulles se concentrent g n ralement au centre leur vitesse est donc sup rieure celle du liquide L effet Bernoulli dans un flux qui se dilate rapidement les deux phases acc l rent diff remment Pour une faible vitesse initiale le rapport des vitesses finales Us U est de l ordre de p1 pc A 111 10 4 1 1 2 La perte de charge statique p i AP aie Pi 1 2 P E g sind ALA Avec 6 langle d inclinaison des tubes Elle n est donc significative que pour des tubes non horizontaux Dans le type de chaudi re tudi les tubes sont horizontaux et AP aie 0 4 1 1 3 La perte de charge d acc l ration Ap m thode VDI
173. y Chemical engineering progress April 53 57 Sakagushi T Ozama M et al 1977 Pressure Drop in Supercritical Boilers 1s report Static Characteristics of Friction Pressure Drop Bulletin of JSME 20 143 644 651 Saxena M N 2000 Optimize gas turbine driven centrifugal compressors Hydrocarbon Processing 79 11 Schlunder E U 1993 The element of heat transfer VDI heat atlas Dusseldorf 1 52 Schlunder E U Gnielinski V et al 1993 VDI heat atlas Dusseldorf Shin J Y Jeon Y J et al 2002 Analysis of the dynamic characteristics of a combined cycle power plant Energy 27 1085 1098 Shinada O Yamada A et al 2002 The development of advanced energy technologies in Japan IGCC A key technology for the 21st century Energy Conversion amp Management 43 1221 1233 Spang B 2003 Correletion for Convective Heat transfer Squarer D Schulenberg T et al 2003 High performance light water reactor Nuclear Engineering and Design 221 Steiner D 1993 Heat transfer to boiling saturated liquids VDI heat atlas Dusseldorf Subrahmanyam N Rajaram S et al 1995 HRSGs for combined cycle power plant Heat recovery systems and CHP 15 2 155 161 Tilton J N 2002 Fluid and Particles Dynamics Perry 26 33 Torres C Valero A et al 2002 Structural theory and thermoeconomic diagnosis Part1 On malfunction and dysfunction analysis Energy Conversion amp Management 43 15

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