Analyse des causes profondes d’une fissure sur la roue d’une turbine Francis
Damijan Cerinski, Ozren Orešković, Ozren Husnjak, Valentina Dervišević
Veski
June 22, 2026
Une turbine de stockage-pompage de 135 MW a subi des fissures répétées dans la couronne de la roue après plus de quatre décennies de fonctionnement, aboutissant à une défaillance catastrophique nécessitant le remplacement complet de la roue. Une surveillance continue a révélé une composante de vibration persistante à 140 Hz liée à l’interaction rotor-stator, soulevant des préoccupations concernant la résonance au sein de la structure de la roue. Une analyse modale expérimentale a confirmé que cette excitation opérationnelle correspondait étroitement à un mode naturel de vibration de l’ensemble roue-arbre, indiquant que la résonance était un contributeur clé à l’initiation et à la propagation des fissures.
La roue de turbine fissurée a subi plusieurs interventions de réparation au fil du temps. Cependant, l’incident le plus récent a entraîné des dommages irréversibles, nécessitant son remplacement complet. La roue se compose de sept aubes et fonctionne en combinaison avec seize directrices.
Un système de surveillance en ligne a enregistré en continu des paramètres dynamiques clés, y compris le déplacement relatif de l’arbre, les vibrations radiales au niveau du palier guide de la turbine et les vibrations axiales sur le couvercle de la turbine.
Les données enregistrées ont systématiquement montré une composante de vibration dominante à 140 Hz. Cette fréquence correspond à deux fois le produit de la fréquence de rotation (10 Hz) et du nombre d’aubes de la roue (7).
La composante à 140 Hz a été clairement identifiée dans les vibrations axiales sur le couvercle de la turbine, les vibrations radiales au niveau du palier guide et dans les signaux de déplacement relatif de l’arbre, soulevant des préoccupations concernant un éventuel phénomène de résonance contribuant aux défaillances de la couronne.
Pour étudier cette hypothèse, une analyse modale expérimentale (test de choc) de la roue de turbine a été réalisée avec et sans l’arbre couplé. L’objectif était de déterminer les fréquences naturelles de l’ensemble de la roue et d’évaluer le potentiel de résonance dans des conditions de fonctionnement normales.
Les fréquences identifiées expérimentalement ont ensuite été comparées aux modes de vibration prédits numériquement. Les résultats ont démontré une forte corrélation entre l’excitation mesurée à 140 Hz et l’un des modes naturels de la roue, indiquant que les effets de résonance ont probablement joué un rôle significatif dans le développement des fissures observées dans la couronne.
Contexte
L’unité de stockage-pompage de 135 MW est en service depuis plus de 40 ans. Au cours de sa durée de vie opérationnelle, la roue de turbine a subi plusieurs événements de fissuration dans la région de la couronne, ou plaque supérieure. L’unité fonctionne à une vitesse de rotation nominale de 600 tr/min, soit 10 Hz. La roue de turbine est équipée de sept aubes et fonctionne en combinaison avec seize directrices.
La défaillance la plus récente a été initiée par le détachement d’une partie de la couronne de la roue, ou plaque supérieure. Au moment de la défaillance, les niveaux de vibration au niveau du palier guide de la turbine (TGB) ont augmenté brusquement jusqu’à des valeurs critiques, entraînant l’arrêt immédiat de la machine. Une inspection visuelle depuis la volute, réalisée avant le démontage, a révélé une propagation extensive des fissures à travers la plaque de la roue. La fissure s’étendait à travers toute la plaque supérieure, comme le montre la Figure 1.
Après le démontage du rotor, une inspection détaillée a confirmé que la fissure avait pris naissance au bord extérieur de la plaque supérieure et s’était propagée vers l’extrémité d’une aube de la roue. Le fragment détaché, d’une taille d’environ 25 × 21 cm, a ensuite été retrouvé dans le tube d’aspiration. L’étendue des dommages structurels a rendu la roue irréparable, rendant toute opération supplémentaire de la turbine impossible. Par conséquent, le remplacement complet de la roue était nécessaire.
Un système de surveillance en ligne de l’état de la machine (MCM) suit en continu les paramètres dynamiques clés de l’unité (comme le montre la Figure 2), y compris :
Vibrations relatives de l’arbre sur UGB, LGB et TGB
Vibrations absolues de UGB, LGB et TGB
Vibrations absolues du couvercle de la turbine
Déplacement axial
Entrefer dans les plans supérieur et inférieur du stator
Flux magnétique
Vibrations des enroulements de tête
Vibrations du noyau du stator
Parties prenantes
L’enquête a impliqué plusieurs parties avec des responsabilités techniques et opérationnelles clairement définies :
Exploitant de la centrale de stockage-pompage – responsable de garantir un fonctionnement sûr, une haute disponibilité et une intégrité structurelle à long terme.
Veski – fournisseur du système de surveillance de l’état de la machine et responsable du diagnostic avancé des vibrations, de l’enquête sur les causes profondes et du développement de recommandations pour améliorer les capacités de détection précoce des fissures de la roue de turbine.
Dewesoft – fournisseur du matériel et des logiciels de mesure utilisés pour l’analyse modale expérimentale.
Le problème
Le principal problème technique était d’identifier la cause profonde de la défaillance de la roue de turbine, y compris d’évaluer si des effets de résonance étaient impliqués et d’établir les mécanismes structurels et dynamiques responsables de la réponse vibratoire amplifiée et de l’initiation et de la propagation ultérieures des fissures.
Plus précisément, il était nécessaire de :
Identifier les fréquences naturelles et les modes de vibration correspondants de la roue de turbine, à la fois en configuration libre et couplée à l’arbre.
Établir si l’excitation opérationnelle à 140 Hz coïncidait avec, ou était suffisamment proche de, une fréquence naturelle structurelle.
Définir des améliorations au système MCM existant pour permettre une détection précoce de l’initiation et de la propagation des fissures de la roue de turbine.
Analyse des données
Les paramètres globaux de vibration recueillis à partir du système de surveillance de l’état de la machine au cours des deux dernières années étaient stables et n’indiquaient pas de panne. Cependant, les vibrations relatives ont commencé à augmenter lentement dans la période de 1 à 2 mois avant les dommages.
Ces changements étaient à tout moment dans les limites des niveaux de vibration autorisés jusqu’à ce que les dommages ne surviennent et ne nécessitent pas l’activation d’avertissements ou d’alarme conformément aux normes de vibration applicables aux centrales hydroélectriques. Comme l’illustre la tendance sur deux ans de la Figure 3, les données ont révélé une augmentation progressive du déséquilibre de l’arbre, attribuée à la propagation des fissures dans la roue de turbine sous une contrainte cyclique soutenue due aux pulsations de pression.
Pendant le fonctionnement normal (avant tout problème avec la roue de turbine), le système de surveillance a détecté une amplitude dominante à 140 Hz – deux fois le multiple de la fréquence nominale (10 Hz) et du nombre d’aubes de la roue (7) – en raison de l’interaction rotor-stator (RSI) dans la turbine. Cette fréquence était présente dans les vibrations axiales sur le couvercle de la turbine, les vibrations radiales absolues et le déplacement relatif de l’arbre sur le TGB.
Notamment, un pic supplémentaire à 160 Hz a été observé plus tard dans le spectre, avec une amplitude très faible, alignée avec la fréquence de passage des directrices : 16 directrices multipliées par la fréquence nominale de 10 Hz (voir Figure 4). Avant la fissure, les vibrations à cette fréquence n’étaient pas considérées comme critiques en raison de leurs faibles amplitudes et de leur apparition occasionnelle, par exemple, uniquement en mode générateur.
Cependant, après la défaillance, l’analyse post-traitement a montré que la fissure avait initié des vibrations plus élevées à cette fréquence. Cette fissure introduit une charge non uniforme, amplifiant ainsi l’influence de l’interaction des directrices sur la réponse vibratoire. Des harmoniques à 150 Hz, 170 Hz et 180 Hz apparaissent en raison de la modulation créée par l’harmonique 16x.
La principale conclusion de l’analyse de fréquence était que, pendant le fonctionnement de l’unité, la fréquence de résonance de la roue de turbine est proche de 140 Hz. Par conséquent, on peut conclure que la roue vibre en continu à cette fréquence dans des conditions de charge élevée.
Ces vibrations continues étaient probablement la cause des contraintes dynamiques, et la conséquence de ces contraintes est l’apparition d’une fissure et sa propagation jusqu’à la panne finale. Par conséquent, il existe une réelle possibilité qu’après plusieurs années de fonctionnement, des dommages similaires réapparaissent si le même modèle de roue de turbine est utilisé dans des conditions de travail similaires.
Pour évaluer le potentiel de résonance pendant le fonctionnement normal de la turbine, un test de choc a été réalisé pour déterminer les fréquences naturelles de la roue de turbine. Les résultats de ce travail expliqueraient la corrélation entre l’excitation observée à 140 Hz et un mode naturel de vibration de la structure de la roue, indiquant que la résonance pourrait avoir contribué à la défaillance observée de la couronne.
Identification et mesure
Pour déterminer la cause profonde de la défaillance de la roue de turbine et vérifier le mécanisme de résonance suspecté, il a été décidé de réaliser une analyse modale expérimentale en utilisant le soi-disant test de choc. L’objectif de l’analyse modale était d’identifier les fréquences naturelles et les modes de vibration correspondants de la roue de turbine et d’évaluer leur relation avec l’excitation opérationnelle de 140 Hz observée pendant le fonctionnement normal de l’unité.
L’enquête a été menée en deux étapes :
Configuration de la roue de turbine libre
Roue de turbine couplée à l’arbre
Cette approche en deux étapes a permis une différenciation claire entre les caractéristiques dynamiques intrinsèques de la roue et le comportement de l’ensemble complet roue-arbre, identifiant ainsi les modes de vibration qui pourraient potentiellement conduire à une résonance dans des conditions opérationnelles.
Dans le cadre de la mesure, la roue a été excitée par une excitation par impulsion avec un marteau en caoutchouc pour induire des vibrations. Un accéléromètre a été fixé au marteau, et la force d’impact a été calculée comme le produit de la masse du marteau (1,2 kg) et de l’accélération mesurée.
De plus, divers accéléromètres ont été fixés à différents endroits et ont mesuré l’accélération aux endroits où chaque capteur était placé. Pour l’acquisition des signaux analogiques, une unité portable d’acquisition de données (Obsidian) a été utilisée. Après l’acquisition des données, les signaux numériques ont été analysés sur l’ordinateur portable de mesure exécutant le logiciel de diagnostic DewesoftX.
Mesure de la roue de turbine libre
Étant donné le nombre limité de capteurs utilisés pendant la mesure et pour couvrir la plus grande surface possible de la roue de turbine, les mesures ont été effectuées en 3 configurations. Dans chaque configuration, un capteur (capteur n°8) est resté en place et a servi de référence de phase, tandis que les autres capteurs ont été déplacés. La Figure 5 montre une représentation schématique avec des photos de chaque configuration.
Nous avons également utilisé des étiquettes de capteurs dans l’analyse des résultats. Dans la première configuration, les capteurs ont été positionnés autour du bord extérieur de la roue au niveau de l’extrémité des aubes (7 aubes). Dans la deuxième configuration, les capteurs ont été à nouveau placés autour du bord extérieur de la roue de turbine, mais entre les extrémités des aubes. Dans la dernière, et troisième configuration, 4 capteurs ont été repositionnés sur le bord extérieur de la roue au niveau des extrémités des aubes, et 3 capteurs ont été positionnés sur le bord intérieur de la plaque de la roue.
Toutes les mesures ont été réalisées avec la roue de turbine soulevée à une hauteur d’environ un demi-mètre à l’aide de câbles en acier pour simuler les conditions aux limites d’une roue de turbine libre afin d’identifier les fréquences naturelles qui sont exclusivement une propriété de la roue.
Roue de turbine couplée à l’arbre
Lors de la deuxième mesure, les fréquences naturelles de la roue de turbine ont été mesurées après que la roue ait été couplée à l’arbre. Deux mesures ont été effectuées : tout d’abord, les capteurs ont été placés au bas de la roue de turbine, accessibles depuis le tube d’aspiration (voir Figure 6), et un test de choc a été réalisé. Ensuite, les capteurs ont été placés directement sur l’arbre au-dessus de la turbine (voir Figure 7), et le test de choc a été répété.
Équipement d’acquisition de données
L’analyse modale expérimentale a été réalisée à l’aide des équipements de mesure et d’excitation suivants (voir Figure 8) :
Marteau d’impact pour excitation par impulsion
Accéléromètres CTC pour la mesure de la réponse vibratoire
OBSIDIAN – ordinateur DAQ embarqué
DewesoftX – logiciel de diagnostic
Résultats des tests
Analyse modale de la roue de turbine libre
Pour déterminer les fréquences naturelles, une analyse spectrale des formes d’onde enregistrées a été réalisée. La Figure 9 montre l’analyse spectrale de la première configuration de mesure jusqu’à 1 kHz, et il est évident que la roue de turbine présente plusieurs fréquences naturelles dans la plage de fréquences affichée. Les trois premières fréquences naturelles observées dans le spectre ont été analysées.
La Figure 10 montre l’analyse spectrale pour les trois configurations de mesure dans la plage de fréquences de 200 à 400 Hz. À partir de l’analyse spectrale, les trois premières fréquences naturelles sont de 257 Hz, 258,5 Hz et 329 Hz, et les modes de vibration correspondants ont été calculés.
Il est important de noter que les deux premières fréquences naturelles sont très proches : 257 Hz et 258,5 Hz. Ces deux fréquences rapprochées résultent d’une asymétrie de rigidité structurelle autour de la circonférence de la roue de turbine. Pour cette raison, il est nécessaire d’analyser ces deux fréquences séparément.
Pour obtenir les modes de vibration, les valeurs de la fonction de transfert de 7 capteurs par rapport au capteur 8 ont été calculées pour les trois premières fréquences naturelles dans les trois configurations de mesure, et les résultats ont été combinés. Dans la troisième configuration de mesure, les capteurs 1'', 3'', 4'', et 6'' ont été positionnés aux mêmes endroits que dans les deux premières configurations, et ces positions n’ont pas été affichées dans les résultats car les valeurs étaient reproductibles.
Les modes de vibration calculés sont affichés graphiquement pour les trois configurations dans la Figure 11. L’analyse de la fréquence de 257 Hz a montré que les capteurs aux positions 3 et 3’ sont en phase avec les capteurs 7 et 7’, respectivement. Alors que les capteurs aux positions 2 et 2’ sont en phase avec les capteurs aux positions 5 et 5’, respectivement.
Un comportement similaire a été enregistré à une fréquence proche de 258,5 Hz ; à nouveau, les côtés opposés de la roue de turbine sont en phase. Plus précisément, les capteurs 1 et 1' sont en phase avec les capteurs 4 et 4', et les capteurs 6 et 6' sont en phase avec les capteurs 3 et 3'.
En observant le mode de vibration à 329 Hz, on peut voir que les vibrations sur la circonférence extérieure de la roue de turbine sont en phase (capteurs de 1 à 7). En revanche, sur la circonférence intérieure, elles sont extrêmement faibles (capteurs 2'', 5'' et 7''), ce qui signifie que ces positions sont presque immobiles à une fréquence de 329 Hz.
Il est clairement visible que seuls les modes de vibration symétriques ont été enregistrés. L’excitation des modes de vibration asymétriques nécessite un élément structurel (arbre) capable de générer des moments, ce qui n’était pas le cas dans cette configuration.
Il est important de noter que cette mesure identifie les fréquences naturelles de la roue de turbine libre, qui est suspendue uniquement par des câbles métalliques et est donc minimement contrainte par son environnement.
Une fois la roue connectée à l’arbre, elle formera un système complètement différent, et ses fréquences naturelles changeront. Une nouvelle fréquence naturelle est attendue en dessous de 257 Hz, qui est actuellement la fréquence naturelle la plus basse mesurée pour la roue libre suspendue sur des câbles métalliques.
Ce décalage est attendu car, après l’assemblage, la roue et l’arbre vibreront comme un seul corps avec une masse plus grande et une distribution différente de la rigidité et de l’inertie.
Cependant, certaines de leurs fréquences naturelles resteront similaires. Un exemple en est le mode de vibration à 329 Hz. Ce mode de vibration et la fréquence naturelle correspondante resteront presque les mêmes même après la connexion avec l’arbre.
Cela est confirmé par les vibrations mesurées aux points le long du bord intérieur de la roue, spécifiquement aux positions 2”, 5”, et 7”, où les amplitudes sont très faibles, presque nulles, et la phase est la même aux trois endroits.
Parce que ces points sont très proches du bord, ils représentent effectivement les conditions aux limites des vibrations de la roue libre.
Lorsque la roue est couplée à l’arbre dans cette zone, les conditions aux limites devraient rester presque inchangées, ce qui signifie que les vibrations devraient toujours avoir des amplitudes très faibles et se produire dans la même phase.
Roue de turbine connectée à l’arbre
Pour le calcul du spectre, une longueur de bloc de forme d’onde de 0,5 s a été utilisée, donnant une résolution spectrale de 2 Hz. La résolution spectrale choisie est adaptée au couplage roue-arbre, qui, à son tour, donne une durée de réponse d’impact courte. La plage de fréquences jusqu’à 400 Hz a été analysée, ce qui est la zone d’intérêt.
Pendant la mesure, une autre unité de la centrale était en fonctionnement, et des composantes de vibration transférées de cette unité étaient visibles dans le spectre. Pour obtenir une image claire des composantes de fréquence qui proviennent exclusivement de l’excitation par marteau et qui sont les fréquences naturelles réelles, le spectre sans excitation a été soustrait du spectre obtenu avec l’excitation.
La Figure 12 montre l’analyse spectrale avant et après la soustraction de l’influence de l’autre unité. Une composante de fréquence à 100 Hz est générée par les vibrations du stator de l’autre unité, qui est transférée par la structure de la fondation à l’unité mesurée, et du carter de la turbine à l’arbre du rotor, jusqu’à la roue de turbine. Dans la zone autour de 100 Hz, une résonance locale se produit, provoquant une réponse vibratoire accrue.
Étant donné que les spectres avec et sans excitation par marteau ont été enregistrés à des moments différents, la soustraction de toutes les composantes de fréquence autour de 100 Hz ne les a pas éliminées. Dans l’analyse spectrale après que l’influence de l’autre unité ait été minimisée, 3 composantes de fréquence ont été clairement obtenues : environ 174 Hz, 300 Hz et 356 Hz. Ces trois fréquences représentent les fréquences naturelles de la roue de turbine lorsqu’elle est connectée à l’arbre.
La même procédure de correction a été effectuée en utilisant la mesure directe de l’arbre, et les spectres avant et après correction sont présentés dans la Figure 13. Il est à nouveau évident que les composantes de fréquence autour de 100 Hz n’ont pas pu être éliminées pour la même raison expliquée précédemment, et elles ne seront pas prises en compte ici.
D’un autre côté, les fréquences naturelles du système turbine-arbre sont clairement visibles après la correction, à environ 174 Hz et 375 Hz. La fréquence de 300 Hz, enregistrée sur la roue de turbine, n’est pas visible sur l’arbre. Cela était attendu, comme indiqué dans le chapitre précédent, et une discussion détaillée sur les modes de vibration suivra.
Analyse spectrale dans la mesure directement sur l’arbre avant et après la correction spectrale due à l’autre unité en fonctionnement. Figure 13. Analyse spectrale dans la mesure directement sur l’arbre avant et après la correction spectrale due à l’autre unité en fonctionnement.
La principale question qui se pose est de savoir quelles conditions aux limites définissent les modes de vibration de la roue de turbine libre, et quelles après que la roue soit couplée à l’arbre ?
Lorsque les bords extérieur et intérieur de la roue sont libres, toutes les forces et les moments aux bords sont égaux à zéro. Avec de telles conditions aux limites, les modes de vibration naturels de la roue suspendue librement ne peuvent inclure que des modes symétriques, mais pas des modes asymétriques. Cela a été montré dans l’analyse de la roue libre, où seules les fréquences 257 Hz (et la fréquence proche de 258,5 Hz) et 329 Hz ont été enregistrées, toutes deux représentant des modes de vibration symétriques.
La roue de turbine libre présente un facteur d’amortissement faible, et par conséquent, les vibrations ne s’atténuent qu’après plusieurs secondes. En conséquence, les composantes de réponse spectrale sont très étroites.
En observant le mode de vibration à 257 Hz, la phase du bord intérieur change en réponse aux changements de phase correspondants du bord extérieur (voir Figure 11). Ce mode de vibration changera une fois que le rotor de turbine sera connecté à l’arbre. Dans le mode de vibration à 329 Hz, le bord extérieur vibre en phase à tous les points, tout comme le bord intérieur.
Cependant, le bord intérieur vibre en contre-phase par rapport au bord extérieur (voir Figure 11), avec des amplitudes environ 10 à 15 fois plus faibles. Cette forme de vibration sera également présente après la connexion de la roue avec l’arbre, dans presque le même mode, mais sa fréquence naturelle augmentera en raison du changement des conditions aux limites au niveau du bord intérieur.
Après que la roue de turbine soit connectée à l’arbre, les conditions aux limites au niveau du bord intérieur sont définies par l’absence de déplacements et de rotations à tous les points du bord intérieur. La fréquence naturelle la plus basse de l’arbre et de la roue connectés se produit à 174 Hz, soit environ 80 Hz de moins que celle de la roue de turbine suspendue librement. Il s’agit d’un nouveau mode de vibration qui n’apparaît pas lorsque la roue est libre.
De plus, l’amortissement des vibrations du rotor monté à 174, 356 et 374 Hz est significativement plus élevé que l’amortissement à 300 Hz. Cela est visible dans la largeur de la composante spectrale à 300 Hz, qui est pratiquement la même que pour la roue suspendue librement dans toutes les composantes spectrales.
Cela soulève la question de savoir pourquoi l’amortissement diffère à certaines fréquences naturelles.
Pour y répondre, la fréquence naturelle à 300 Hz a été analysée. À cette fréquence, les vibrations de la roue de turbine ne sont pas transmises à l’arbre. De même, l’excitation de l’arbre ne peut pas induire de vibrations à 300 Hz, comme le montre clairement la Figure 13.
En conséquence, la roue est soumise aux mêmes conditions d’amortissement que dans l’état suspendu librement.
Sur cette base, on peut conclure que les vibrations à 300 Hz correspondent au mode symétrique le plus bas. Pour la roue de turbine libre, la fréquence naturelle symétrique la plus basse est de 257,5 Hz, tandis que pour la roue connectée et l’arbre, elle est de 300 Hz. Cette augmentation est due à une rigidité plus élevée au niveau du bord intérieur résultant du couplage roue-arbre.
Dans le mode de vibration symétrique suivant (roue libre à 327 Hz), l’arbre ne peut vibrer que de manière axiale, tandis que les vibrations de flexion de la roue ne peuvent pas être transmises à l’arbre. La fréquence naturelle de ce mode ne peut être que plus élevée que celle du rotor suspendu.
Par conséquent, la fréquence naturelle la plus basse du système roue-arbre couplé, 174 Hz, ne peut pas être associée à un mode de vibration symétrique. On peut donc conclure que 174 Hz correspond au premier mode de vibration asymétrique naturel.
Pendant le fonctionnement de la centrale, lorsque la roue de turbine est remplie d’eau, cette fréquence naturelle peut diminuer et approcher 140 Hz, amenant potentiellement le rotor de turbine en résonance. Les vibrations à 174 Hz sont observées à la fois dans la roue de turbine et dans l’arbre sous excitation par impact, que l’excitation soit appliquée à la roue ou directement à l’arbre.
Cela indique clairement que le mode de vibration correspondant implique à la fois la roue de turbine et l’arbre entier. La fréquence de résonance à 140 Hz correspond à deux fois le multiple de la fréquence nominale de la turbine de 10 Hz et du nombre d’aubes de la turbine, qui est de sept, comme expliqué précédemment.
Il convient également de noter que, pendant les mesures, la roue de turbine était stationnaire et directement supportée par le palier axial et par les segments ou joints dans le TGB. Pendant le fonctionnement, cependant, la roue est soulevée de ces points de contact par le film d’huile formé dans les paliers. Ce support statique produit un amortissement plus élevé dans la réponse d’atténuation. Pendant la rotation, un amortissement plus faible est attendu, ce qui augmente l’influence des forces résonantes associées au mode de vibration asymétrique le plus bas.
Cette interprétation est davantage étayée par la présence d’une composante à 140 Hz dans les vibrations relatives au niveau du palier guide supérieur (UGB) et du palier guide inférieur (LGB), avec des amplitudes supérieures à celles des déplacements des paliers. Ces résultats indiquent que l’arbre et la roue de turbine vibrent dans le mode asymétrique le plus bas de la roue de turbine, mesuré à 174 Hz, avec la fréquence légèrement réduite par la masse ajoutée de l’eau.
Le mode de vibration asymétrique le plus bas à 174 Hz observé pendant cette campagne de mesure n’a pas pu être reproduit dans les simulations par la méthode des éléments finis (FEM) de la roue de turbine seule, sans l’arbre complet. En général, ce mode ne peut être capturé dans l’analyse FEM que si le modèle numérique inclut la roue de turbine, l’arbre complet et le rotor du générateur, car tous ces composants sont essentiels pour une représentation précise de ce mode de vibration.
Améliorations supplémentaires du système de surveillance
Sur la base des résultats présentés, il a été recommandé de moderniser le système MCM existant en étendant l’analyse pour inclure les calculs d’amplitude et de phase pour toutes les harmoniques identifiées dans les spectres, comme le montre la Figure 4.
Une attention particulière a été accordée aux fréquences autour de 160 Hz, 170 Hz et 180 Hz dans les signaux de vibration relative et absolue des UGB, LGB et TGB, ainsi que dans les signaux de vibration absolue du carter de la turbine.
Les enregistrements de tendance ont également été étendus pour inclure les valeurs quadratiques moyennes à ces fréquences, rapportées sous forme de valeurs RMS.
Des capteurs de pression ont également été installés dans la zone de la turbine, spécifiquement dans la conduite forcée, la volute, le couvercle de la turbine, le tube d’aspiration et les zones de vide, ainsi qu’un capteur de contrainte monté sur le couvercle de la turbine.
Tous les calculs de valeurs dynamiques ci-dessus ont été appliqués aux signaux de pression de la zone de la turbine et intégrés dans le système MCM.
La Figure 14 montre les tendances des valeurs RMS des fréquences sélectionnées au cours des trois derniers mois pour les vibrations absolues des paliers et du carter de la turbine, la pression de la volute, et les mesures de contrainte, ainsi que la vitesse de rotation correspondante et les puissances active et réactive.
Ces indicateurs permettront une détection précoce des fissures du rotor, permettant des interventions de réparation alors que la centrale reste opérationnelle. De plus, il a été recommandé d’intégrer les seuils d’alarme dérivés du système MCM dans le système SCADA afin de fournir des avertissements préventifs lorsque les niveaux de vibration dépassent les seuils.
Conclusion
Un test de choc a été réalisé sur la roue de turbine avant et après le couplage à l’arbre pour identifier ses fréquences naturelles et évaluer le potentiel de résonance dans des conditions de fonctionnement normales.
Lors du couplage de la roue de turbine à l’arbre, une redistribution de la rigidité et de l’inertie s’est produite par rapport à la roue de turbine libre, et le système a donc été analysé comme un système combiné roue-arbre. L’analyse a identifié les fréquences naturelles à 174 Hz, 300 Hz, 356 Hz et 375 Hz.
La fréquence à 300 Hz correspond au mode de vibration symétrique le plus bas. Comme ce mode n’induit pas de vibrations de flexion de l’arbre, l’amortissement de cette réponse est plus faible qu’aux fréquences de 174, 356 et 375 Hz, où les vibrations de flexion de l’arbre sont présentes.
La fréquence à 174 Hz correspond au premier mode de vibration asymétrique, dans lequel les vibrations de flexion de la roue de turbine et de l’arbre sont toutes deux excitées. Lorsque la roue de turbine est remplie d’eau, cette fréquence naturelle peut diminuer, amenant potentiellement la roue de turbine en résonance à 140 Hz. Cette fréquence correspond au produit de deux fois le multiple de la fréquence nominale de la turbine (10 Hz) et du nombre d’aubes de la roue (7).
Pendant le fonctionnement de l’unité, une réduction de l’amortissement des vibrations est attendue car la roue de turbine se soulève des points de contact avec le palier axial et les segments du palier de turbine pendant la rotation. Si l’amortissement diminue dans ces conditions, une réponse résonante accrue de la roue de turbine peut se produire, ce qui pourrait expliquer la défaillance de la couronne de la turbine.
Il est recommandé de moderniser le système MCM existant en étendant l’analyse pour inclure les calculs d’amplitude et de phase aux fréquences clés de 160 Hz, 170 Hz et 180 Hz. Les valeurs quadratiques moyennes à ces fréquences doivent également être ajoutées aux enregistrements de tendance.
De plus, des capteurs de pression ont été installés dans la zone de la turbine, et la même analyse dynamique doit être appliquée à ces signaux.
Ces modernisations permettraient de détecter les fissures de la roue de turbine à un stade précoce. En ajoutant des seuils d’alarme au système SCADA, le système pourrait également émettre des avertissements préventifs avant que les niveaux de vibration ne deviennent trop élevés.