Manutenção de Turbinas

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Machines thermiques 
et systèmes de production 
d'énergie électrique 
Ti151 - Machines hydrauliques, aérodynamiques et thermiques 
 
Réf. Internet : 42167 
M É C A N I Q U E 
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III
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Machines hydrauliques, aérodynamiques et 
thermiques
(Réf. Internet ti151)
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IV
Machines hydrauliques et thermiques : fondamentaux et 
concepts innovants 
Réf. Internet : 42171 
Combustion dans les moteurs thermiques et environnement Réf. Internet : 42166 
Technologie des moteurs thermiques Réf. Internet : 42165 
Moteur thermique : alimentation et lubrification Réf. Internet : 42829 
Groupes motopropulseurs (GMP) automobiles : contrôles et 
hybridation 
Réf. Internet : 42169 
Turbomachines aéronautiques Réf. Internet : 42170 
Machines aérodynamiques et compresseurs Réf. Internet : 42176 
Technologies du vide Réf. Internet : 42175 
Machines hydrauliques : pompes et hélices Réf. Internet : 42173 
Machines thermiques et systèmes de production d'énergie 
électrique 
Réf. Internet : 42167 
Stockage et transfert des fluides des machines hydrauliques et 
thermiques 
Réf. Internet : 42174 
Pierre DURET
Directeur de l'ENSPM (École nationale supérieure du pétrole et des moteurs)
Paul KUENTZMANN
Haut Conseiller Honoraire à l'Office National d'Etudes et Recherches 
Aérospatiales , (ONERA)
Robert REY
Ingénieur Arts et Métiers, Professeur Arts et Métiers ParisTech - Laboratoire 
DynFluid - CER Paris 
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thermiques
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Claude ADES
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Quentin BADEY
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George DARIE
Pour l’article : BM4189
Charles DELACOURT
Pour l’article : RE231
Bruno FACCHINI
Pour les articles : BM4565 – BM4566 – BM4567
Luca INNOCENTI
Pour l’article : BM4566
Yves LORANCHET
Pour l’article : B4425
Renaut MOSDALE
Pour l’article : BM4850
Henri-Pierre RAMELLA
Pour l’article : BM4186
Michel VINCENT DE PAUL
Pour les articles : BM4560 – BM4561 
Les auteurs ayant contribué à cet ouvrage sont :
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VI
Machines thermiques et systèmes de production d'énergie 
électrique
(Réf. Internet 42167) 
S O M M A I R E 
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VII
1– Turbines à vapeur Réf. Internet page 
Maintenance des turbines à vapeur BM4186 11 
Turbines à luide compressible. Conception et fonctionnement BM4560 13 
Turbines à luide compressible. Pertes et moyens de les réduire BM4561 17 
2– Turbines à gaz Réf. Internet page 
Mise en oeuvre des turbines à gaz dans l'industrie B4425 25 
Refroidissement des turbines à gaz. Inluence sur le rendement BM4565 29 
Refroidissement des turbines à gaz. Techniques et eicacité BM4566 33 
Refroidissement des turbines à gaz. Chambre de combustion BM4567 39 
3– Groupes auxiliaires, autres systèmes Réf. Internet page 
Réhabilitation des centrales thermiques BM4189 43 
Piles à combustible appliquées aux véhicules BM4850 47 
Vieillissement des accumulateurs lithium-ion dans l'automobile RE231 53 
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Machines thermiques et systèmes de production d'énergie 
électrique
(Réf. Internet 42167) 
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1– Turbines à vapeur Réf. Internet page 
Maintenance des turbines à vapeur BM4186 11 
Turbines à luide compressible. Conception et fonctionnement BM4560 13 
Turbines à luide compressible. Pertes et moyens de les réduire BM4561 17 
2– Turbines à gaz 
3– Groupes auxiliaires, autres systèmes 
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Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.
© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique BM 4 186 − 1
Maintenance des turbines à vapeur
par Henri-Pierre RAMELLA
Ingénieur, EDF
a turbine à vapeur est un des matériels stratégiques des installations de pro-
duction d’énergie électrique. Son indisponibilité entraîne la perte de la pro-
duction d’énergie, contrairement à d’autres matériels (pompes alimentaires,
pompes de circulation assistée, ventilateurs...) dont la redondance permet de
poursuivre l’exploitation des installations soit à pleine charge, soit éventuelle-
ment à charge partielle.
Par ailleurs, la turbine peut être le siège d’incidents graves, qualifiés d’acci-
dents majeurs, caractérisés par la destruction de la machine, voire l’émission de
projectiles des parties tournantes. Ces accidents, heureusement rares, présen-
tent des risques notables pour la sécurité des personnes et l’intégrité des instal-
lations.
La maintenance des turbines à vapeur revêt un caractère important qui vise les
deux objectifs suivants :
— la prévention des accidents majeurs. Il s’agit d’assurer la sécurité des per-
sonnes et des biens en prenant les dispositions pour éviter l’émission de projec-
tiles par les rotors ;
— la limitation des indisponibilités fortuites et de leurs conséquences écono-
miques.
Plus généralement, cette préoccupation d’éviter l’accident majeur est éga-
lement prise en compte dans la conduite des groupes turboalternateurs par la
mise en œuvre de moyens de surveillance et la réalisation d’essais périodiques
des systèmes de sécurité.1. Objectifs de la maintenance ................................................................. BM 4 186 - 2
1.1 Prévention des accidents majeurs ............................................................. — 2
1.2 Limitation des indisponibilités fortuites .................................................... — 2
2. Exploitation ............................................................................................... — 2
2.1 Surveillance.................................................................................................. — 2
2.2 Essais et analyses périodiques................................................................... — 3
2.3 Maintenance préventive ............................................................................. — 3
3. Composants de la turbine ..................................................................... — 3
3.1 Parties mobiles (ou rotors) ......................................................................... — 3
3.2 Organes d’admission vapeur...................................................................... — 5
3.3 Clapets de soutirage.................................................................................... — 5
3.4 Paliers et butée de la ligne d’arbres........................................................... — 5
3.5 Parties fixes .................................................................................................. — 6
4. Conservation à l’arrêt ............................................................................. — 6
5. Conclusion ................................................................................................. — 6
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MAINTENANCE DES TURBINES À VAPEUR __________________________________________________________________________________________________
Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.
BM 4 186 − 2 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
1. Objectifs 
de la maintenance
1.1 Prévention des accidents majeurs
L’énergie emmagasinée dans les rotors est à l’origine des consé-
quences potentiellement graves des accidents majeurs de turbines
de grande puissance (figure 1). Les précautions prises au stade de la
conception, de la fabrication, de la conduite et de la maintenance
des turbines visent à maintenir la probabilité d’apparition d’un acci-
dent majeur à un niveau très faible (environ 10−4 par tranche et par
an). Cependant, des destructions partielles ou totales de groupes
turboalternateurs se produisent parfois sur le parc mondial.
Les accidents majeurs peuvent résulter de différentes causes.
■ Éclatement brutal en survitesse de l’arbre d’un rotor sain : ce
mode de ruine est engendré, lors de l’emballement du groupe tur-
boalternateur, par les efforts centrifuges supérieurs à la limite de
résistance du matériau.
■ Fissuration transverse à l’axe d’un rotor sous l’effet de la fatigue
par flexion rotative.
■ Rupture brutale de l’arbre d’un rotor en survitesse ou à vitesse
nominale. Ce mode de ruine, qui intervient à une vitesse inférieure
à la survitesse d’éclatement du rotor sain, a pour origine la présence
de défauts qui se développent :
— sous l’action de la fatigue (en particulier lors des cycles démar-
rage-arrêt) ;
— sous l’effet de fatigue-fretting, fatigue-corrosion ;
— sous l’effet de la corrosion sous contrainte ;
— sous l’effet du fluage pour les rotors « haute température ».
Dans le cas de turbines ayant accumulé un grand nombre d’heu-
res de fonctionnement, la nocivité de certains de ces phénomènes
est accrue par l’augmentation de la température de transition avec
le vieillissement du matériau en température qui conduit à des
tailles de défauts critiques inférieures.
Afin d’éviter l’apparition d’accidents majeurs, l’exploitant cherche
à limiter les risques d’emballement de la ligne d’arbres et à maîtriser
le développement des défauts pouvant affecter l’intégrité des
rotors. Il doit porter son attention en priorité sur :
— l’état et le fonctionnement des organes d’admission vapeur
(§ 3.2) ;
— l’état et le fonctionnement des clapets de soutirage (si la
machine est équipée de ces dispositifs) (§ 3.3) ;
— le bon fonctionnement des dispositifs de sécurité contre les
survitesses ;
— la recherche et la surveillance des défauts sur les rotors (§ 3.1).
1.2 Limitation des indisponibilités 
fortuites
En complément des actions destinées à éviter l’accident majeur,
des dispositions sont nécessaires pour limiter les indisponibilités
fortuites des turbines. Les défaillances correspondantes, si elles ne
remettent pas en cause l’intégrité de la ligne d’arbres, entraînent
généralement des indisponibilités longues et des réparations lour-
des et onéreuses. Les analyses statistiques montrent que les princi-
pales causes d’indisponibilité concernent trois grands ensembles :
— les parties mobiles (rotors équipés de leurs ailettes) (§ 3.1) ;
— les organes d’admission vapeur (§ 3.2) ;
— les paliers et la butée de la ligne d’arbres (§ 3.4).
Ces considérations ont amené un développement particulier de la
maintenance préventive et de la surveillance dans ces domaines.
2. Exploitation
Les turbines à vapeur peuvent être classées en deux grandes caté-
gories suivant qu’elles sont situées sur un cycle thermodynamique
de type classique [B 1 250] ou nucléaire basse température (réacteur
à eau pressurisée [B 3 312] ou réacteur à eau bouillante). Les carac-
téristiques des cycles entraînent des différences d’une part dans la
conception des machines, d’autre part sur les modes de dégradation
et les actions de maintenance correspondantes.
■ Le cycle classique se caractérise par une température élevée de la
vapeur qui nécessite que le concepteur et l’exploitant se préoccu-
pent du phénomène de fluage des matériaux.
■ Le cycle nucléaire basse température, qui se caractérise par une
température de vapeur plus faible, ne soumet pas les machines au
phénomène de fluage. Par contre, la détente de la vapeur, qui
s’effectue pour une grande partie dans le domaine humide, rend les
machines sensibles aux phénomènes d’érosion et de corrosion sous
contrainte. En général, ces machines fonctionnent à mi-vitesse de
rotation des turbines des cycles classiques et leurs composants pré-
sentent des dimensions plus importantes.
Cependant, à l’exception de quelques points spécifiques de sur-
veillance liés aux caractéristiques des cycles thermodynamiques, la
maintenance des turbines à vapeur des cycles classiques et des
cycles nucléaires relève de la même philosophie.
L’optimisation des coûts de maintenance s’appuie sur le retour
d’expérience général du comportement des machines. Cette ana-
lyse conduit à l’établissement de spécifications d’exploitation dans
les domaines de la surveillance, des essais et analyses périodiques,
et de la maintenance des turbines à vapeur.
2.1 Surveillance
La surveillance en exploitation relève généralement de la
conduite des installations ; elle constitue la première action de
maintenance. Elle revêt un caractère essentiel et permet de détecter,
par l’évolution anormale d’un ou de plusieurs paramètres, une
défaillance potentielle qui pourrait compromettre à terme la dispo-
nibilité des machines.
Elle permet d’engager des actions d’analyse, de diagnostic et de
maintenance conditionnelle pertinentes. Les coûts de maintenance
et les indisponibilités seront d’autant plus faibles que les spécifica-
tions auront été respectées et les anomalies détectées de façon pré-
coce.
La surveillance en exploitation s’exerce au travers de différentes
actions.
2.1.1 Ronde
Certaines anomalies de matériels peuvent se manifester par des
symptômes observables lors des rondes effectuées par l’exploitant
sur les installations.Ces manifestations peuvent permettre de détec-
ter de façon précoce des maladies potentielles. Ce sont notamment :
— l’apparition de fuites ;
— un niveau anormal de vibration ou de température à proximité
des machines ;
— l’évolution du niveau sonore ou l’apparition de bruits sus-
pects.
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique BM 4 560 - 1
Turbines à fluide compressible
Conception et fonctionnement
par Michel VINCENT DE PAUL
Ingénieur de l’École centrale de Paris
Chef du département Recherches grandes turbines à vapeur de GEC-ALSTHOM
es turbines sont des machines qui transforment l’énergie d’un fluide en
énergie mécanique de rotation disponible sur un arbre et permettant
d’entraîner une autre machine, alternateur pour la production d’électricité,
compresseur, etc.
■ Le fluide peut être incompressible, c’est le cas des turbines hydrauliques, ou
compressible avec les deux grandes familles : turbines à gaz et turbines à
vapeur. Ces turbines à fluide compressible se distinguent essentiellement des
turbines hydrauliques par deux aspects :
— par l’origine de l’énergie du fluide moteur ; dans la turbine hydraulique,
c’est la pesanteur ; pour les gaz, l’énergie liée à la pesanteur est négligeable ;
l’origine de l’énergie est la pression et la température du fluide ; la chute
d’enthalpie remplace la hauteur de la chute d’eau ;
— la variation de la masse volumique, ce qui, lorsque la vitesse atteint la
vitesse du son, peut entraîner des modifications importantes dans l’écoulement
avec en particulier l’apparition d’ondes de choc.
1. Généralités et rappels............................................................................. BM 4 560 - 4
1.1 Rappel des équations ................................................................................. — 4
1.2 Valeurs moyennes ....................................................................................... — 5
1.3 Triangles des vitesses ................................................................................. — 5
1.3.1 Écoulement purement axial.............................................................. — 5
1.3.2 Écoulement non axial........................................................................ — 6
1.4 Degré de réaction ........................................................................................ — 7
1.4.1 Définitions .......................................................................................... — 7
1.4.2 Degré de réaction et forme des aubes mobiles .............................. — 7
1.5 Paramètres sans dimension ....................................................................... — 8
1.6 Types de turbines à fluide compressible ................................................... — 8
1.6.1 Turbines axiales et turbines radiales ou mixtes.............................. — 8
1.6.2 Turbines à action et turbines à réaction........................................... — 9
2. Turbines axiales : conception et fonctionnement .......................... — 10
2.1 Conception d’un étage ................................................................................ — 10
2.1.1 Étage à aubes courtes ....................................................................... — 10
2.1.2 Étage à aubes longues ...................................................................... — 12
2.1.3 Conception du dernier étage basse pression
des turbines à vapeur......................................................................... — 14
2.1.4 Rendement d’une turbine multiétages ............................................ — 16
2.2 Fonctionnement d’une turbine à des régimes variés ............................... — 17
2.2.1 Divers types de fonctionnement ...................................................... — 17
2.2.2 Problèmes vibratoires liés à l’écoulement ...................................... — 18
Pour en savoir plus........................................................................................... Doc. BM 4 562
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TURBINES À FLUIDE COMPRESSIBLE _______________________________________________________________________________________________________
Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.
BM 4 560 - 2 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
■ Cet article, bien que général, est plus orienté vers les turbines à vapeur, les
aspects plus particulièrement liés aux turbines à gaz étant traités dans l’article
« Turbines à gaz aéronautiques et terrestres ».
Après avoir expliqué le fonctionnement de ces turbines, notamment celui des
turbines axiales plus simples à exposer, on insistera sur les pertes et les moyens
de les réduire. Si les codes de calcul actuels, qui ne sont pas décrits ici, permet-
tent de prévoir de plus en plus correctement l’écoulement, la détermination des
pertes est encore assez imprécise du fait de la nécessité de maillages extrême-
ment fins, mais surtout de la modélisation encore imparfaite de la turbulence.
Aussi est-il nécessaire, ne serait-ce que pour « comprendre » les calculs, et
pour éviter certaines erreurs, de connaître les phénomènes physiques qui régis-
sent le fonctionnement de ces machines.
Nota : l’article « Turbines à fluide compressible » fait l’objet de plusieurs fascicules :
BM 4 560 Conception et fonctionnement
BM 4 561 Pertes et moyens de les réduire
Les sujets ne sont pas indépendants les uns des autres. Le lecteur devra assez souvent se reporter à l’autre fascicule. Le
numéro de fascicule est suivi du numéro de paragraphe ou de figure.
Turbine « Arabelle » de GEC-ALSTHOM de 1 500 MW constituée d’un corps combiné
haute et moyenne pression et de 3 corps basse pression (dont un n’est pas fermé
sur cette photographie)
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______________________________________________________________________________________________________ TURBINES À FLUIDE COMPRESSIBLE
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique BM 4 560 - 3
Notations et symboles
Symbole Définition Symbole Définition
a vitesse locale du son U vitesse d’entraînement
c col V vitesse absolue
Cf coefficient de frottement V* vitesse fictive représentant la chute disponible
cp, cV
capacités thermiques massiques à pression, à volume 
constants
W vitesse relative
CR coefficient de récupération x direction axiale
D diamètre y distance suivant la hauteur des aubes
F force z distance suivant le pas
h, h* enthalpie massique statique, d’arrêt Z rapport diamètre sommet sur diamètre base
H hauteur d’aube α angle absolu
H paramètre de forme des couches limites (= δ*/δ2) α coefficient de débit
H3 paramètre de forme = δ3/δ2 β angle relatif
j jeu β coefficient prenant en compte la non-uniformité des 
vitesses dans une section
corde de l’aube γ exposant isentropique = cp/cV
m abscisse curviligne δ épaisseur de couche limite
m coefficient de perte par vitesse restante δ* épaisseur de déplacement de la couche limite
M nombre de Mach δ2 épaisseur de quantité de mouvement 
N vitesse de rotation (en tr/min) δ3 épaisseur d’énergie cinétique
 
n direction normale à une surface δm angle méridien
p, p* pression statique, d’arrêt isentropique ε degré de réaction
P puissance ζ coefficient de perte
Qm,v débit masse, volume η rendement
q débit de fuite λt, λm inclinaison tangentielle, méridienne
r constante des gaz (r = cp – cV) µ coefficient de charge ou viscosité
r rayon υ coefficient de débit
R rayon de courbureξ paramètre (= U/V*)
Re nombre de Reynolds P rapport de pression
s entropie massique ρ masse volumique
S surface τ travail massique
t pas d’une grille d’aubes ϕ coefficient de ralentissement pour les aubes fixes
T, T* températures statique, d’arrêt ψ coefficient de ralentissement pour les aubes mobiles
Liste des indices
0, 1, 2 amont, entrefer, aval d’un étage i intrados
¥ quantité après mélange m moyen ou méridien
a admission s sommet
b base s isentropique
c valeur au col ou au condenseur x axial
d débitant u tangentiel
e extrados ou échappement BF bord de fuite
E quantité à l’extérieur des couches limites
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TURBINES À FLUIDE COMPRESSIBLE _______________________________________________________________________________________________________
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BM 4 560 - 4 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
1. Généralités et rappels
1.1 Rappel des équations
On rappelle les équations de l’écoulement supposé station-
naire, sous leur forme la plus simple, c’est-à-dire monodimension-
nelle, pour préciser les notations et les hypothèses.
a) Conservation du débit-masse Qm d’un fluide de masse
volumique ρ qui passe au travers d’une surface S normale à
l’écoulement :
Qm = ρVS (1)
La vitesse de l’écoulement V peut s’exprimer en fonction du nom-
bre de Mach M et le débit prend alors la forme :
(2)
où
 pour un gaz parfait,
avec r constante des gaz (= cp – cV), 
γ exposant isentropique (= cp/cV)
cp et cV étant les capacités thermiques massiques (ou chaleurs spé-
cifiques suivant le terme couramment utilisé), respectivement à
pression et volume constants ;
p* et T * sont les pression et température d’arrêt, c’est-à-dire les
pression et température mesurées par une sonde fixe faisant face à
l’écoulement, en supposant, pour la pression, que le ralentissement
du fluide se fasse de façon isentropique.
b) Théorème des quantités de mouvement : il exprime que
la résultante des forces extérieures à un volume limité par une sur-
face S est égale à la variation du débit de quantité de mouvement à
travers la surface :
(3)
 étant la direction normale à la surface S.
On utilise surtout sous la forme énergétique d’Euler donnant le
travail recueilli sur l’arbre par unité de masse de fluide (> 0) :
τ = U1Vu1 – U2Vu2 (4)
(5)
avec U, V, W respectivement vitesse d’entraînement, vitesse abso-
lue et vitesse relative du fluide ; les indices 1 et 2 sont respective-
ment relatifs à l’amont et à l’aval de la roue (l’amont de la roue
correspondant à l’entrefer de l’étage) et l’indice « u » est relatif à la
direction tangentielle.
c) La conservation de l’énergie, ou premier principe de la
thermodynamique, s’écrit :
(6)
en l’absence d’échange de chaleur, c’est-à-dire pour un écoulement
adiabatique, hypothèse que l’on supposera réalisée dans la suite de
cet article.
L’enthalpie d’arrêt massique h* s’écrit, en l’absence de forces
volumiques : 
avec h enthalpie massique.
On constate, donc, pour un écoulement adiabatique :
— que, à la traversée des aubages fixes, l’enthalpie d’arrêt se
conserve puisque t = 0 ;
— que, à la traversée d’aubages mobiles, c’est la quantité :
appelée rothalpie, qui se conserve, comme on le déduit des équa-
tions (5) et (6).
d) Le deuxième principe de la thermodynamique peut
s’exprimer par la relation :
(7)
où la variation d’entropie ds est due soit à des échanges de chaleur
dq soit à des pertes df :
Tds = dq + df (8)
En écoulement adiabatique :
dq = 0
et la variation d’entropie est liée uniquement aux pertes.
e) Enfin, il existe un certain nombre de relations liant les
variables d’état.
■ Pour un gaz parfait à capacités thermiques massiques constan-
tes, on a :
(9)
(10)
(11)
La relation (11) entraîne que reste constant pour un écoule-
ment isentropique.
À partir de la relation (10), on peut écrire la température d’arrêt :
La vitesse du son :
peut s’écrire d’après (11) :
et d’après (9) :
d’où la relation entre températures d’arrêt et statique en fonction du
nombre de Mach :
et, en utilisant (11) sous sa forme isentropique et (9), les expres-
sions connues pour les pression et masse volumique d’arrêt
isentropique :
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------------M2+=
p
p*
------ 1
g 1Ð
2
------------M2+è ø
æ ö
gÐ
g 1Ð
------------
r
r*
------
è ø
æ ö
g
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique BM 4 561 - 1
Turbines à fluide compressible
Pertes et moyens de les réduire
par Michel VINCENT DE PAUL
Ingénieur de l’École centrale de Paris
Chef du département Recherches, Grandes Turbines à Vapeur de GEC-ALSTHOM
ans la partie « Conception et fonctionnement » de l’article « Turbines à
fluide compressible », on voit que le rendement global d’une turbine
dépend :
— du rendement mécanique ;
— du rendement volumétrique, fonction du débit q passant par le jeu néces-
saire entre stator et rotor ;
— du rendement adiabatique du groupe d’étages, fonction des coefficients de
ralentissement j et y et du coefficient m de perte par vitesse restante.
Nous n’étudierons pas les pertes mécaniques dont les origines sont diverses.
Nous allons, dans cette partie, analyser les différents phénomènes qui contri-
buent à la diminution du rendement et montrer comment il est possible de limi-
ter cette diminution. Nous avons classé ces pertes de rendement en deux
catégories.
Les manques à gagner représentent une énergie disponible, mais qu’on ne
peut pas transformer ; il s’agit :
— de l’énergie cinétique à la sortie du dernier étage ;
— de l’énergie du débit de fuite q qui ne va pas produire de travail.
Les pertes proprement dites, liées à l’écoulement, se concrétisent par une aug-
mentation d’entropie et sont représentées essentiellement par les coefficients de
ralentissement j et y et partiellement par le coefficient m (pour les pertes entre
étages).
Nota : l’article « Turbines à fluide compressible » fait l’objet de plusieurs fascicules :
BM 4 560 Conception et fonctionnement
BM 4 561 Pertes et moyens de les réduire
Les sujets ne sont pas indépendants les uns des autres.
Le lecteur devra assez souvent se reporter à l’autre fascicule. Le numéro de fascicule est suivi du numéro
de paragraphe ou de figure.
1. Réduction des « manques à gagner » ................................................ BM 4 561 - 2
1.1 Récupération de l'énergie cinétique de sortie : diffuseurs....................... — 2
1.2 Limitation des fuites : garnitures d'étanchéité.......................................... — 4
2. Analyse des pertes liées à l’écoulement
et moyens de les réduire.........................................................................— 8
2.1 Angle de sortie d'une grille d'aubes en écoulement bidimensionnel..... — 9
2.2 Perte en écoulement bidimensionnel ........................................................ — 10
2.3 Moyens pour réduire la perte de profil...................................................... — 15
2.4 Pertes liées à l'allongement fini des aubes ............................................... — 17
2.5 Réduction des pertes secondaires ............................................................. — 20
2.6 Autres pertes liées à l'écoulement ............................................................. — 22
2.7 Pertes et dégradations dues au fluide ....................................................... — 23
Pour en savoir plus .......................................................................................... Doc. BM 4 562
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1. Réduction des « manques
à gagner »
1.1 Récupération de l'énergie cinétique
de sortie : diffuseurs
On cherche, lors de la conception d'un étage isolé ou d'un dernier
étage, à minimiser cette énergie cinétique de sortie pour les condi-
tions normales de fonctionnement. On peut ensuite en récupérer
encore une partie en disposant, à la suite de l'étage, un diffuseur.
1.1.1 Rôle du diffuseur et énergie récupérable
■ Un diffuseur est un conduit dessiné de façon que le fluide ralen-
tisse et donc, en subsonique, qu'il subisse une recompression.
La pression juste à l'aval de l'étage sera donc inférieure à la pres-
sion d'échappement fixée (figure 1). Le diffuseur va ainsi créer une
dépression derrière la roue et ainsi augmenter la chute de l'étage.
■ Soient p2 et V2 la pression et la vitesse en sortie d'étage en pré-
sence du diffuseur et ces mêmes quantités en l'absence du
diffuseur. On supposera que la pression est aussi égale à en sor-
tie du diffuseur où la vitesse est .
L'efficacité de ce diffuseur est définie par un coefficient de
récupération :
On voit que l'énergie récupérable est (figure 1) :
Soit h le rendement adiabatique de la chute supplémentaire,
défini par :
alors :
■ Si l'on suppose que, avec ou sans diffuseur, on a la même section
d'échappement, que l'angle de la vitesse de sortie est le même (en
général, vitesse axiale), on peut écrire, pour un même débit : 
Si le rendement h peut être considéré comme constant le long de
la chute supplémentaire, on peut écrire :
soit, d’après l’équation (7) [cf. BM 4 560 § 1] :
Si le gaz peut être considéré comme parfait, les équations (9) et
(10) (cf. BM 4 560 § 1.1) conduisent à :
où
Le rendement s’écrit aussi :
d’où : 
Le travail récupéré peut alors être mis sous la forme :
lorsque l’on peut considérer que est petit devant 1.
La part d'énergie cinétique récupérée est sensiblement propor-
tionnelle à h CR et diminue lorsque le nombre de Mach de sortie
augmente.
En valeur absolue, le travail récupéré passe par un maximum en
fonction de M2, comme on le voit sur la figure 2, où l'énergie récu-
pérable est rapportée à l'enthalpie de sortie.
1.1.2 Coefficient de récupération
■ Ce coefficient a une valeur maximale dépendant du rapport des
sections d'entrée S et de sortie S" du diffuseur, et très légèrement
du nombre de Mach :
Pour les notations et symboles, se reporter au tableau placé au
début du fascicule BM 4 560.
Figure 1 – Ligne de détente avec et sans diffuseur
p '2 V '2,
p '2
V ''2
CR
Dhds
V 2
2 2¤
--------------=
Dt h '2
V '2
2
2
------- h2
V 2
2
2
------+
è ø
ç ÷
æ ö
Ð+=
h
h2
h'2
h'2'
∆hdS
V '1
2
2
V '2'
2
2
V '2
2
2
V '2'
2
2
V22
2
Pertes dans
le diffuseur
p '2
p2
s
∆τ
Recompression dans
le diffuseur
h
h '2 h2Ð
Dhds
-------------------
1
CR
-------
h '2 h2Ð
V 2
2
2¤( )
-------------------= =
Dt
V '2
2
2
-------
V 2
2
2
------ 1 hCRÐ( )
V '2
2
2
-------
1 hCRÐ
hCR
-------------------- h '2 h2Ð( )Ð=Ð=
V '2 r '2 V2r2=
dh h dhs=
dh h 
dp
r
-------=
r2
r '2
-------
T2
T '2
-------
è ø
æ ö
n
2
---
=
n
2
---
g
h g 1Ð( )
--------------------- 1Ð=
h
1
CR
------- 
CpT2
V 2
2 2¤
-------------- 
T ¢2
T2
------- 1Ðè ø
æ ö 2
g 1Ð( ) M2
2
----------------------------= 
T ¢2
T2
------- 1Ðè ø
æ ö
=
T ¢2
T2
------- 1
g 1Ð
2
------------ M2
2 h CR+=
Dt
V 2
2
2
------
------ hCR 1 1
g 1Ð
2
------------ M 2
2
hCR+è ø
æ ö
–n
+Ð=
»hCR 1
n g 1Ð( )
2
---------------------Ð M 2
2
è ø
æ ö
g 1Ð
2
------------ M 2
2 hCR
CRmax 1
S
S ''
------
è ø
æ ö
2 1
1
g 1Ð
2
------------M 2
2 CRmax+è ø
æ ö
2
g 1Ð
------------
-----------------------------------------------------------------Ð=
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Cependant, la recompression, lorsqu'elle devient assez forte, va
provoquer un décollement du fluide de la paroi, ce qui va réduire la
section efficace de sortie et donc le coefficient de récupération.
■ Des abaques ont été déterminés expérimentalement, donnant CR,
et également le rendement hD du diffuseur, en fonction des para-
mètres géométriques de diffuseurs axiaux coniques (figure 3
extraite de [7]). 
En fait, pour un diffuseur axial, la forme conique n'est pas la géo-
métrie qui donne un CR maximal. On trouvera dans [8] une méthode
pour optimiser un échappement axial.
■ Pour les diffuseurs axiaux – radiaux annulaires où, en plus de
la recompression, le diffuseur doit assurer le changement de direc-
tion du fluide, le coefficient de récupération sera de 20 à 40 % plus
faible.
■ Ces coefficients de récupération sont, en fait, donnés pour un dif-
fuseur seul avec un écoulement pratiquement uniforme à l'entrée,
sans composante tangentielle de vitesse.
Dans la réalité, cet écoulement n'est pas toujours uniforme et un
gradient de pression statique ou d'arrêt ou une composante tangen-
tielle de la vitesse peuvent modifier la récupération en plus ou en
moins. Des essais russes [9] ont montré qu'une rotation à l'entrée
augmente notablement la perte dans le diffuseur lorsqu'en
l'absence de rotation cette perte est faible (inférieure à 40 % de
l'énergie cinétique d'entrée), alors qu'elle la diminue légèrement si
le coefficient de perte en l'absence de rotation est supérieur à 0,6
(figure 4). Cela peut se comprendre : dans ce dernier cas, il existe,
dans le diffuseur, des décollements importants que la rotation va
permettre de réduire ; au contraire, en l'absence de décollement, la
rotation va entraîner un trajet plus important le long des parois d'où
des couches limites plus épaisses. Remarquons que la relation entre
le coefficient de récupération et le coefficient de perte zd [perte dans
le diffuseur (figure 1) rapportée à l’énergie cinétique d’entrée] n'est
pas simple ; on a :
L'énergie cinétique de sortie augmente en général avec la
perte, ce qui accentue la diminution de CR .
■ CR peut aussi être influencé par la forme de l'enceinte d'échap-
pement. Si celle-ci est une volute de dimension limitée raccordée à
une tuyauterie, sa forme peut imposer une courbure aux lignes de
courant, d'oùun gradient de pression qui peut augmenter la perte
due à l'élargissement brusque à la sortie du diffuseur ; mais, par
ailleurs, cette courbure peut faire recoller le fluide sur la paroi
convexe du diffuseur.
Figure 2 – Énergie récupérable dans le diffuseur en fonction
du nombre de Mach d’entrée
0
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1
0,01
0,02
0,03
M2
0,8
0,6
0,4
0,2
∆τ
h2 ηCRGaz parfait :
γ = 1,3
η = 0,9
CR zd
V ''2
V 2
-------- 1=+ +
V ''2
2
--------
Figure 3 – Coefficient de récupération
des diffuseurs axiaux coniques [7]
αD
S S''
L
R1
6
5
4
3
2
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0,3 0,4 0,6 0,8 1 3 4 6 8 102 30 4020
1
0,8
CR
ηD
L /R1
-- 1S ''
S
7¡
4¡
3¡
10¡15¡20¡25¡30¡35¡2 αD
0,
8
0,
85
0,9
0,9
5
0,8
50
,8
0,7
5
0,7
0,6
0,
5
0,
4
0,
8
0,
85
0,9
0,9
5
0,8
50
,8
0,7
5
0,7
0,6
0,
5
0,
4
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55
0,6
0,65
0,750,75
0,7
0,8
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On voit en fait qu'il faut essayer d'optimiser l'ensemble dernier
étage – diffuseur – volute d'échappement.
■ Un certain nombre d'artifices ont été utilisés pour améliorer le
fonctionnement d'un diffuseur :
— tôles de révolution pour compartimenter le diffuseur ; en fait,
elles entraînent des frottements supplémentaires et surtout leur
bord d'attaque doit être bien adapté à l'écoulement sous peine de
décollements, ce qui est très difficile à réaliser lorsque les condi-
tions de fonctionnement doivent varier ;
— jeu au sommet de l'ailette, notons l'effet favorable de ce jeu en
amont du diffuseur, ou d'une réintroduction de fluide à la paroi
(figure 5a), le but étant d'améliorer le comportement de la couche
limite ;
aspiration : dans ce but également, des aspirations ont été ten-
tées (figure 5b) ; mais l'aspiration peut aussi être utilisée dans le but
d'éviter toute recompression sur la paroi convexe (voir encadré).
1.2 Limitation des fuites : garnitures 
d'étanchéité
Des fuites se produisent :
— entre le corps de la turbine et l'arbre ;
— à la base des aubages fixes ou des diaphragmes ; le fluide pas-
sant par le jeu n'est pas accéléré, et même s'il est réintroduit en
amont des aubes mobiles, il produira peu de travail ;
— au sommet des ailettes mobiles.
Pour les réduire, on essaiera de limiter les jeux, mais on doit tenir
compte du risque de frottement, et on multipliera les obstacles au
passage du fluide dans un système appelé garniture d'étanchéité.
1.2.1 Débit passant à travers une garniture 
d'étanchéité
■ La garniture d’étanchéité est composée d'un ensemble de rétré-
cissements de section, grâce, par exemple, à des léchettes, qui per-
mettent des jeux faibles, car elles se déforment sans dommage pour
la machine si un contact survient, et de chambres où le fluide perd
son énergie cinétique.
■ Dans le cas d'une seule léchette, le débit sera :
q = Cdqth
où qth est calculé en supposant l'écoulement isentropique jusqu'au
rétrécissement où est censée régner la pression aval ; le coefficient
Cd rend compte des différences avec l'écoulement réel ; il dépend
un peu du rapport de pression P et surtout de la forme de la léchette
(figure 8 extraite de [11]).
■ Pour plusieurs léchettes, la formule n'est plus valable et il faut
procéder par itérations. En fait, dans les applications courantes, il
y a plusieurs rétrécissements de section et les sauts de pression
au travers d'un rétrécissement sont faibles. On peut alors utiliser
une formulation simple proposée par Stodola. Si pi est la pression
Figure 4 – Influence d’une composante tangentielle de la vitesse
à l’entrée du diffuseur [9]
20 40
0,8
1
1,2
1,4
1,6
1,8
ζd
ζd (α2 = 90¡)
90 -- α2 (¡)
ζd (α2 = 90¡)Diffuseur
0,27
0,30
0,32
0,37
0,43
0,60
0,86
0,88
0,88
1,11
1,40
1,45
Axial
Axial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Axial-radial
Figure 5 – Exemples d’artifices pour améliorer les performances
d’un diffuseur
������
���
���
���
�����
��
���
�
b
a
Les flèches indiquent le sens de l'écoulement
ＲＰ
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Diffuseur à aspiration
Dans un tel diffuseur (figure 6b), le but n’est pas d’aspirer la
couche limite de la paroi convexe, mais de repousser la recom-
pression au sein du fluide, l’écoulement étant accéléré le long
de la paroi pour éviter tout décollement, comme cela se produit
dans les diffuseurs conventionnels (figure 6a). L’aspiration per-
met, en effet, de donner une courbure importante à la paroi,
d’où création d’un gradient de pression normal à cette paroi ;
il y a alors une recompression sur la ligne de courant EN alors
que sur la paroi (AM) le fluide est accéléré, ce qui permet d’évi-
ter qu’il ne décolle.
Pour fonctionner correctement, il faut un taux d’aspiration
minimal (figure 7). Ce taux minimal dépend beaucoup de la
forme de l’entrée de la fente d’aspiration ; pour pouvoir obtenir
des valeurs assez faibles, de l’ordre de 5 % du débit total, il faut
en particulier que l’angle bf (figure 6b) soit de l’ordre de 100 à
120° [10]. La paroi à l’aval de la fente doit être légèrement
décalée de façon que les décollements susceptibles d’apparaî-
tre dans la zone de forte courbure aux plus faibles taux d’aspira-
tion soient « avalés » dans la fente. De tels diffuseurs
permettent d’obtenir des coefficients de récupération élevés :
CR » 0,9 CRmax
et donc des gains de puissance non négligeables.
Prenons, par exemple, le cas d’une turbine nucléaire de
1 500 MW et supposons qu’un diffuseur à aspiration conduise à
hCR = 0,6 (avec h = 0,9) :
— pour l’échappement du corps moyenne pression, où la
vitesse de sortie est de l’ordre de 125 m/s, le gain de puissance
(avec un débit de 1 485 kg/s et g = 1,3) est de 6,6 MW ;
— pour la sortie basse pression (avec V2 = 240 m/s et g
 1,1), le gain global pour les 6 échappements serait d’environ
12 MW ; mais, lorsque le nombre de Mach de sortie est assez
élevé, il devient plus difficile de dessiner un tel diffuseur, car
l’accélération sur la paroi convexe peut conduire, vers la zone de
forte courbure, à l’apparition d’ondes de choc, d’où un décolle-
ment avant la fente et un mauvais fonctionnement du diffuseur.
Figure 6 – Principe d’un diffuseur à aspiration
»
���
����
�
�����
�����
�����
�����
�����
B
C S
S
D
A
p0
M
M
N
N
R
E
E
F
D
F
n
βf
B
A
p*0
p1s
p
C
∆p = uMNu
ρV 2
R
m
���
���
���
�����
�����
�����
�����
�����
B
B
A
A
p0
p*0
p0
p1s
p
Recompression
isentropique
Recompression réelle
m
a diffuseur conventionnel b diffuseur à aspiration
Figure 7 – Domaines de fonctionnement d’un diffuseur à aspiration
Figure 8 – Influence de l’épaisseur et de la forme de la léchette
sur le coefficient Cd (rapport de pression > 0,9) [11]
V0
V0
Région stable
Région instable
Région métastable
Vitesse d'entrée V0
Tau
x 
d
'a
sp
ir
at
io
n
0,65
0 1 2 3 4 5 6 7
0,70
0,75
0,80
0,85
0,90
0,95
1
Cd
j
∆
���
�
∆
��
�
∆
�
��
∆
�
�
∆
�
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∆
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j
P
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statique au droit du i ième rétrécissement et la pression totale
moyenne dans la chambre qui suit (figure 9), on écrira, en négli-
geant l'effet de la compressibilité :
On supposera que, au passage de chaque léchette, l'écoulement
subit une perte proportionnelle à son énergie cinétique, d'où :
On posera :
où est la vitesse moyenne débitante.
Le calcul, supposant la loi approchée , et la variation de
pression d'une chambre à l'autre faible, conduit à l'expression :
où 
et 
z étant le nombre de rétrécissements.
● Si les jeux ji sont égaux, on prendra 
d’où : 
Si, de plus, l'écoulement est le même à chaque rétrécissement, le
coefficient moyen a est égal au coefficient de chaque rétrécisse-
ment.
● Si les aires ne sont pas égales, mais si l’on peut considérer que
les ki et bi sont voisins pour chaque rétrécissement, on peut alors
définir un jeu équivalent par : 
■ Dans le cas des garnitures au droit des aubages, il faut, pour
déterminer le débit, connaître la pression génératrice du débit de
fuite et la pression à l'aval ; cette dernière est en général prise
égale à la pression au sommet de l'aube. La pression génératrice
dépendra de la géométrie de l'entrée dans la garniture :
— si le jeu axial ja (figure 10) est de l'ordre de grandeur du jeu
équivalent jeq de la garniture, il influencera le débit ;
— si le jeu axial est plus grand, ce qui est souvent le cas compte
tenu des dilatations axiales, il n'aura pratiquement aucune
influence ; la pression génératrice de la fuite dépendra du décolle-
ment à l'entrée de la garniture, de la perte à l'élargissement brusque
et de la valeur du débit ; elle sera plus élevée avec une composante
de vitesse tangentielle à l'entrée, étant comprise, aux faibles débits,
entre la pression totale « méridienne » et la pression
statique p régnant à l’amont.
■ Pour une garniture de géométrie fixée, le coefficient de débit
a dépendra du rapport de pression P et du nombre de Reynolds
, L étant une longueur caractéristique de la gar-
niture qui fixe sa dimension et m la viscosité du fluide.
En fait, lorsqu'il y a plusieurs rétrécissements, on constate que a
dépend peu de P (sauf si sa valeur devient très faible), mais peut
dépendre de façon notable de ReL. 
On a montré (figure 11) que a dépendait du paramètre ReL /(jeq/L),
l'évolution pouvant changer de sens suivant la valeur du jeu équiva-
lent. Il faut donc se méfier, pour les petites machines ou lorsqu'on
cherche à déterminer les performances des grosses turbines à partir
de turbines d'essais en laboratoire.
Les différents types de garniture sont plus ou moins sensibles à
cet effet Reynolds.
■ Pour les garnitures placées au sommet des ailettes mobiles, le
coefficient de débit a est indépendant de la vitesse de rotation (voir
par exemple [12]).
pi*
pi
* pi 1+
1
2
--- ri 1+ V i 1+
2
+=
pi
* pi 1( ki ) 
1
2
--- riV i
2
Ð+=
V i
2
bi
2 Vid( )
2
=
Vid
pi
ri
----- Cte=
q
ajref
z 
------------= pD 
Pf
*
rTf
*
------------- 1 P 2Ð 
P
pz
*
pf
*
------=
z
a
2j ref
2
---------------
kib i
2
j i
2
----------
i 1=
z
å=
jref ji=
z
a
2
------ kibi
2
i 1=
z
å=
1
jeq
2
-------
1
z
---
1
j i
2
----
i 1=
z
å=
pf
*
p
1
2
--- rV m
2
+è ø
æ ö
ReL
rVL
m
-----------
q
mpD
------------= =
Figure 9 – Garniture à plusieurs rétrécissements
Figure 10 – Entrée dans la garniture d’étanchéité au sommet
d’une ailette
Figure 11 – Garnitures d’étanchéité alternées : influence du nombre 
de Reynolds et du jeu
p*f pression génératrice au niveau de la fuite
���
���
��
��
��
��
D
1
p1 
j1
i
pi 
ji 
Vi
z
pz
i + 1
pi + 1
ji + 1
p*f p*1 p*p* zi
��
��
����
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ja jeq
D
0,4
2 4
0,5
0,6
α
ReL
jeq/L
(en 106)
jeq = j
2
1 + (j/jd)
2
jd
j L
0,07
0,14
0,42
0,7
1
0,14 0,28jd /L
j/L
.........
.........
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Machines thermiques et systèmes de production d'énergie 
électrique
(Réf. Internet 42167) 
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1– Turbines à vapeur 
2– Turbines à gaz Réf. Internet page 
Mise en oeuvre des turbines à gaz dans l'industrie B4425 25 
Refroidissement des turbines à gaz. Inluence sur le rendement BM4565 29 
Refroidissement des turbines à gaz. Techniques et eicacité BM4566 33 
Refroidissement des turbines à gaz. Chambre de combustion BM4567 39 
3– Groupes auxiliaires, autres systèmes 
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique B 4 425 − 1
Mise en œuvre des turbines à gaz
dans l’industrie
par Yves LORANCHET
Officier Mécanicien de 1re classe de la Marine Marchande
Directeur de la Société Tuma Systems
roduire soi-même, partiellement ou en totalité, l’énergie électrique est une
question fréquemment abordée par les industriels pour répondre à des
objectifs divers souvent complémentaires :
— se soustraire aux coupures du réseau national ;
— réduire le coût de l’énergie consommée ;
— réaliser des économies d’énergie.
Parmi les moteurs thermiques capables d’entraîner un alternateur, la turbine
à gaz présente des avantages remarquables :
— simplicité d’installation ;
— génération simultanée d’électricité et de chaleur utilisable soit directement,
soit indirectement dans les procédés industriels ;
— possibilité de fonctionner avec différents combustibles ;
— grande sécurité du fonctionnement ;
— entretien facile.
1. Différents types de turbines................................................................. B 4 425 - 2
1.1 Définitions .................................................................................................... — 2
1.2 Turbines à gaz dérivées de l’aviation......................................................... — 2
1.3 Turbines à gaz industrielles ........................................................................ — 2
1.4 Utilisation des turbines à gaz pour la propulsion (pour mémoire) ......... — 3
2. Principales utilisations........................................................................... — 5
2.1 Production d’électricité ............................................................................... — 5
2.2 Production combinée chaleur-force........................................................... — 5
2.3 Pompage et compression ........................................................................... — 5
3. Critères de choix selon l’usage............................................................ — 5
3.1 En fonction des énergies produites et utilisables ..................................... — 5
3.2 En fonction des types de turbines.............................................................. — 6
4. Contraintes d’installation...................................................................... — 7
4.1 Filtrationd’air............................................................................................... — 7
4.2 Combustibles ............................................................................................... — 9
4.3 Nuisances..................................................................................................... — 10
4.4 Échappement ............................................................................................... — 12
4.5 Systèmes de démarrage ............................................................................. — 12
5. Entretien ..................................................................................................... — 12
5.1 Généralités ................................................................................................... — 12
5.2 Périodes d’exploitation ............................................................................... — 13
5.3 Disponibilité ................................................................................................. — 14
6. Conclusion ................................................................................................. — 15
Pour en savoir plus........................................................................................... Doc. B 4 425
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MISE EN ŒUVRE DES TURBINES À GAZ DANS L’INDUSTRIE ____________________________________________________________________________________
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B 4 425 − 2 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
1. Différents types de turbines
1.1 Définitions
Qu’est-ce qu’une turbine à gaz ? ce n’est pas une invention
moderne puisque la première idée date de Léonard de Vinci ; le pre-
mier brevet d’invention fut déposé en 1791 et la première turbine
à gaz capable de produire de l’énergie mécanique fut réalisée en
1903.
La turbine à gaz est un moteur constitué de trois éléments prin-
cipaux (figures 1a et b ) :
— un compresseur d’air CR ;
— une chambre de combustion CC dans laquelle est introduit un
combustible liquide ou gazeux qui, en brûlant, consomme partiel-
lement l’air amené par le compresseur et élève la température de
ce mélange air-gaz de combustion, ce qui augmente en même temps
son volume ;
— une turbine TU, de même principe qu’une turbine à vapeur,
dans laquelle le mélange air-gaz sortant de la chambre de combus-
tion à la pression obtenue après compression se détend dans plu-
sieurs étages pour produire de l’énergie mécanique Ch. Cette énergie
sert à entraîner le compresseur d’air et à fournir à l’arbre une puis-
sance utilisable, recueillie par exemple par un alternateur.
Du fait de cette double fonction, les étages destinés à l’entraî-
nement du compresseur peuvent être séparés des étages produi-
sant la puissance récupérable sur l’arbre ; on a alors une turbine à
deux arbres (figure 1b). On verra au paragraphe 3.2, les avantages
et inconvénients de la turbine à un arbre et de celle à deux arbres.
Le mélange air-gaz de combustion, appelé gaz d’échappement,
sort de la turbine à des températures relativement élevées (450 à
550 oC) et peut donc alimenter un échangeur de chaleur destiné à
produire un fluide thermique utilisable tel que de la vapeur (§ 3.1).
1.2 Turbines à gaz dérivées de l’aviation
Ces turbines à gaz ont été étudiées et construites pour la moto-
risation des appareils aéronautiques tels que les avions et les héli-
coptères. Elles sont souvent dénommées aérodérivatives, nom
anglo-saxon passé dans les usages des spécialistes.
La conception de ces turbines est dominée par le souci de réduire
le poids et les dimensions des composants du moteur et de ses auxi-
liaires, les performances requises étant alors atteintes grâce aux
grandes vitesses de rotation.
Depuis la fin de la Seconde Guerre mondiale, le développement
considérable du transport aérien a conduit à l’augmentation de la
puissance unitaire des turbines à gaz d’aviation. Ce but a été atteint
au prix de vastes programmes de recherche visant essentiellement
à l’élévation de la température des gaz de combustion. D’année en
année, ce paramètre a pu être amélioré grâce à l’élaboration
d’alliages résistant aux températures élevées, ainsi qu’à la mise au
point de procédés permettant la fabrication des ailetages de tur-
bine creux afin de les ventiler intérieurement pour les refroidir.
Certains constructeurs de turbines à gaz destinées à l’aviation
ont créé des versions adaptées à des applications industrielles. Les
performances de ces turbines sont généralement très sensiblement
inférieures à celles des modèles destinés à l’aéronautique. En effet,
les températures élevées des parties chaudes dans les turbines
aéronautiques conduisent à des programmes d’entretien et de
remise en état incompatibles avec les temps de service exigés
dans l’industrie pour des installations destinées à un service
continu.
Toutefois, les turbines à gaz aérodérivatives peuvent rivaliser en
performances et robustesse avec les turbines à gaz industrielles ;
cela dépend souvent de la qualité de leur installation et de leur
adaptation à leur fonction industrielle.
La figure 2 présente deux types de turbines aérodérivatives.
1.3 Turbines à gaz industrielles
Les turbines exclusivement industrielles sont des turbines à gaz
étudiées et réalisées pour répondre, avec leurs auxiliaires directe-
ment entraînés, aux conditions de fiabilité et de durabilité norma-
lement retenues dans l’industrie.
Les premières turbines industrielles furent conçues dans le
même esprit que les turbines à vapeur et, de ce fait, l’ensemble de
la construction était lourd et encombrant. Bien que certains
constructeurs aient conservé cette technologie, la majorité d’entre
eux a opté, en s’appuyant sur l’expérience des turbines d’aviation,
pour des solutions plus légères et moins encombrantes tout en
sauvegardant les qualités industrielles.
Comme pour les turbines d’aviation, les puissances ont aug-
menté grâce à l’application aux parties chaudes des progrès effec-
tués dans la métallurgie et dans la fabrication des ailetages.
L’emploi dans les turbines à gaz de matériaux nouveaux ou dont la
transformation industrielle est maintenant maîtrisée permettra
dans les années à venir d’obtenir des rendements et des puissan-
ces encore plus élevés.
La figure 3 présente deux exemples de turbines à gaz industrielles.
Figure 1 – Turbines à gaz à un arbre et à deux arbres
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____________________________________________________________________________________ MISE EN ŒUVRE DES TURBINES À GAZ DANS L’INDUSTRIE
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1.4 Utilisation des turbines à gaz
pour la propulsion (pour mémoire)
L’utilisation de la turbine à gaz dans l’aviation (avions, hélicop-
tères) est bien connue. Dans le domaine des transports civils et
militaires, les turbines à gaz sont également utilisées pour la pro-
pulsion, car elles permettent d’obtenir de grandes puissances avec
des poids et dimensions faibles par rapport à ceux des moteurs
diesels.
Le but de cet article n’étant pas d’étudier en détail la turbine à
gaz mais d’analyser ses critères d’utilisation dans l’industrie, le lec-
teur le souhaitant peut se reporter à l’article Turbines à gaz aéro-
nautiques et terrestres [B 4 410].
Figure 2 – Turbines aérodérivatives
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MISE EN ŒUVRE DES TURBINES À GAZ DANS L’INDUSTRIE ____________________________________________________________________________________
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B 4 425 − 4 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
Figure 3 – Turbines à gaz industrielles
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Refroidissement des turbines à gaz
Influence sur le rendement
par Bruno FACCHINI
Professeur à l’Université de Florence
’évolution des performances des turbines à gaz a été exceptionnelle au
cours des vingt dernières années. L’emploi des turbines à gaz comme
propulseur aéronautique, de plus en plus massif à partir des années 1950, a été
accompagné d’un emploi industriel en croissance à partir des années 1980,
quand l’avènement du cycle combiné gaz-vapeur a permis un important
accroissement du rendement de conversion énergétique des machines ther-
miques classiques électrogènes.
1. Évolution des turbines à gaz ................................................................ BM 4 565 - 3
2. Influence du refroidissement sur le cycle de Joule-Brayton ....... — 4
2.1 Modification du cycle thermodynamique de base
et modélisation simplifiée........................................................................... — 4
2.2 Pertes de rendement et de puissance........................................................ — 7
2.3 Détermination du débit de fluide de refroidissement .............................. — 8
2.4 Bilan énergétique de la chambre de combustion ..................................... — 10
2.5 Comparaison entre différents fluides et différentes techniques
de refroidissement....................................................................................... — 10
Pour en savoir plus ........................................................................................... Doc. BM 4 565
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REFROIDISSEMENT DES TURBINES À GAZ __________________________________________________________________________________________________
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BM 4 565 − 2 ©Techniques de l’Ingénieur
1. Évolution des turbines à gaz
Le rendement de conversion du cycle thermodynamique
théorique de Joule-Brayton (figure 1), qui est à la base du fonction-
nement des turbines à gaz, dépend uniquement du rapport (ou
taux) de compression β (§ 2, figure 2 – équation (1)). De ce fait, et
même si l’énergie produite dépend aussi du rapport des tempé-
ratures extrêmes τ (équation (2), figure 2), on peut aisément
constater que l’évolution des moteurs aéronautiques s’est toujours
fondée sur l’accroissement de ce taux de compression. En effet,
l’étude du cycle réel (figure 3) de fonctionnement de la turbine à
gaz met en évidence que l’accroissement du rendement comme
celui de la puissance de la machine, dépend aussi, et sans équi-
voque, de l’augmentation de la température maximale du cycle
(§ 2, équation (3) – figure 4). C’est pour cela que l’accroissement
progressif du taux de compression a toujours été accompagné
Notations et symboles
Symbole Unités Définitions
A m2 surface
m2 surface d’échange thermique
m2 surface de passage de gaz chauds
m2 surface normale du conduit
c m · s–1 vitesse
cp J · kg–1 · K–1 capacité thermique massique sous 
pression constante
cv J · kg–1 · K–1 capacité thermique massique sous 
volume constante
f facteur de récupération
h W · m–2 · K–1 coefficient d’échange thermique
convectif
J · kg–1 enthalpie massique
PCI J · kg–1 pouvoir calorifique inférieur
L J · kg–1 travail massique
m kg · s–1 débit
Ma nombre deMach
Nu nombre de Nusselt
p Pa pression
Pr nombre de Prandtl
Q W puissance thermique
Qf W puissance thermique fournie
Re nombre de Reynolds
S J · K–1 entropie
St nombre de Stanton
T K température
Ts K température moyenne entropique
W W puissance
w W · kg–1 · s–1 puissance massique
yc cc /cx
α rapport entre débit de l’air et débit 
du combustible
β rapport de compression
γ rapport des capacités thermiques 
massiques sous pression et sous 
volume constant
Δ variation
efficience de l’échange thermique
η rendement
efficacité du film cooling
kg · m3 masse volumique
τ température maximale
adimensionnée
ϕ efficacité de l’échange thermique
ψ facteur d’équivalence
εh
ρ
Indices
1,.., 4 points caractéristiques du cycle
de Joule (figure 4)
a axial
air
ad adiabatique
b aubage
B cycle inférieur
c avec refroidissement
compresseur
fluide de
refroidissement/écoulement 
transversal
cc chambre de combustion
ccom cycle combiné
con condensation
e sortie
ex exergétique
f combustible
film cooling
g gaz chauds
id idéal
in entrée
m section de sortie,modèle de
transferts de la transformation de
refroidissement (figure 4)
valeur moyenne
M mélange
max maximum
nc sans refroidissement
out sortie
p pompage
r réel
s statique
st stœchiométrique
T cycle supérieur
st stœchiométrique
vap vapeur
st stœchiométrique
x section d’entrée,modèle de
transferts de la transformation de
refroidissement (figure 4)
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__________________________________________________________________________________________________ REFROIDISSEMENT DES TURBINES À GAZ
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©Techniques de l’Ingénieur BM 4 565 − 3
d’une augmentation progressive de la température maximale du
cycle, atteinte à la sortie de la chambre de combustion.
Dans les applications industrielles des turbines à gaz, la
tendance à augmenter la température maximale a été accentuée,
au détriment de l’accroissement du taux de compression. En effet,
le cycle combiné gaz-vapeur atteint les meilleures performances
lorsque la température d’échappement de la turbine à gaz est
suffisamment élevée. En 2002, le chiffre d’affaires du secteur
industriel des turbines à gaz a égalé puis surpassé celui du secteur
aéronautique, ce qui montre l’important développement de ce
secteur et l’étroite corrélation entre progrès des performances des
turbines à gaz et augmentation de la température maximale.
En général, la combustion dans les turbines à gaz se produit avec
un excès d’air afin de protéger la chambre de combustion et les pre-
miers étages de la turbine qui sans cela seraient exposés à des tem-
pératures trop élevées pour la tenue en température de ces
composants métalliques. Alors qu’en conditions stœchiométriques
la température pourrait atteindre, voire dépasser, 2 500 K, dans les
premières applications aéronautiques la température maximale
dépassait à peine 1 000 K. Ainsi, la nécessité d’accroître les per-
formances de la turbine à gaz par une augmentation de son
maximumde température a nécessité des recherches dans le secteur
métallurgique pour obtenir des alliages métalliques capables de
résister à des températures élevées sans compromettre les qualités
de fiabilité et de durée de cette machine. La possibilité d’améliorer
les propriétés de ces alliages, qui aujourd’hui utilisent surtout du nic-
kel et du cobalt, s’est révélée dès le début assez limitée (amélioration
de 2 à 3 K enmoyenne par an au cours des 50 dernières années) pour
répondre complètement à la demande d’accroissement des perfor-
mances que le marché aéronautique d’abord et le marché industriel
ensuite demandaient. La recherche dans le secteur des matériaux
non métalliques, bien qu’entreprise dès le début de l’industrialisa-
tion de la turbine à gaz, n’a pas encore donné les résultats espérés à
cause d’une fiabilité insuffisante et de propriétés mécaniques
modestes. Il n’y a que récemment, et seulement pour le secteur
industriel, que l’on a assisté aux premièresapplications des maté-
riaux céramiques aux composants de ces machines.
Il est donc évident que la température maximale, qui désormais
atteint presque 2 000 K dans les applications aéronautiques et plus
de 1 700 K dans les applications industrielles, ne pourrait pas être
atteinte sans le refroidissement des parties les plus chaudes de la
turbine, ce qui rend encore plus complexe la réalisation de chambres
de combustion et des premiers étages de turbine fiables et durables.
Ainsi, au cours des vingt dernières années, l’augmentation de la
température maximale du cycle, grâce à des systèmes de refroidis-
sement de plus en plus efficaces, a été de l’ordre de 10 à 15 K par an.
Figure 1 – Cycle thermodynamique de Joule-Brayton (idéal)
Figure 2 – Évolutions du travail et du rendement avec
pour plusieurs valeurs de
Figure 3 – Cycle thermodynamique de Joule-Brayton (réel)
T
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1
2
4
3
ηid
τ =
 3
τ =
 4
τ = 5
τ = 6
0 100 200 300 400 500 600
0
0,4
0,8
1,2
1,6
2
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1Lu/(cpT1) ηid
β
i
{
T
S
1
2
4
3
Figure 4 – Courbes d’évolutions du travail et du rendement réel
avec pour plusieurs valeurs de ( = 0,88, = 0,90)
τ
 =
 3
τ
 =
 4
τ = 5
τ = 6
τ = 3
τ = 4
τ = 5τ = 6
0 50 100 150 200 250
0
0,4
0,8
1,2
1,6
2
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0,2
0,4
0,6
0,8Lu/(cpT1)
ηréel
β
i { nc nt
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©Techniques de l’Ingénieur BM 4 566 − 1
Refroidissement des turbines à gaz
Techniques et efficacité
par Bruno FACCHINI
Professeur à l’Université de Florence
et Luca INNOCENTI
Chercheur à l’Université de Florence
our les aubages et les tuyères des premiers étages des turbines à gaz de
dernières générations, on a mis au point des systèmes de refroidissement
très sophistiqués et d’efficacité élevée, capables de maintenir le composant à
une température compatible avec la tenue du matériau avec une consom-
mation réduite d’air de refroidissement.
Souvent ces techniques de refroidissement diffèrent selon le constructeur ou
la typologie de la machine. En outre, les systèmes de refroidissement sont
spécifiques à un constructeur et ne sont donc pas de notoriété publique. En
réalité des machines différentes, mais appartenant à la même classe techno-
logique, adoptent des techniques de refroidissement qui se ressemblent
beaucoup, même si elles sont réalisées par des constructeurs différents. En
définitive, on assiste à une certaine standardisation de la technologie de refroi-
dissement des aubages et tuyères.
L’étude relative à un aubage muni d’un système de refroidissement est
compliquée car il faut concilier les exigences liées au refroidissement de
l’aubage et celles dictées par les objectifs premiers du dimensionnement aéro-
dynamique de l’étage.
Nous étudierons ce point dans la dernière partie de ce dossier.
Pour les « Notations et symboles » se reporter au dossier [Doc. BM 4 566].
1. Refroidissement interne pour aubages de turbine ......................... BM 4 566 - 2
1.1 Exemples de techniques de refroidissement ............................................ — 2
1.2 Systèmes de refroidissement par convection interne.............................. — 2
2. Technique de protection par l’extérieur ............................................ — 8
2.1 Film cooling.................................................................................................. — 8
2.2 Barrière thermique (Thermal Barrier Coating,TBC).................................. — 15
3. Introduction à la conception d’un aubage avec refroidissement — 17
3.1 Calcul des échanges thermiques couplés pour la détermination
des températures dans un aubage............................................................. — 17
3.2 Conception des composants auxiliaires (disques et plates-formes)....... — 23
Pour en savoir plus ........................................................................................... Doc. BM 4 566
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REFROIDISSEMENT DES TURBINES À GAZ __________________________________________________________________________________________________
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BM 4 566 − 2 ©Techniques de l’Ingénieur
1. Refroidissement interne
pour aubages de turbine
Depuis les années 1960, l’évolution des techniques de refroidis-
sement a été importante (figure 1). Au début les aubages étaient
refroidis grâce à des tuyaux radiaux. Dans les années 1970, on a
mis au point des systèmes à alimentation multiple avec film
cooling. Pour les turbines à gaz actuelles, les techniques de
transferts thermiques externes par film cooling et par convection
interne ont été nettement améliorées : canaux multipasses avec
promoteurs de turbulence, ailettes fines du type aiguilles (ou pin
fin, terme anglais qui sera employé dans la suite de ce texte),
refroidissement par jets impactants.
1.1 Exemples de techniques
de refroidissement
Dans la suite, on décrira brièvement les techniques de refroidis-
sement des aubages développées par GE Aircraft Engine [2]
notamment pour le Projet « Energy Efficient Engine (E3) » de la
NASA. Bien que la technologie de ces systèmes de refroidis-
sement, désormais de notoriété publique, remonte à environ vingt
ans, elle peut être considérée comme générique des techniques de
refroidissement appliquées dans les machines industrielles de la
dernière génération. Les allusions à ces techniques de refroidis-
sement seront mentionnées dans les paragraphes suivants.
1.1.1 Tuyères
Les tuyères du premier étage de la turbine HPT (High Pressure
Turbine) (figure 2) est refroidie par jets impactants (§ 1.2.4) et est
protégée à l’extérieur par plusieurs étages de film cooling. À
l’intérieur de l’aubage sont situées deux tôles prismatiques trouées
qui produisent les jets : la première en correspondance du bord
d’attaque (leading edge LE), la seconde dans la partie moyenne de
la tuyère. La partie terminale de la tuyère est refroidie par une série
de tubes axiaux qui émettent le FDR (fluide de refroidissement) sur
le bord de fuite (trailing edgeTE) sur l’intrados (pressure side PS).
Les trous de film cooling au LE sont inclinés vers la tête de
l’aubage (extrémité libre de l’aubage ou sommet de l’aubage), tan-
dis que les autres sont dans le sens de l’écoulement.
1.1.2 Aubages
Les aubages du premier étage de la même turbine HPT (figure 3)
sont refroidis par un système combiné de serpentins multipasses
avec promoteurs de turbulence (ou ribs en anglais), jets impactants
avec film cooling au LE et pins fins au TE.
Deux circuits séparés sont présents. Le premier est constitué par
trois branches de serpentin avec promoteurs de turbulence dont la
dernière alimente une série de trous pour jets impactants au LE. Le
réfrigérant est ensuite évacué grâce à une série de trous de film
cooling. L’autre circuit, toujours avec promoteurs de turbulence,
refroidit la partie postérieure de l’aubage et alimente un étage de
trous de film cooling avec canaux dotés de pins fins.
1.2 Systèmes de refroidissement
par convection interne
Dans les systèmes de refroidissement par convection interne, la
quantité de chaleur extraite par unité de temps peut être calculée
de la manière suivante :
Q = Ah (Tb – Tad,b ) (1)
avec Q (W) puissance thermique,
A (m2) surface d’échange thermique,
h (W · m–2 · K–1) coefficient d’échange thermique convectif.
Les diverses techniques de refroidissement par convection
forcée, normalement les plus employées dans les aubages de
turbine à gaz, sont décrites ci-après.
Figure 1 – Évolution des systèmes de refroidissement