UNIVERSITÉ DE SHERBROOKE - Université de ...

UNIVERSITÉ DE SHERBROOKE
 Faculté de génie

 DÉVELOPPEMENT D’UN ANNEAU DE REFROIDISSEMENT
 EN TITANE RECOUVERT D’UNE BARRIÈRE THERMIQUE
 POUR UNE TURBINE EN CÉRAMIQUE RENVERSÉE

 Antoine Gauvin-Verville

 Jury : Mathieu Picard (directeur)
 Jean-Sébastien Plante
 David Rancourt

Sherbrooke (Québec) Canada 20 avril 2021

 1

RÉSUMÉ
Dans le but de réduire les émissions de gaz à effets de serre, l’utilisation des microturbines
à gaz (< 1 MW) en cycle récupéré pour des applications de décentralisation de production
d’énergie représente une alternative intéressante au moteur diesel à piston. Afin d’être
compétitive, la température d’entrée de turbine doit être considérablement augmentée.
L’utilisation de pales en céramique dans une turbine à gaz en configuration renversée
permettrait d’atteindre une haute efficacité tout en palliant au problème de fragilité de
la céramique en tension.
Augmenter la température d’entrée de la turbine augmente son efficacité tandis
qu’augmenter la vitesse de rotation permet d’augmenter la densité de puissance. La
combinaison de ces deux chargements (température et vitesse de rotation) fait en sorte
que le choix des matériaux composant le carénage (anneau de refroidissement et anneau
de composite) est crucial. Les chargements centrifuges doivent être repris par l’anneau
de composite et celui-ci doit être refroidi à l’aide d’un anneau de refroidissement
métallique. L’ajout d’une barrière thermique entre le bout des pales et l’anneau de
refroidissement permettrait d’augmenter les performances de la turbine.
Plusieurs projets ont précédemment tenté de relever le défi d’intégrer des composantes
en céramique en vue d’augmenter la température d’opération de la turbine. Parmi les
projets les plus récents, le projet Ramjet a réussi à développer un prototype fonctionnel
en exploitant les fortes propriétés en compression des céramiques à l’aide de son
carénage externe. Cependant, le carénage actuel utilisant un anneau de refroidissement
en Inconel et un anneau de rétention en fibre de carbone a un facteur de sécurité trop
faible pour augmenter la vitesse et la température de fonctionnement.
Ce projet a pour but de quantifier les gains associés à l’utilisation d’un matériau avec une
densité plus faible que l’Inconel et recouvert d’une barrière thermique. Le projet a
également pour but de concevoir un carénage plus performant et de le tester pour valider
les modèles utilisés. La méthodologie utilisée permet de déterminer la distribution de
température et de contraintes dans le carénage en faisant appel à des modèles
numériques et analytiques pour construire un métamodèle. Ce dernier est utilisé par des
outils d’optimisation pour déterminer la géométrie de carénage réduisant la puissance de
refroidissement et augmentant le facteur de sécurité. Des tests expérimentaux
permetent de valider le nouveau concept utilisant une barrière thermique.

Mots clés
Carénage de turbine, métamodèles, optimisation à objectifs multiples, analyses
numériques thermiques et structurelles, modèle thermique 1D, barrière thermique

 II

REMERCIEMENTS
Je voudrais tout d’abord remercier mon directeur de maitrise Mathieu Picard pour
m’avoir offert l’opportunité de travailler sur ce projet. Mathieu est un modèle en matière
de gestion de projet et de connaissances techniques. Son support continu a
définitivement fait de moi une personne plus compétente et j’aspire à être à son niveau
un jour.
J’aimerais également remercier particulièrement Patrick Dubois pour son aide et son
support à chaque étape de ma maitrise. Ses compétences et sa personnalité joviale font
de lui un essentiel au milieu de travail. J’aimerais également remercier Alexandre Landry-
Blais pour sa contribution à la modélisation de l’échange de chaleur dans l’anneau de
refroidissement et pour son attitude positive face à la fabrication de modèles. Benoit
Picard mérite aussi une mention spéciale pour son aide continue ainsi que son support.
Enfin, Michael Turmel, Dominik Thibault et tous les autres membres de la communauté
Créatek ont fait en sorte que j’ai plus qu’apprécié mon passage à la maitrise.
Merci à Louis-Philippe Jean et Marc-Olivier Lemieux pour leurs compétences
exceptionnelles en fabrication, résolution de problème et conduite de turbine sans quoi,
je n’aurais jamais été en mesure d’obtenir des résultats expérimentaux et d’amener mon
projet où il en est.

 III

TABLE DES MATIÈRES
 1. RÉSUMÉ ..............................................................................................2
 2. REMERCIEMENTS ................................................................................3
 3. LISTE DES FIGURES ..............................................................................5
 4. LISTE DES TABLEAUX ...........................................................................7
 5. CHAPITRE 1 : INTRODUCTION .............................................................1
 6. CHAPITRE 2 : ÉTAT DE L’ART ...............................................................5
 2.2 Analyse de cycle ................................................................................................ 5
 2.4 Essais précédents de microturbine ................................................................... 9
 2.5 Microturbine Ramjet ....................................................................................... 12
 2.3 Matériaux disponibles ..................................................................................... 16
 2.1 Défis de la microturbine renversée................................................................. 19
 2.6 Résumé de l’état de l’art ................................................................................. 22
 7. CHAPITRE 3 : PROBLÉMATIQUE.........................................................23
 3.1 Objectifs .......................................................................................................... 23
 3.2 Méthodologie .................................................................................................. 23
 8. CHAPITRE 4 : ARTICLE DE REVUE .......................................................25
 4. 1 Abstract .......................................................................................................... 26
 4.2 Nomenclature ................................................................................................. 27
 4.3 INTRODUCTION ............................................................................................... 27
 4.4 TURBINE SHROUD PERFORMANCE MODEL .................................................... 29
 4.5 Heat transfer 1D Flow Sub-model ................................................................... 32
 4.6 Thermo-structural Surrogate Sub-model........................................................ 33
 4.7 Windage Sub-model ........................................................................................ 37
 4.8 Optimization Methodology ............................................................................. 38
 4.9 500kW-SCALE SIMULATION RESULTS ............................................................. 38
 4.10 Detailed Results for Selected Design ............................................................ 40
 4.11 SMALL-SCALE EXPERIMENTAL VALIDATION ................................................. 42
 4.12 Experimental Setup and Method .................................................................. 42
 4.13 Experimental Results..................................................................................... 44
 4.14 SUMMARY AND CONCLUSIONS .................................................................... 46
 4.15 ACKNOWLEDGEMENTS ................................................................................. 47
 4.16 Funding .......................................................................................................... 47
 9. CHAPITRE 5 : CONCLUSION ...............................................................48
 5.1 Travaux futurs ................................................................................................. 49
 10.BIBLIOGRAPHIE .................................................................................50

 IV

LISTE DES FIGURES
Figure 1 : Capacité mondiale d'approvisionnement en électricité selon [3]................................... 1
Figure 2 : Comparaison de la dimension canaux de refroidissement des pales par rapport à un
centime de dollar [14] ..................................................................................................................... 2
Figure 2 : Cycle de Brayton récupéré [11] ....................................................................................... 2
Figure 4 : Configuration de la turbine renversée Ramjet ................................................................ 3
Figure 5 : Cycle de Brayton [19] ...................................................................................................... 5
Figure 6 : Augmentation de la température de turbine dans le temps [20] ................................... 6
Figure 7 : Efficacité des microturbines selon la température [21] .................................................. 7
Figure 8 : Représentation d'une Smith Chart de turbine [18] ......................................................... 8
Figure 9 : Origine de l'initiation de fissures pour la turbine radiale de Rolls-Royce [25] ................ 9
Figure 10 : Insertion en queue d'aronde de Honeywell [29] (gauche); rotor complet en
céramique de Kawasaki [30] (droite) ............................................................................................ 10
Figure 11 : Brevet de turbine inversé par Homlquist [32] (gauche) et Bodman [33] (droite)....... 11
Figure 12 : Turbine renversée de Kochendoerfer [35] .................................................................. 11
Figure 13 : Concept du CSCT de GE avec leur système de maintien des pales [37] ..................... 12
Figure 14 : Facteurs de sécurité (FS) du prototype Spring-Hub de Ramjet [17] ........................... 13
Figure 15 : Configuration du prototype Sliding-Angle ................................................................... 13
Figure 16 : Facteur de sécurité de l'anneau de refroidissement à 122 kRPM et 1200°C de
température d’entrée ................................................................................................................... 14
Figure 17 : Défaillance du prototype à 122 kRPM et 1200°C de température d'entrée ............... 14
Figure 18 : Défaillance de l'anneau de rétention lors des tests de TBC ........................................ 15
Figure 19 : Fonction des composantes du carénage ..................................................................... 16
Figure 20 : Vue en coupe d'un TBC [42] ........................................................................................ 17
Figure 21 : Limite élastique en fonction de la température pour le Ti-6Al-4V, Ti-6262 et l’Inconel
718 [45] ......................................................................................................................................... 18
Figure 22 : Limitation des différentes familles de composites [46] .............................................. 19
Figure 23 : distribution des chargements dans une turbine renversée ........................................ 20
Figure 24 : Compression loaded ceramic blade in the ICT concept causing the radial expansion of
the composite rim and cooling ring [58] ....................................................................................... 28
Figure 25 : 20kW ICT turbine stage section cut view with a TBC layer between the blades and the
cooling ring .................................................................................................................................... 30
Figure 26 : Turbine shroud model overview detailing the solving order as a function of the
geometry input .............................................................................................................................. 31
Figure 27 : Turbine section geometry parameters and variables used in the sub-models (1/40
section view).................................................................................................................................. 31
Figure 28 : Generalized 1D compressible flow control volume showing the main variables as well
as the presence of fins in the flow path ........................................................................................ 32
Figure 29 : Typical FEA analysis thermal boundary conditions and setup for a static temperature
of 1450 K (1/40 section view) ........................................................................................................ 34
Figure 30 : Structural FEA analysis boundary conditions and setup that provides representative
loading conditions for the ICT (1/40 section view) ....................................................................... 35
Figure 31 : Typical mesh size used in the FEA analysis showing mesh refinement in zones of
interest such as between the fins (1/40 section view) ................................................................. 35

 V

Figure 32 : Temperature metamodel validation from the 4500 DOE points showing a good fit
over the FEA model ....................................................................................................................... 37
Figure 33 : 3D Pareto front optimization results of Inconel over titanium that shows higher
performance of titanium ............................................................................................................... 39
Figure 34 : Titanium and TBC advantage on a Pareto front optimization results for a TIT of 1550 K
and a blade tip speed of 450 m/s for a stage power of 500 kW ................................................... 40
Figure 35 : Temperature distribution in the cooling ring and composite rim for the selected
design ............................................................................................................................................ 41
Figure 36 : Minimum safety factor located in the cooling ring for a validated point (top) and
safety factor of the composite rim (bottom) ................................................................................ 41
Figure 37 : 500 kW ICT turbine design (left) and tested 20 kW ICT prototype (right) .................. 42
Figure 38 : Tested small-scale ICT prototype to validate the titanium-TBC configuration in the ICT
....................................................................................................................................................... 43
Figure 39 : Turbine test bench with flow direction and principal components ............................ 44
Figure 40 : 1h operation test measurement from thermocouple data in light black and averaged
TIT in bold red (top) and blade tip speed (bottom)....................................................................... 45
Figure 41 : Back of the turbine with thermal paint after 1h at 1375 K TIT and 300 m/s showing no
sign of damage .............................................................................................................................. 45
Figure 42 : Composite temperature distribution according to the model for 1375 K TIT (top) and
temperature distribution from thermal paint (bottom) ............................................................... 46

 VI

LISTE DES TABLEAUX
Tableau 1 : Masse des différentes composantes de la roue de turbine actuelle ......................... 15
Table 2 : PRINCIPAL MATERIAL PROPERTIES OF MATERIALS USED IN THE ICT ............................. 35
Table 3 : DOE VARIABLES LIMITS ................................................................................................... 36

 VII

CHAPITRE 1 : INTRODUCTION
 Les moyens de production d’énergie actuels dans le monde doivent se renouveler.
Il faudra que les émissions de gaz à effet de serre due à la production d’énergie diminuent
de 45% d’ici 2030 afin de ne pas engendrer des changements climatiques ayant des effets
socio-économiques néfastes [1]. Par contre, la demande énergétique mondiale ne cesse
d’accroitre [2]. Il devient donc d’autant plus important de faire une utilisation responsable
des sources d’énergie. À l’heure actuelle, les combustibles fossiles fournissent plus de
50% de la capacité mondiale d’électricité. Selon la modélisation présentée à la figure 1, la
proportion d’utilisation de combustibles fossiles diminuera, mais la quantité utilisée
demeure non négligeable [3]. L’amélioration du rendement des machines thermique est
donc loin d’être inutile.

 Figure 1 : Capacité mondiale d'approvisionnement en électricité selon [3]

On remarque également une montée dans le temps de l’utilisation de sources d’énergie
primaires dites fatales (énergie perdue si elle n’est pas utilisée au moment où elle est
disponible)[4] telles que l’éolien et le solaire. Ces sources d’énergie intermittentes
peuvent être valorisées par la mise en place de générateurs thermiques comme système
d’appoint. Cette configuration combinée coïncide avec la montée de la décentralisation
de production d’énergie [5] [6]. Aujourd’hui, le moteur à piston est le moyen de
production d’énergie décentralisée le plus utilisé avec des rendements électrique
possibles au-dessus de 40% [7]. En revanche, celui-ci engendre des coûts d’entretiens
élevés lorsqu’utilisé en opération continue. Contrairement à leur homologue à piston, les
turbines à gaz sont durables, compactes, capables d’utiliser une variété de combustibles
et ne nécessitent peu ou pas de post-traitement des émissions en raison de la combustion
complète et plus uniforme du carburant [8].

 Les turbines à gaz sont classées par catégories de puissance. Il y a les turbines de
puissance de plus de 1 MW qui sont en mesure d’atteindre un rendement électrique de

 1

plus de 60% pour un cycle combiné Brayton-Rankine [9]. À l’opposé, les turbines de petite
taille (< 1MW) sont généralement limitées à des efficacités électriques sous 33% [10].
Dans le cas particulier des microturbines (< 1MW), la petite taille des pales rend difficile
l’utilisation des techniques de refroidissement des turbines de plus grande puissance
telles que l’ajout de canaux de refroidissement au cœur des pales (voir figure 2), qui
créent une couche limite froide [13].

 Figure 2 : Comparaison de la dimension canaux de refroidissement des pales par rapport à un
 centime de dollar [14]

 Les petites turbines utilisent le cycle de Brayton récupéré schématisé à la figure 3
pour maximiser le rendement en utilisant l’énergie contenue dans les gaz à la sortie [11].

 Figure 3 : Cycle de Brayton récupéré [11]

Selon ce cycle thermodynamique, le rendement augmente avec des températures
d’entrée de turbine (3) plus élevées. La température d’entrée est le facteur limitant
l’augmentation de l’efficacité des turbines [12].
 Afin d’obtenir une efficacité au-dessus de 40% pour être en mesure de remplacer
les moteurs à pistons, l’approche préconisée pour une microturbine est d’utiliser des

 2

composantes en céramique dont la température maximale est supérieure au métal, et ce,
sans refroidissement [15].

L’utilisation de matériaux réfractaire amène son lot de contraintes. Les céramiques ont
de faibles propriétés en tension. Elles doivent être chargées en compression pour être en
mesure de résister aux chargements centrifuges causés par la vitesse de rotation. La
turbine renversée utilise cette caractéristique pour utiliser le plein potentiel des
céramiques. Cette configuration utilise un anneau en matériau composite pour retenir les
pales de céramique en compression telle que présentée à la figure 4. Cet anneau doit être
refroidi à l’aide d’un anneau de refroidissement pour maintenir le composite à des
températures acceptables sous sa température de transition vitreuse. L’assemblage de
ces deux anneaux forme le carénage de la turbine.

Figure 4 : Configuration de la turbine renversée Ramjet utilisant un anneau de rétention externe
 en composite

Cette configuration a fait l’objet de plusieurs analyses et projets de recherche afin
d’atteindre les objectifs que le groupe de recherche Ramjet a fixés [8], [16], [17]. Le
prototype devra, entre autres, fonctionner pendant une heure en cycle récupéré à une
vitesse tangentielle en bout de pale de 400 m/s et une température d’entrée de turbine
de 1300 K. Des essais préliminaires aux conditions d’opération de la turbine ont démontré
que le carénage composé de l’anneau de refroidissement et de l’anneau de carbone
n’était pas en mesure de résister aux chargements.

Cette difficulté du carénage de résister aux chargements fut prédite par les analyses
préalablement faites lors de la phase de conception du prototype. Le facteur de sécurité
sur le carénage était à peine de 1 en prenant en compte la déformation en régime
plastique des composantes.

Ce projet de recherche vise donc à augmenter la performance du carénage de la turbine.
Une nouvelle méthode de conception parallèle permettra d’optimiser la géométrie du

 3

carénage en fonction du choix des matériaux pour obtenir la meilleure gestion thermique
afin que le carénage soit en mesure de résister aux chargements en rotation.

 4

CHAPITRE 2 : ÉTAT DE L’ART
 La vitesse de rotation ainsi que la température sont les paramètres qui dictent
respectivement la densité de puissance et l’efficacité de la turbine [18]. Une analyse du
cycle de Brayton permet de mieux comprendre la sensibilité de la vitesse de rotation et
de la température. Il devient vite évident que les matériaux et la géométrie deviennent
importants dans la conception d’une machine performante. Les essais précédents de
turbine en céramique sont comparés avec les plus récents prototypes du groupe Ramjet.

2.2 Analyse de cycle

 C’est en effectuant une analyse du cycle thermodynamique d’une turbine à gaz
qu’il est possible de saisir l’importance de la température d’entrée. Le cycle
thermodynamique est appelé cycle de Brayton et consiste en deux processus à pression
constante et deux processus à entropie constante.

 Figure 5 : Cycle de Brayton [19]

La figure 5 présente un cycle de Brayton idéal dans lequel le ratio de pression du
compresseur (1-2) est le même que le ratio de compression de la turbine (3-4). Si on
considère une efficacité idéale des composantes, l’équation dépend seulement du ratio
de pression ainsi que du ratio des chaleurs spécifiques .
 1 (1)
 é = 1 − ( −1)/ 
 
En réalité, le compresseur et la turbine n’ont pas des efficacités idéales. L’efficacité totale
du cycle peut donc être réécrite en fonction de la température et de l’efficacité du
compresseur et de la turbine [19] :

 5

( −1)/ (2)
 
 − 
 = −1 é 
 
 −1
 − − ( )
 
où représente l’efficacité de la turbine, la température de combustion, la
température à l’entrée du compresseur et l’efficacité du compresseur.
On peut donc s’attendre à un gain en points d’efficacité d’environ 0.5 à 1 % pour chaque
50°C d’augmentation de température de combustion [19]. Il s’agit d’un paramètre de la
turbine que l’industrie cherche à augmenter. C’est en développant des connaissances sur
de nouvelles techniques de refroidissement et de nouveaux matériaux que les
manufacturiers ont été en mesure d’augmenter la température d’opération des turbines
à gaz. On remarque sur la figure 6 qu’une augmentation significative sur la température
coïncide avec l’avènement d’une nouvelle technique de refroidissement ou d’un nouveau
matériau.

 Figure 6 : Augmentation de la température de turbine dans le temps [20]

 Pour ce qui en est des microturbines, ces techniques de refroidissement sont
difficilement applicables en raison des faibles dimensions [13], [15]. D’autres artifices sont
nécessaires pour augmenter la température tels que l’utilisation de céramiques. Comme
indiqué à la figure 7, pour être compétitive avec les turbines conventionnelles, les
microturbines doivent augmenter significativement leur température d’entrée et utiliser
un cycle récupéré.

 6

Figure 7 : Efficacité des microturbines selon la température [21]

Le cycle récupéré utilise un échangeur de chaleur pour réchauffer l’air à l’entrée du
compresseur à l’aide de l’air chaud à la sortie de la turbine. En présumant une efficacité
de l’échangeur de chaleur de 100 %, il est possible de réécrire l’équation (1) pour un cycle
récupéré [18].
 −1
 (3)
 =1− 
 
Simplement avec l’efficacité de cycle idéal, il est possible de voir la grande influence qu’a
l’augmentation de la température d’entrée de turbine sur l’augmentation de l’efficacité.
Puisque le refroidissement interne des pales est complexe et coûteux, l’utilisation de
céramique devient très avantageuse. De surcroit, l’élimination du refroidissement des
pales permet de gagner des points d’efficacité puisque moins de débit d’air du
compresseur est détourné pour le refroidissement [22]. Il y a donc plus de débit entrant
dans la turbine pour une même puissance de compresseur.

 7

Le deuxième paramètre influençant l’efficacité de turbine est la vitesse de
rotation. Cette dernière ainsi que la température d’entrée sont utilisées pour présenter
l’efficacité d’une turbine dans un graphique appelé Smith Chart (Figure 8).

 Figure 8 : Représentation d'une Smith Chart de turbine [18]

Ce graphique permet de visualiser l’importance de la vitesse de rotation. En effet, on
cherche à diminuer le coefficient d’écoulement et le coefficient de chargement de la
pale pour obtenir l’efficacité la plus élevée. Par contre, pour une même puissance de
sortie désirée, un petit coefficient de chargement de la pale indique qu’il faut plus
d’étages de turbine, donc plus de masse. Un petit coefficient d’écoulement indique qu’il
faut un diamètre de turbine plus élevé pour un débit massique donné. Diminuer le
coefficient d’écoulement augmente donc la trainée en raison de l’augmentation de l’aire
frontale. À l’aide de ce raisonnement, pour un même coefficient de chargement de pale,
il est possible de détendre plus de pression en augmentant la vitesse de rotation ce qui
diminue la masse en réduisant la quantité d’étages nécessaires. Par exemple, pour un
coefficient de chargement équivalent, une augmentation de la vitesse tangentielle de
350 m/s à 400 m/s pour une température d’entrée de turbine de 1550 K permet une
augmentation de la densité de puissance de 2.5 kW/kg [23] .
 En bref, on cherche à détendre le plus possible les gaz, ce qui se fait par l’ajout
d’étage (ajout de masse) ou l’augmentation de la vitesse de rotation [19]. La température
a un impact direct sur l’efficacité, car elle augmente la quantité de travail fait par la
turbine et doit être conjointement augmentée avec la vitesse de rotation afin de tirer le

 8

maximum de puissance de la turbine pour une masse la plus faible possible [24]. Ces
paramètres ont tout intérêt à être augmentés.

2.4 Essais précédents de microturbine

 Il est maintenant clair que pour augmenter l’efficacité de turbine en cycle
récupéré il faut augmenter la température d’entrée et que pour augmenter la densité de
puissance, il faut augmenter la vitesse de rotation. C’est pourquoi l’utilisation de
matériaux céramique est intéressante pour les applications de microturbines. En effet, les
céramiques ont une température d’opération plus élevée que les métaux. Par contre, il
n’est pas simple de trouver un matériau capable de résister aux chargements. Cela n’a
toutefois pas empêché un engouement dans les années 1970 pour la conception d’une
turbine en céramique.

 Un point de départ pour la conception de turbine en céramique fut la turbine
radiale en raison de sa simplicité. Par contre, des problèmes d’initiation de fissures à
l’intérieur du rotor empêchèrent les manufacturiers d’atteindre les performances
escomptées. La turbine radiale de Rolls-Royce en est un exemple (figure 9) [25].

 Figure 9 : Origine de l'initiation de fissures pour la turbine radiale de Rolls-Royce [25]

Par la suite est venue la turbine AGT101 de Honeywell qui rencontra les mêmes
problèmes que Rolls-Royce. L’AGT101 a subi plusieurs défaillances dues à l’apparition de
fissures dans la céramique, mais a été tout de même en mesure d’opérer à 1644K de
température d’entrée pendant 150 heures [26]. Quelques années plus tard, c’est dans le
cadre du projet CGT100 que les chercheurs ont pu attribuer la défaillance des rotors à la
dégradation des propriétés à haute température. Il fut conclu que l’apparition de vides

 9

intergranulaires dans la microstructure des matériaux amorçait les fissures. Ces fissures
se propagent en fonction du champ de contraintes [27], [28].
 En parallèle aux turbines radiales, la configuration de turbine axiale fut une autre
configuration de turbine étudiée pour l’intégration de matériaux réfractaires.
L’intégration de la céramique dans les turbines axiales peut se diviser en deux : insérer
des pales en céramique dans un rotor métallique à l’aide d’une queue d’aronde ou
construire un rotor intégral en céramique (figure 10).

Figure 10 : Insertion en queue d'aronde de Honeywell [29] (gauche); rotor complet en céramique
 de Kawasaki [30] (droite)

Le principe de queue d’aronde fut testé par Ford et Volkswagen [31] de même que par
Honeywell [29]. Tous deux ont éprouvé des problèmes au niveau de la jonction entre le
rotor et les pales en raison de la différence d’expansion thermique entre les deux
matériaux. Ce problème n’était pas apparent dans la configuration en céramique
intégrale. Par contre, celle-ci était très sensible à l’ingestion de débris (FOD). Le concept
de rotor intégral en céramique de Kawasaki Heavy Industries fut la turbine obtenant une
efficacité thermique la plus élevée avec 42% [30].
 Une des façons d’améliorer la performance des rotors intégrants de la céramique
est de charger cette dernière en compression. Le concept de turbine inversé n’est pas
propre au Ramjet. Les premiers brevets sont apparus aussitôt qu’en 1959 tels que
présentés à la figure 11.

 10

Figure 11 : Brevet de turbine inversé par Homlquist [32] (gauche) et Bodman [33] (droite)

Les brevets de Holmquist [32], Bodman [33] ainsi que Howald [34] ont tous la
caractéristique d’utiliser un anneau de rétention refroidi pour retenir la pale. Un
prototype de turbine utilisant un anneau de rétention en composite ainsi qu’un anneau
de refroidissement a été testé en 1979 par Kochendoerfer et son équipe (figure 12) [35],
[36].

 Figure 12 : Turbine renversée de Kochendoerfer [35]

La turbine de Kochendoerfer utilisait des pales de même qu’un anneau de
refroidissement fait de céramique. L’assemblage de céramique était retenu en
compression jusqu’à sa vitesse d’opération maximale par un anneau de composite
assemblé par interférence. Malgré le concept de retenir les composantes exposées aux
hautes températures en compression, les chargements tangentiels induits par la rotation
de l’assemblage faisait craquer l’anneau de refroidissement ce qui causait des
concentrations de contrainte dans l’anneau de composites. Pour tenter de remédier à ce
problème, le pourcentage de volume de fibre fut augmenté à 65% pour augmenter la
rigidité de l’assemblage et limiter les déplacements radiaux de l’anneau de
refroidissement. Malgré tout, cela ne fut pas suffisant et les contraintes tangentielles

 11

étaient encore trop élevées pour la céramique. Il s’agit du seul essai expérimental
répertorié dans la littérature avant le groupe Ramjet.

 Le problème des contraintes tangentielles fut adressé avec le concept du
Compression Structured Ceramic Gas Turbine (CSCT) analysé par General Electric montré
à la figure 13. Ces derniers ont séparé les pales de l’anneau de refroidissement et ont fait
la gestion de cette interface en ajoutant un système de maintien de la pale. Ils ont
également relevé que l’intégrité de l’anneau de composite serait un enjeu en raison de
l’environnement dans lequel il opérait. Malheureusement, ce concept n’est resté qu’au
stade d’analyse et ne fut pas testé [37].

 Figure 13 : Concept du CSCT de GE avec leur système de maintien des pales [37]

 Brièvement, en raison de la fragilité en tension des céramiques, il n’est pas simple
d’intégrer ces derniers pour une application de turbine à gaz. Les défaillances dans les
rotors intégralement en céramiques sont imprévisibles tandis que les concentrations de
contraintes dans les pales insérées dans un rotor sont à l’origine des bris. Il est donc
avantageux de faire travailler les pales en compression au moyen d’un anneau externe.
Par contre, cette configuration exige de refroidir l’anneau de rétention par le biais d’un
anneau de refroidissement.

2.5 Microturbine Ramjet

 Les essais précédents de turbine inversée ont grandement inspiré la turbine
Ramjet. Dans leurs débuts, le projet Ramjet a fait l’intégration d’un anneau de composite
dans un rotor supersonique appelé Supersonic Rim-Rotor Gas Turbine (SRGT)[38], [39].
L’anneau de composites était utilisé pour diminuer les contraintes des composantes
métalliques en rotation de la turbine. Suite aux essais concluants de cette configuration,
le projet Ramjet fit l’intégration de pales en céramiques. Plusieurs itérations de
configuration de turbine ont été nécessaires pour arriver à un prototype fonctionnel tel

 12

que présenté à la figure 14. En revanche, l’anneau de refroidissement en titane de ce
prototype avait un facteur de sécurité de 0,9 et il était attendu qu’il se déforme
plastiquement [17].

 Figure 14 : Facteurs de sécurité (FS) du prototype Spring-Hub de Ramjet [17]

Ce prototype à moyeu flexible induisait également une composante de flexion dans les
pales en raison des parties non soutenues des moyeux. Ce chargement en flexion
engendre des contraintes de tension locales causant un facteur de sécurité trop faible
pour une opération à long terme. L’architecture à plan de glissement vient éliminer le
problème de flexion à la base des pales en intégrant un plan de glissement.

 Figure 15 : Configuration du prototype Sliding-Angle

L’utilisation de matériaux plus performants combinés avec la nouvelle configuration fait
en sorte que les facteurs de sécurité étaient assez élevés pour être en mesure d’opérer la
turbine pendant une heure à 115 kRPM et 1100°C. Avec le problème de chargement en

 13

tension des pales réglé, l’anneau de refroidissement au-dessus de la pale est devenu la
nouvelle composante critique limitant la performance de la turbine en raison de son faible
facteur de sécurité (Figure 16).

 Figure 16 : Facteur de sécurité de l'anneau de refroidissement à 122 kRPM et 1200°C de
 température d’entrée

Le faible facteur de sécurité en régime élastique de l’anneau de refroidissement semble
indiquer que l’anneau de refroidissement est la pièce ayant causé une défaillance
majeure lors de tests à 1200°C.

 Figure 17 : Défaillance du prototype à 122 kRPM et 1200°C de température d'entrée

Lorsqu’on regarde la masse de chaque composante au tableau 1, il devient vite évident
que la majeure partie de la masse de la roue de turbine provient de l’anneau de
refroidissement. La masse de celui-ci aurait tout intérêt à être réduite.

 14

Tableau 1 : Masse des différentes composantes de la roue de turbine présentée à la Figure 15
 Composante Anneau de Anneau de Pales (16) Moyeu
 carbone refroidissement
 Masse (g) 22 41 25 31

À la suite de ces essais et des analyses précédentes, il devient nécessaire d’augmenter le
niveau de confiance sur l’intégrité de l’assemblage au-dessus de la pale, car il limite
rapidement l’augmentation des performances de la turbine.
 En parallèle, des tests de turbine utilisant des matériaux à barrière thermique
(TBC) ont été réalisés par le groupe de recherche. Un prototype avec des pales en inconel
de masse équivalente aux pales en céramique a été utilisé. Une couche d’une épaisseur
de 1 mm de TBC séparait le dessus des pales et l’anneau de refroidissement. Les
propriétés en compression du revêtement furent préalablement validées à l’aide de tests
d’indentations et ont démontré qu’il n’y avait pas de défaillance jusqu’à 400 MPa [40].
Les tests de turbine avec le revêtement thermique ont révélé qu’il était possible de
diminuer de 9 g/s le débit d’air entrant dans l’anneau de refroidissement pour obtenir
une température acceptable à l’anneau de carbone. Par contre, l’ajout de masse
substantiel du TBC a causé une surcharge de l’anneau de rétention en carbone (figure 18).

 Figure 18 : Défaillance de l'anneau de rétention lors des tests de TBC

 L’assemblage actuel n’est donc pas en mesure de résister aux chargements à
130 kRPM, et ce, avec ou sans ajout d’une barrière thermique. Malgré l’utilisation de
matériaux à haute performance, l’approche de conception actuelle par itérations ne
permet pas de titrer le maximum de performance. Une conception optimale du carénage
devient donc nécessaire afin de poursuivre le développement de la technologie.

 15

2.3 Matériaux disponibles

 Conceptuellement, l’analyse de cycle indique que les turbines, peu importe leur
configuration physique, doivent être fabriquées d’un matériau capable de résister à la fois
à des températures les plus élevées possible et aux vitesses de rotation les plus élevées
possible. Au fil des années, beaucoup de connaissances en matériaux ont été développées
dans la littérature scientifique pour supporter ce besoin [12]. La revue des nombreux
travaux réalisés en vus d’augmenter la température et la vitesse des turbines nous
amènent à conclure qu’il est pratiquement impossible pour les matériaux actuels de
résister simultanément aux chargements en rotation et thermiques. La nouvelle
configuration physique offerte par la turbine renversée offre une solution possible :
séparer les matériaux du carénage selon leurs fonctionnalités : (1) isolation thermique (2)
refroidissent et (3) résistance structurelle, voir la figure 19. Il reste à optimiser cette
construction fonctionnelle pour découvrir le potentiel de performance ultime du concept
de turbine renversée.

 Figure 19 : Fonction des composantes du carénage

2.3.1 Isolation thermique

 L’utilisation de Thermal Barrier Coatings (TBC) est de plus en plus présente dans
l’industrie des turbines à gaz pour réduire la température des composantes. Les TBC sont
généralement divisés en 3 parties : une couche de céramique qui fait office de barrière
thermique, une couche métallique de liaison bond coat (BC) et une couche formée par
l’oxydation du bond coat appelée thermally grown oxide (TGO)(figure 20) [41].

 16

Figure 20 : Vue en coupe d'un TBC [42]

Les TBC ont des propriétés thermiques très intéressantes avec une conductivité
thermique de 1 W/mK [43]. Par contre, ils ont une faible résistance en tension de 15 MPa
pour une masse volumique de 5140 kg/m3 [44]. Des tests préliminaires faits à l’interne
ont permis de démontrer que le décollement du TBC du substrat survenait lorsque ce
dernier dépassait sa limite élastique [40]. Ils sont donc parfaits pour séparer le carénage
de l’écoulement chaud de la turbine.

2.3.2 Refroidissement
 Le refroidissement de la turbine Ramjet est présentement assuré par un anneau
en Inconel 718 [17]. Cette partie du carénage sert non seulement à maintenir une
température acceptable de l’anneau de composite, mais il sert également comme zone
de transition pour la résistance du carénage. La géométrie de cet anneau a un impact
direct sur le refroidissement et du même fait, sur sa propre température. Les propriétés
des matériaux diminuent avec l’augmentation de la température ce qui réduit la capacité
de l’anneau à retenir les chargements. La limite élastique en fonction de la température
des trois principaux matériaux considérés pour fabriquer l’anneau de refroidissement est
présentée à la figure 21.

 17

1200

 Limite élastique (MPa) 1000

 800

 Ti-6Al-4V
 600
 Ti-6242
 400 Inconel 718

 200

 0
 -200 0 200 400 600 800 1000
 Température (°C)

 Figure 21 : Limite élastique en fonction de la température pour le Ti-6Al-4V, Ti-6262 et l’Inconel
 718 [45]

Intuitivement, il semble plus judicieux d’utiliser un anneau de refroidissement fait en
Inconel en raison de ses meilleures propriétés mécanique à haute température. Par
contre, la masse volumique de ce dernier est pratiquement le double de celle du titane.
Le choix du matériau sera donc un compromis entre une résistance à la température et la
masse.
2.3.2 Résistance mécanique
 Les matériaux composites sont parmi les matériaux ayant une résistance
spécifique la plus élevée. Il s’agit de la seule classe de matériaux en mesure de reprendre
les chargements induits par la configuration de la turbine inversée. Par contre, leur
température d’opération reste très limitée malgré les progrès dans l’industrie. La figure
22 présente où se situent les différentes familles de composites par rapport à leur
résistance quasi-isotrope et leur température d’opération.

 18

Figure 22 : Limitation des différentes familles de composites [46]

On remarque une tendance inversement proportionnelle. Le type de composite avec la
plus haute résistance est les Carbon Fiber Reinforced Plastic (CFRP) avec des fibres de
carbone ayant une résistance en tension de 5.51 GPa pour une masse volumique de
1800 kg/m3 pour une fibre IM7 de Hexcel [47]. À cette fibre, on peut y ajouter une matrice
de Polyimide ayant une température d’opération maximale de 360°C [48]. Le composite
résultant permet d’obtenir une résistance en tension de 1750 MPa pour un pourcentage
volumique de renfort de 57%. Ce matériau est tout désigné pour retenir la barrière
thermique et l’anneau de refroidissement.

2.1 Défis de la microturbine renversée

 Comme mentionné précédemment, on cherche à augmenter la température
d’opération et la vitesse de rotation pour maximiser la performance de la turbine.
L’atteinte des performances prédites dans l’analyse de cycle sera réalisable seulement si
la structure est en mesure de résister aux chargements. C’est pourquoi les contraintes
doivent être prises en comptes dès l’analyse conceptuelle d’une turbine [18]. Dans le cas
de la turbine renversée, les contraintes maximales ne se situent pas dans les pales, mais
dans le carénage comme le montre la figure 23.

 19

Figure 23 : distribution des chargements dans une turbine renversée

 Afin d’estimer la valeur de la contrainte dans un anneau en rotation, l’équation
suivante permet de représenter la tension circonférentielle [49] :

 3+ 2 2
 2 1 + 3 2 (4)
 = [( ) +2−( )( ) ]
 8 3 + 

où est la contrainte maximale circonférentielle dans un anneau en rotation, le
coefficient de poisson du matériau, la densité, la vitesse de rotation. Les variables 
et représentent le rayon interne et externe respectivement. On remarque que la
contrainte augmente au carré de la vitesse de rotation ainsi qu’au carré du rayon. Afin de
saisir l’intensité du chargement, il est possible à l’aide de l’équation 4 de déterminer un
ratio entre et la densité (résistance spécifique) d’un matériau. Si ce ratio est plus
faible que la résistance spécifique théorique, le matériau n’est pas en mesure de soutenir
sa propre masse en rotation. Dans le cas de la turbine renversée ayant une vitesse de
rotation de 130 kRPM et un rayon de 30 mm, il faut une résistance spécifique d’environ
192 kNm/kg. Ceci limite grandement le choix de matériaux disponibles.
 Il serait tentant d’augmenter considérablement l’épaisseur de l’anneau de
composite pour s’assurer qu’il soit en mesure de reprendre tous les chargements. En
revanche, les pertes par friction aérodynamiques au rayon externe de l’anneau sont non-
négligeable aux vitesses d’opération de la turbine. Les pertes par friction aérodynamique
due aux surfaces latérales sont données par l’équation 5 [50] tandis que les pertes
circonférentielles par l’équation 6 [51] :

 20

1 (5)
 . = 3 5 (1 − ℎ )
 2 
 . = 4 3 (6)

où les variables , ℎ , et sont fonction du régime de l’écoulement (turbulent,
laminaire, couches limites séparées ou combinées) et du nombre de Reynolds. Les
variables . et . sont les pertes de friction latérale et circonférentielle
respectivement. On remarque que les pertes augmentent considérablement en fonction
du rayon externe de l’anneau de composite. Le diamètre de celui-ci doit donc être
diminué, mais assez épais pour retenir les autres composantes.
 Bien qu’ils soient en mesure de résister aux chargements, la température
d’opération maximale des composites ne dépasse pas 350°C. Il faut utiliser des alliages
de titanium, de nickel ou des intermétalliques pour assurer la fonction de
refroidissement. Ces matériaux seront refroidis à l’air et nécessiteront un certain débit
massique pour garder le composite à une température acceptable. Des pertes par
refroidissement décrites à l’aide de l’équation 6 seront donc engendrées pour comprimer
l’air et générer ce débit massique [52] :

 ̇ −1
 
 (6)
 = ( − 1)
 
où est la puissance des pertes par refroidissement, ̇ le débit massique nécessaire
et la capacité thermique massique.

 21

2.6 Résumé de l’état de l’art

 En somme, l’augmentation de la température d’entrée de la turbine permet
d’augmenter l’efficacité de cycle. Ceci peut s’effectuer dans les microturbines par
l’utilisation de matériaux céramiques. Ceux-ci ont un avantage sur les matériaux
métalliques en raison de la complexité et du coût engendré pour refroidir des pales
métalliques de petite taille. D’autre part, la vitesse de rotation a un impact direct sur la
densité de puissance d’une turbine, car elle permet de diminuer le coefficient de
chargement de la pale.
 Plusieurs essais et configurations de turbine en céramique ont été effectués dans
le passé et ont permis de conclure qu’en raison de leur nature fragile en tension, la
défaillance des céramiques était difficile à prédire. L’apparition de défaillances internes
et la résistance à l’ingestion de corps étrangers peuvent être résolues avec une
configuration de turbine renversée qui charge les pales en compression.
 Les derniers essais de turbine renversée utilisant des pales en céramique datent
de 1979 avant l’avènement de la turbine du groupe Ramjet. Cette dernière utilise un
anneau de fibre de carbone et un anneau de refroidissement pour conserver le composite
à une température d’opération acceptable. Cette configuration a permis à la turbine
d’opérer à une vitesse de 115 kRPM à 1100°C pendant une heure. Par contre, le facteur
de sécurité de l’anneau de refroidissement est trop faible pour atteindre l’objectif de
130 kRPM (400 m/s).
 En raison de la variation des propriétés des matériaux en fonction de la
température, le carénage de la turbine renversé doit être divisé selon ses fonctions :
rétention structurelle, refroidissement et isolation thermique. La rétention structurelle
est assurée par la fibre de carbone tandis que le refroidissement se fait à l’aide de
superalliages. L’isolation thermique se fait à l’aide d’enduits à barrière thermique.
 Puisque la rétention des pales en céramique se fait à l’aide d’un anneau externe
dans la configuration renversée, peu de matériaux sont en mesure d’offrir une résistance
spécifique assez élevée pour résister aux chargements. Seuls les composites sont en
mesure de soutenir les pales à la vitesse d’opération, mais ceux-ci sont limités en
température.

 22