Brevet FR2899936A1 — publié le 20071019

B07-0848FR 1 Société dite : GENERAL ELECTRIC COMPANY Procédé de réchauffage sélectif d'air à l'entrée d'un compresseur associé à une turbine à gaz et système de production d'électricité Invention de : SMITH Raub Warfield GULEN Seyfettin Can GARDENER Barrett David Priorité d'une demande de brevet déposée aux Etats-Unis d'Amérique le 18 Avril 2006 sous le n 11/405.482 Procédé de réchauffage sélectif d'air à l'entrée d'un compresseur associé à une turbine à gaz et système de production d'électricité L'invention est relative à un système et un procédé pour chauffer et refroidir l'air d'entrée d'un compresseur, associé à une turbine à gaz dans le but de porter à un maximum la puissance fournie et le rendement sur la totalité de l'intervalle de charge et de température ambiante. La centrale à cycle combiné, sous sa forme la plus simple, est constituée d'une turbine à gaz, d'une turbine à vapeur, d'un générateur et d'un générateur de vapeur à récupération de chaleur (GVRC), la turbine à gaz et la turbine à vapeur étant couplées à l'unique générateur, en tandem sur un seul arbre. Il a été utilisé des agencements à plusieurs arbres ayant un ou plusieurs générateurs à turbines à gaz et un générateur à turbine à vapeur commun. Le rendement thermique des centrales à cycle combiné est déterminé par les performances de la turbine à gaz en combinaison avec son cycle aval de récupération de chaleur. Les turbines à gaz ont deux caractéristiques qui peuvent devenir des obstacles à l'obtention d'une puissance et d'un rendement d'une valeur maximale sur 20 toute la plage de fonctionnement. Premièrement, les turbines à gaz sont des machines à volume de flux constant. Cela leur donne la caractéristique naturelle d'un plus faible débit massique d'air et d'une moindre puissance fournie par temps chaud, lorsque l'air est moins dense, que par temps plus frais, lorsque l'air est plus dense. A cet égard, la densité de 25 l'air augmente à mesure que la température diminue et provoque une augmentation du débit massique dans la turbine à gaz. La puissance de la turbine à gaz augmente parallèlement à l'accroissement du débit massique de l'air. On estime donc souvent souhaitable d'accroître le débit massique de l'air par temps chaud, ordinairement en réduisant la température de l'air d'entrée, afin d'accroître la puissance fournie. 30 Deuxièmement, un fluide de travail est fourni au cycle par un compresseur d'air qui a des limites aéromécaniques de fonctionnement qui restreignent le taux de compression lors du fonctionnement en fonction de la vitesse corrigée, du débit corrigé de l'air et du réglage variable des aubages de guidage. Le débit volumique à l'entrée d'une turbine, et donc le taux de compression du compresseur, augmente par 35 temps plus frais puisque le débit massique de l'air d'alimentation augmente à mesure que diminue la température à l'entrée du compresseur tandis que la température d'allumage est maintenue (pour un rendement maximal). Ainsi, la limite de fonctionnement du compresseur peut poser un problème les jours les plus froids. Les limites de fonctionnement du compresseur sont également plus facilement affectées dans des applications brûlant un combustible dilué, ce qui accroît aussi le débit volumique de la turbine et donc le taux de compression du compresseur. Cette situation peut survenir du fait de la composition du combustible ou de la gazéification d'un combustible de basse qualité susceptible de produire du gaz combustible d'une richesse seulement égale à 1/5ème de celle du gaz naturel. Il faut également souligner que les compresseurs de turbines à gaz comportent une ou plusieurs rangées d'aubages de guidage variable qui peuvent être modulés afin de réduire le débit de l'air à l'entrée du compresseur. Bien que cela puisse sembler fournir un moyen de limiter le taux de compression du compresseur, et donc pour éviter la limite de fonctionnement du compresseur, la limite de fonctionnement est elle-même fonction du réglage des aubages de guidage, de telle sorte que la limite devient plus stricte à mesure que le débit de l'air est ainsi réduit. L'invention propose un système et un procédé pour chauffer de manière sélective, ou pour chauffer ou refroidir de manière sélective l'air d'entrée du compresseur fourni à une turbine à gaz pour parvenir à une puissance fournie et un rendement d'une valeur maximale dans une centrale à cycle combiné. L'invention peut être mise en oeuvre dans un procédé de chauffage sélectif de l'air ambiant entrant dans le compresseur d'une turbine à gaz dans un système de génération d'électricité à cycle combiné ayant une pluralité de turbines dont une turbine à gaz ayant un compresseur et une turbine à vapeur, lesdites turbines étant couplées de manière motrice à un ou plusieurs générateurs pour produire de l'électricité, et un condenseur pour condenser la vapeur détendue dans la turbine à vapeur, le procédé comprenant des étapes consistant à : extraire de ladite turbine à vapeur et/ou dudit condenseur un fluide choisi dont la température est supérieure à une température dudit air ambiant, et diriger ledit air ambiant à travers un échangeur de chaleur pour recevoir de la chaleur directement ou indirectement dudit fluide choisi, grâce à quoi la température dudit air ambiant s'élève dans ledit échangeur de chaleur. Dans ce procédé de la chaleur dudit fluide choisi peut être transmise à un 35 fluide de travail passant de manière cyclique par ledit échangeur de chaleur. Dans ce procédé, ledit fluide extrait peut être ajouté directement audit fluide de travail. Le procédé comprend en outre une étape consistant à refroidir de manière sélective ledit fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit air d'entrée. L'invention peut également être mise en oeuvre dans un système générateur d'électricité à cycle combiné, comprenant : une turbine à gaz ayant un compresseur ; une turbine à vapeur ; un condenseur servant à condenser la vapeur résiduaire détendue dans ladite turbine à vapeur ; un échangeur de chaleur servant à réguler une température d'air d'entrée dudit compresseur ; et une structure définissant un trajet d'écoulement pour un fluide de travail dans ledit échangeur de chaleur et coopérant avec ladite turbine à vapeur ou ledit condenseur pour chauffer de manière sélective ledit fluide de travail afin d'élever la température dudit air d'entrée par l'intermédiaire dudit échangeur de chaleur. Dans ce cycle combiné, un refroidisseur de liquide à absorption peut être disposé sur ledit trajet d'écoulement de fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit fluide de travail. Ledit refroidisseur de liquide à absorption peut coopérer avec un trajet d'écoulement pour de la vapeur extraite de ladite turbine à vapeur pour servir de manière sélective de source de chaleur, dans un générateur, dudit refroidisseur de liquide à absorption. Dans ce cycle combiné, un refroidisseur avec des compresseurs de réfrigérant actionnés par un moteur électrique peut être disposé sur ledit trajet d'écoulement de fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit fluide de travail. Ladite structure définissant le trajet d'écoulement pour fluide de travail peut coopérer avec un courant d'eau résiduaire de refroidissement dudit condenseur pour faire passer une partie de ladite eau résiduaire de refroidissement jusqu'audit échangeur de chaleur. Ladite structure définissant ledit trajet de fluide de travail peut être disposée de manière à réaliser un échange de chaleur avec un trajet d'écoulement pour de la vapeur extraite de ladite turbine à vapeur afin de réchauffer de manière sélective ledit fluide de travail avec ladite vapeur extraite. L'invention sera mieux comprise à l'étude de la description détaillée d'un mode de réalisation pris à titre d'exemple non limitatif et illustré par les dessins annexés sur lesquels : la Fig. 1 est une représentation schématique d'une turbine à gaz à cycle 5 combiné ; la Fig. 2 est une représentation schématique d'un système selon la technique antérieure utilisant une combinaison de prélèvement de chaleur à l'entrée et de nébulisation ; la Fig. 3 est une représentation schématique d'un système selon la technique 10 antérieure utilisant une combinaison d'un prélèvement de chaleur à l'entrée et d'une réfrigération mécanique ; la Fig. 4 est une mappe de compresseur et une courbe de limite de fonctionnement illustrant les caractéristiques de performances d'un compresseur de turbine à gaz industrielle ; 15 la Fig. 5 est une représentation schématique d'une turbine à gaz à cycle combiné avec réchauffement et refroidissement de l'air à l'entrée du compresseur selon un exemple de forme de réalisation de l'invention ; la Fig. 6 est une représentation schématique d'une turbine à gaz à cycle combiné avec réchauffage et refroidissement de l'air à l'entrée du compresseur selon 20 un autre exemple de forme de réalisation de l'invention ; la Fig. 7 est une représentation schématique d'une turbine à gaz à cycle combiné avec réchauffage de l'air à l'entrée du compresseur selon encore un autre exemple de forme de réalisation de l'invention ; et la Fig. 8 est une représentation schématique d'une turbine à gaz à cycle 25 combiné avec réchauffage et refroidissement de l'air à l'entrée du compresseur selon un nouvel exemple de forme de réalisation de l'invention. A titre de contexte et en référence à l'illustration schématique de la Fig. 1, une turbine à gaz à cycle combiné typique comprend, en relation d'écoulement série, 30 une admission ou entrée pour de l'air 10, un compresseur 18, une chambre de combustion 20, une turbine 22 et un générateur de vapeur à récupération de chaleur (GVRC) 26 et sa turbine à vapeur correspondante 28. Ainsi, l'air d'entrée 10 pénètre dans le compresseur 18 à flux axial dans les conditions ambiantes. Les conditions ambiantes varient d'un lieu à un autre et d'un jour à un autre. Par conséquent, à titre 35 de comparaison, des conditions standard sont utilisées par l'industrie des turbines à gaz. Ces conditions standard sont 15 C (59 F), 1,013 bar (14,696 psia), et une humidité relative de 60 %. Les conditions standard ont été établies par l'International Standards Organization ("ISO") et sont appelées globalement conditions ISO. L'air comprimé 12 pénètre dans le système de combustion 20 où un combustible est injecté et une combustion a lieu. Le mélange de combustion 14 sort du système de combustion et pénètre dans la turbine 22. Dans la section de turbine, l'énergie des gaz à haute température est convertie en travail. Cette conversion se fait en deux temps. Les gaz à haute température sont détendus et une partie de la thermoénergie est convertie en énergie cinétique dans la section de distributeur de la turbine. Ensuite, dans la section d'ailettes de la turbine, une partie de l'énergie cinétique est transmise aux ailettes en rotation et est convertie en travail. Une partie du travail développé par la turbine 22 sert à faire fonctionner le compresseur 18 tandis que le reste est disponible pour le générateur 24 afin de générer de l'électricité. Les gaz d'échappement 16 sortent de la turbine et s'écoulent vers le GVRC 26. De nombreux facteurs affectent les performances d'une turbine à gaz. Comme évoqué plus haut, la température de l'air est un important facteur dans les performances des turbines à gaz. Comme la turbine à gaz reçoit de l'air ambiant comme air d'entrée, ses performances sont modifiées par tout ce qui affecte le débit massique de l'admission d'air dans le compresseur, ce qui se traduit par des variations par rapport aux conditions de référence de 15 C (59 F) et 1,013 bar (14,696 psia). Chaque modèle de turbine a sa propre courbe d'effets de la température puisqu'elle dépend des paramètres du cycle et du rendement des organes ainsi que du débit massique de l'air. Plusieurs moyens sont couramment employés pour accroître la puissance fournie par une turbine à gaz par temps chaud. La plupart passent par une réduction de la température de l'air d'entrée de la turbine à gaz pour accroître le débit massique et la puissance fournie. Cela peut se faire par refroidissement par évaporation de l'air d'entrée soit par contact direct (l'air passant à travers des agents de garnissage humidifiés) soit par injection directe d'eau dans l'air d'entrée, ce qui refroidit donc l'air à mesure que s'évaporent les gouttelettes (nébulisation d'entrée) (Fig. 2). Ces procédés ne peuvent pas abaisser la température de l'air d'entrée sous sa température de bulbe humide lorsque l'air vient à être saturé (par exemple, 26 C pour 33 C û HR 40 %/jour). Une pulvérisation au-delà de ce point provoque la pénétration de gouttelettes d'eau dans le compresseur. Bien que l'évaporation de ces gouttelettes pendant la compression soit avantageuse en raison d'un effet d'interrefroidissement, l'effet préjudiciable provoqué par le choc de celles-ci contre les aubes du compresseur peut être problématique pour des performances durables et le bon état de la machine. Une autre solution consiste à refroidir l'air d'entrée d'une manière indirecte, généralement par l'intermédiaire d'un serpentin placé dans le conduit d'entrée de la turbine à gaz et alimenté en eau réfrigérée depuis un système de réfrigération mécanique (Fig. 3). Les principaux systèmes de réfrigération mécanique commercialisés sont des refroidisseurs à absorption et les refroidisseurs monoblocs avec des compresseurs de réfrigérant à entraînement mécanique (par exemple à moteur électrique). Ces systèmes peuvent refroidir l'air jusqu'au point de rosée (par exemple, 27,5 C pour 33 C û HR 40 %/jour). Si une capacité suffisante du refroidisseur est assurée, un refroidissement plus poussé sous le point de rosée est possible par condensation de l'humidité ambiante. La puissance par temps chaud peut également être accrue par un surpresseur (qui met sous pression l'air d'entrée afin d'accroître sa densité) ou par un compresseur à augmentation qui comprime un second flux à ajouter dans la chambre de combustion (non illustré ici). Une haute température d'allumage dans la turbine à gaz est un élément crucial pour assurer une plus grande puissance fournie par unité de débit massique, en permettant un plus grand rendement du cycle combiné. De plus, pour une température d'allumage donnée, il y a un taux de compression optimal du cycle qui donne une valeur maximale du rendement du cycle combiné. Il peut théoriquement être démontré que le taux de compression optimal du cycle a tendance à s'accroître de plus en plus à mesure qu'augmente la température d'allumage. Pour ces turbines, les compresseurs font donc l'objet d'une demande de niveau plus élevé du taux de compression, avec en même temps comme objectif un nombre minime de pièces, un fonctionnement simple et un coût global bas. En outre, le compresseur doit permettre cette augmentation du niveau du taux de compression du cycle avec un rendement de compression qui accroît le rendement global du cycle. Enfin, le compresseur doit fonctionner d'une manière stable d'un point de vue aérodynamique et aéromécanique dans une large gamme de débits massiques associés à une variation des caractéristiques de puissance fournie du fonctionnement du cycle combiné. L'air consommé par les turbines à gaz industrielles contient toujours une quantité inconnue de particules solides et liquides en suspension dans l'air. Celles-ci comprennent des impuretés, des poussières, des pollens, des insectes, de l'huile, du sel marin, de la suie, des hydrocarbures imbrûlés, etc. Des dépôts se forment sur les aubes mobiles de turbomachine du compresseur lorsque ces matières en suspension dans l'air adhèrent aux aubes mobiles et les unes aux autres, ce qui induit des modifications du profil aérodynamique des aubes, de l'état de surface des aubes et de l'angle d'incidence du flux. Cet encrassement aboutit en même temps à une dégradation des paramètres de performances, à savoir le débit massique, le rendement thermodynamique, le taux de compression et le taux de compression de pompage. Cette dernière influence peut provoquer une dégradation de la marge entre le taux de compression de fonctionnement et la ligne de pompage, ce qu'on appelle ordinairement la marge au pompage. Le taux de compression maximale que peut fournir le compresseur en régime continu est ordinairement défini d'après une marge par rapport à la courbe du taux de compression en pompage. Le pompage d'un compresseur est l'oscillation à basse fréquence du flux lorsque le flux se sépare des aubes mobiles et inverse son sens d'écoulement dans la machine, c'est-à-dire qu'il sert de limite physique au fonctionnement d'un compresseur à une vitesse donnée. La solution classique pour protéger un compresseur consiste à programmer dans la commande de la turbine à gaz ce qu'on appelle une ligne de limite de fonctionnement qui offre une marge par rapport à une limite de pompage d'un compresseur neuf et propre. L'une des considérations à prendre pour rétablir cette marge est une tolérance fixe pour le niveau prévu d'encrassement du compresseur et l'effet correspondant sur la marge au pompage. Une fois établie, cette tolérance n'est modifiée ni avec le temps ni en fonction des conditions de fonctionnement. En référence à la Fig. 4, il y est illustré une mappe typique d'un compresseur de turbine à gaz qui est un relevé du taux de compression en fonction du débit. La mappe du compresseur est définie par plusieurs courbes de vitesse de rotation constante corrigées conformément aux conditions ISO de 1,013 bar (14,696 psia) et de 518,67 R. La mappe de la Fig. 4 est en outre définie par une courbe de taux de surpression. Comme indiqué plus haut, la ligne de pompage est le taux de compression auquel le flux s'écarte des aubes mobiles et inverse son sens d'écoulement, c'est-à-dire la limite du compresseur à une vitesse donnée. Une courbe de limite de fonctionnement est définie pour fournir une marge voulue par rapport aux taux de compression associés à des limites de fonctionnement, compte tenu à la fois du taux de surpression et du reflux. Ces limites de fonctionnement comprennent l'apparition d'un décollement tournant et la survenance de déformation excessive des aubes mobiles, à des taux de compression élevés proches de la ligne de pompage. Un fonctionnement au-dessus de la courbe de limite de fonctionnement n'est pas permis par le système de commande de la turbine à gaz. Ainsi, la courbe de limite de fonctionnement est la ligne établie par le fabricant de la turbine à gaz comme limite maximale de fonctionnement pour le compresseur. A courbe nominale (de charge de base) de fonctionnement est la condition de fonctionnement dans laquelle la turbine et le compresseur fonctionnent à une vitesse corrigée qui varie. Une courbe nominale de fonctionnement de combinaisons admissibles de taux de compression et de débit est définie par la superficie du distributeur de turbine de premier étage qui est choisie pour assurer une marge au pompage voulue par temps froid. Un point de conception est défini comme l'intersection de la courbe de vitesse corrigée à 100 % et de la courbe nominale de fonctionnement. Des contre-mesures pour empêcher les problèmes de limite de fonctionnement d'un compresseur se présentent sous trois formes. Il s'agit de la température d'allumage (laquelle peut être réduite pour abaisser le débit volumique à l'entrée de la turbine et donc le taux de compression du compresseur), la décharge du compresseur à l'extérieur (qui réduit le taux de compression avec un réglage invariable des aubes fixes de guidage), et le réchauffage de l'air à l'entrée du compresseur (qui réduit le débit de l'air et le taux de compression). Le réchauffage de décharge d'entrée combine deux de ces approches en déchargeant l'air chaud de déchargement de compresseur dans l'entrée pour accroître la température de l'air d'entrée. Les figures 2 et 3 représentent deux systèmes selon la technique antérieure combinant la chaleur de décharge d'entrée pour une protection de la marge de la limite de fonctionnement du compresseur avec une nébulisation à l'entrée, un refroidissement par évaporation ou une réfrigération mécanique par temps chaud. Comme il en va toujours dans la conception d'une centrale, la solution spécifique choisie pour améliorer la puissance fournie par temps chaud ou pour maintenir la marge de fonctionnement du compresseur est fonction des conditions ambiantes et de fonctionnement spécifiques du lieu, des performances pouvant être atteintes grâce à chaque système en concurrence et des coûts impliqués pour la mise en oeuvre et l'exploitation. L'invention propose un système perfectionné permettant à la fois d'accroître 35 la puissance fournie par temps chaud et de maintenir la marge de fonctionnement du compresseur à toutes les valeurs de température ambiante et de charge d'une installation de turbine à gaz à cycle combiné. La solution proposée bénéficie du fait que les deux objectifs peuvent être atteints en manipulant la température de l'air à l'entrée du compresseur. En particulier, l'invention peut être mise en oeuvre dans un système conçu pour refroidir l'air d'entrée par temps chaud, également capable de chauffer l'air d'entrée comme cela peut être nécessaire pour maintenir une bonne marge de fonctionnement du compresseur à de basses températures de l'air ambiant ou lors de la combustion de combustibles dilués, seulement au prix d'un faible surcoût. Un exemple de configuration du système pour des applications à des cycles combinés mettant en oeuvre l'invention est illustré sur la Fig. 5. Le système emploie, par exemple, un refroidisseur de liquide à absorption (RLA) 30, disponible dans le commerce, pour accroître la production d'électricité par temps chaud en combinaison avec un réchauffeur à extraction 32 qui utilise de la vapeur extraite, en 34, de la turbine à vapeur 28, nécessaire pour chauffer l'air d'entrée 10 de la turbine à gaz via un serpentin de refroidissement/réchauffage 36 d'entrée lorsqu'on a besoin d'une marge plus grande de limite de fonctionnement du compresseur. Le refroidissement de liquide à absorption (RLA) 30 utilise de la vapeur 34 extraite de la turbine comme source de chaleur dans son générateur pour séparer les vapeurs de réfrigération d'une solution liquide. (Un exemple de RLA qui convient est constitué par le système Horizon à un seul étage d'absorption fonctionnant à la vapeur, fabriqué par Trane.) Le RLA est avantageux par rapport à d'autres systèmes mécaniques de réfrigération comme les refroidisseurs monoblocs à refroidissement par air ou eau en ce qu'il supprime la nécessité d'une compression de vapeurs et donc d'un gros organe parasite consommant de l'énergie. Des exemples de calculs démontrent que la perte de puissance délivrée par la turbine à vapeur du fait de la vapeur d'extraction est minime et que les très faibles besoins en énergie de pompage du RLA sont négligeables. De ce fait, pour le même travail de réfrigération en entrée et la même augmentation de puissance, le système muni du RLA aboutit à un meilleur rendement net du cycle combiné. Comme évoqué plus haut, le système illustré introduit un réchauffeur à extraction 32 dans la boucle 38 d'agent de refroidissement à serpentin 36 du refroidisseur d'entrée de turbine à gaz. Le réchauffeur à extraction peut servir à réchauffer, selon une autre possibilité, le fluide dans la boucle 38 d'agent de refroidissement (et donc l'air d'entrée 10) lorsque cela est nécessaire pour accroître la marge de la limite de fonctionnement du compresseur. Ainsi, en mode réfrigération, la vapeur d'extraction 34 n'alimente que le refroidisseur 30 et, en mode réchauffage, la vapeur d'extraction 34 n'alimente que le réchauffeur 32. Cette configuration assure un fonctionnement très efficace dans les deux modes de réchauffage et de refroidissement puisque la vapeur d'extraction 34 a déjà réalisé la majeure partie de son travail dans la turbine à vapeur avant que sa chaleur résiduelle (principalement latente) ne serve à chauffer l'air d'entrée 10 ou à fournir de la chaleur pour le RLA 30. Un avantage secondaire de l'utilisation de vapeur d'extraction 34 à ces fins est la réduction du rejet de chaleur par le condenseur 40 et donc des pertes de pression dans le condenseur et des pertes d'échappement de la turbine à vapeur, ce qui contribue dans les deux cas à compenser l'énergie perdue par l'absence de détente de la vapeur 34 pour produire de l'électricité. Dans des applications employant de l'air comme agent de refroidissement, la réduction des rejets de chaleur par le condenseur par temps chaud à l'aide de la vapeur d'extraction 34 pour le RLA 30 offre également un avantage pécuniaire en réduisant les dimensions requises du condenseur d'air. Dans certaines applications, l'avantage offert par le RLA 30 en ce qui concerne les performances par l'intermédiaire de l'extraction 34 de la turbine à vapeur peut ne pas être justifié par le coût plus élevé du refroidisseur en comparaison d'un système de refroidisseur monobloc avec, par exemple, une compression de vapeur sous l'action d'un moteur électrique. Cela mène à une autre forme de réalisation possible illustrée sur la Fig. 6, qui conserve le réchauffeur à extraction 32 pour réguler la limite de fonctionnement du compresseur, mais remplace le RLA par un refroidisseur mécanique 42. Pour le reste, cette forme de réalisation correspond à la forme de réalisation de la Fig. 5. Une autre forme de réalisation, illustrée sur la Fig. 7, apporte une solution dans le cas où des conditions locales d'utilisation ou la conception de la centrale ne justifient pas du tout une augmentation de la production d'électricité par temps chaud, auquel cas le système se réduit uniquement à un système de réchauffage comprenant un réchauffeur à extraction 32 et une boucle 138 de circulation de fluide de réchauffage. Ce système offre un meilleur rendement par temps froid en comparaison des systèmes de réchauffage de décharge d'entrée selon la technique antérieure. Un dernier exemple de forme de réalisation, illustré sur la Fig. 8, apporte une solution dans le cas où la limite de fonctionnement du compresseur est atteinte par temps froid, de telle sorte que l'eau résiduaire 44 de refroidissement du condenseur est suffisamment chaude pour chauffer l'air d'entrée de la turbine à gaz (au lieu de la vapeur d'extraction 34 de la turbine à vapeur). Cette configuration supprime la conduite d'extraction 46 de turbine à vapeur, le réchauffeur d'extraction 32 et la tuyauterie de vidange 48 (si un réchauffeur monobloc 42 est utilisé pour une augmentation par temps chaud), en substituant une alimentation 50 en eau de refoulement de condenseur pour la boucle 238 de circulation de fluide au serpentin 36 d'entrée de turbine à gaz. Ce doit être une solution moins coûteuse si le serpentin 36 d'entrée de turbine à gaz est déjà suffisamment grand (dimensionné pour une réfrigération par temps chaud) et si la température d'entrée de turbine à gaz nécessaire pour la marge de limite de fonctionnement est toujours suffisamment inférieure à la température de l'eau de refroidissement de condenseur refoulée 44. Le système selon la Fig. 8 présente toujours un meilleur rendement par temps froid par rapport aux systèmes de chaleur de décharge d'entrée selon la technique antérieure et peut surpasser celui de la forme de réalisation de la Fig. 5 dans certaines circonstances. Les performances par temps chaud dépendent fortement de l'humidité ambiante locale et des investissements financiers par rapport aux gains de puissance fournis. Laprésente invention n'améliore pas en elle-même les performances par temps chaud par rapport à la technique antérieure, mais constitue en fait une solution synergique qui résout le problème de la limite de fonctionnement du compresseur en dotant le système classique d'une capacité de réchauffage efficace pour une augmentation de la puissance fournie par temps chaud (réfrigération d'entrée). La puissance délivrée par temps froid selon la présente invention est sensiblement la même que celle pouvant être atteinte par un système de réchauffement de décharge d'entrée. Cependant, les performances de consommation spécifique de chaleur par temps froid de l'invention proposée sont bien meilleures que pour le système de réchauffage de décharge d'entrée selon la technique antérieure. Cet avantage de consommation spécifique de chaleur s'accroît sous charge partielle car la température d'entrée voulue de la turbine à gaz peut être établie pour parvenir à un rendement maximal (ce qui peut porter la marge de fonctionnement du compresseur au-delà du minimum requis), tandis que le meilleur rendement pouvant être atteint avec la chaleur de décharge d'entrée n'est jamais meilleur que lorsque la machine est exploitée à sa marge minimale de fonctionnement (réchauffage minimal de décharge d'entrée). Par ailleurs, le système de réchauffage de décharge d'entrée a normalement une marge de réglage effective minime pour un profil uniforme de la température d'entrée du compresseur, ce qui nécessite une exploitation du système au-dessus du débit minimal de décharge d'entrée lorsque le système a seulement besoin d'une légère amélioration (par exemple, juste au-dessous de -7 C). LISTE DES REPERES Entrée pour air 10 Air comprimé 12 Mélange de combustion 14 Gaz d'échappement 16 Compresseur 18 Chambre de combustion 20 Turbine à gaz 22 Générateur de vapeur à récupération de chaleur (GVRC) 26 Turbine à vapeur 28 Refroidisseur de liquide à absorption (RLA) 30 Réchauffeur à extraction 32 Vapeur d'extraction 34 Serpentin de refroidissement/réchauffage d'entrée 36 Boucle d'agent de refroidissement 38 Condenseur 40 Refroidisseur monobloc 42 Eau résiduaire de refroidissement de condenseur 44 Tuyauterie d'extraction de turbine à vapeur 46 Tuyauterie de vidange 48 Alimentation en eau de refoulement de condenseur 50 Boucle de circulation de fluide de réchauffage 138 Boucle de circulation de fluide 238 REVENDICATIONS 1. Procédé de réchauffage sélectif d'air ambiant pénétrant dans un compresseur associé à une turbine à gaz, d'un système de production d'électricité à cycle combiné ayant une pluralité de turbines dont une turbine à gaz (22) comportant un compresseur (18) et une turbine à vapeur (28), lesdites turbines étant couplées de manière motrice à un ou plusieurs générateurs pour produire de l'électricité, et un condenseur (40) servant à condenser de la vapeur détendue dans la turbine à vapeur, comprenant les étapes suivantes : extraire, de ladite turbine à vapeur (28) et/ou dudit condenseur (40), un fluide choisi (34, 44) à température supérieure à une température dudit air ambiant, et diriger ledit air ambiant (10) via un échangeur de chaleur (36) pour recevoir de la chaleur, directement ou indirectement, dudit fluide choisi, grâce à quoi la température dudit air ambiant s'élève dans ledit échangeur de chaleur. 2. Procédé selon la revendication 1, dans lequel de la chaleur dudit fluide choisi est transmise (32) à un fluide de travail passant de manière cyclique (38, 138) par ledit échangeur de chaleur. 3. Procédé selon la revendication 2, dans lequel ledit fluide extrait est ajouté directement (50) audit fluide de travail (238). 4. Procédé selon la revendication 2, comprenant en outre une étape consistant à refroidir de manière sélective (30, 42) ledit fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit air d'entrée. 5. Système de production d'électricité à cycle combiné, comprenant : une turbine à gaz (22) munie d'un compresseur (18) ; une turbine à vapeur (28) ; un condenseur (40) servant à condenser de la vapeur résiduaire détendue dans ladite turbine à vapeur ; un échangeur de chaleur (36) servant à commander la température d'air d'entrée dudit compresseur ; et une structure définissant un trajet d'écoulement (38, 138, 238) pour un fluide de travail passant par ledit échangeur de chaleur (36) et coopérant avec ladite turbine à vapeur (28) ou ledit condenseur (40) pour chauffer de manière sélectiveledit fluide de travail afin d'élever la température dudit air d'entrée via ledit échangeur de chaleur. 6. Système selon la revendication 5, dans lequel un refroidisseur (30) de liquide à absorption est disposé sur ledit trajet d'écoulement (38) de fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit fluide de travail. 7. Système selon la revendication 6, dans lequel ledit refroidisseur (30) de liquide à absorption coopère avec un trajet d'écoulement pour de la vapeur (34) extraite de ladite turbine à vapeur pour servir de manière sélective de source de chaleur, dans un générateur, dudit refroidisseur de liquide à absorption. 8. Système selon la revendication 5, dans lequel un refroidisseur (42) avec des compresseurs de réfrigérant actionnés par un moteur électrique est disposé sur ledit trajet d'écoulement (38, 238) de fluide de travail pour refroidir de manière sélective ledit fluide de travail. 9. Système selon la revendication 5, dans lequel ladite structure définissant le trajet d'écoulement (238) pour fluide de travail coopère (50) avec un courant d'eau résiduaire (44) de refroidissement dudit condenseur (40) pour faire passer une partie de ladite eau résiduaire de refroidissement jusqu'audit échangeur de chaleur. 10. Système selon la revendication 5, dans lequel ladite structure définissant ledit trajet (38, 138) de fluide de travail est disposée de manière à réaliser un échange de chaleur avec un trajet d'écoulement pour de la vapeur (34) extraite de ladite turbine à vapeur afin de réchauffer de manière sélective ledit fluide de travail avec ladite vapeur extraite.