IMAGES VIBRA TOIRES TOIRES DES PRINCIPAUX DEFAUTS I.
INTRODUCTION :
Le diagnostic de l'état d'une machine n'est possible que si l'on connaît les symptômes vibratoires associés à chaque défaut susceptible d'affecter la machine considérée, c'est à dire si l'on connaît les images vibratoires induites par ces défauts. La connaissance de ces images vibratoires et de la cinématique de la machine permet de formuler un diagnostic de l'état de la machine. Malheureusement, une même image vibratoire peut correspondre à plusieurs défauts. Il faut donc établir la liste de tous les défauts correspondant à chaque image et, par déduction, entreprendre les analyses complémentaires et rechercher d'autres symptômes pour se diriger progressivement vers l'hypothèse la plus probable. Dans cette leçon, on se propose d'étudier les images vibratoires des principaux défauts. II. II.1. II.1.
DESEQUILIBRE DESEQUILIBRE - DEFAUT DE BA LOURD : Défin Défin it ion :
En pratique, il est impossible d'obtenir une concentricité parfaite des centres de gravité de chaque élément constitutif d'un rotor. De cette « non-concentricité », résulte l'application de forces centrifuges qui déforment le rotor. Ces déséquilibres proviennent généralement (le défauts d'usinage, d'assemblage et de montage, ou sont la conséquence:
d'un défaut de type mécanique : perte d'ailette, érosion ou encrassement
d'une altération thermique : déformation suite à des dilatations différentes des
matériaux constituant le rotor ou à des différences de température localisées ;
Défaut de montage
Défaut d'usinage d'usinag e
Enceassement d’un ventilateur ventilate ur
Perte d'ailette d'une pompe
Figure1 : exemples de defauts
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II.2.
Mesur e :
Généralement, le spectre est issu d'une mesure prise radialement (souvent dans la direction radiale horizontale), excepté pour les rotors en porte-à-faux pour lesquels on peut constater également, dans la direction axiale, la prépondérance de la composante correspondant à la fréquence de rotation.
II.3.
Signatur e vibr atoire :
Le balourd induit, dans un plan radial, une vibration dont le spectre présente une composante dont la fréquence de base correspond à la fréquence de rotation. Elle représente alors le pic le plus élevé [figure 4.21. Cependant, la machine peut également vibrer suivant d'autres harmoniques égales à un multiple (le la fréquence de rotation. Le nombre d'harmoniques et leur amplitude sont directement liés au nombre de plans de balourd mécanique et à leur écart de phase. La bande de mesure est conçue de façon à prendre en compte de légères variations autour de la vitesse de rotation affichée par le constructeur.
Figure 2 :Spectre reel d’un ventilateur tournant à 2925 tr/min (48.75 Hz) traduisant la presence d’un balourd
II.4.
Remarque
De nombreux défauts, autres que ceux du balourd, s’expriment par une composante d'amplitude élevée à la fréquence de rotation : c'est l'analyse des phases qui permet de les différencier. En effet, pour deux points de mesure radiaux (situés à 90° sur un même palier), le déphasage entre composantes de fréquence égale à la fréquence de rotation est proche de 90°, dans le cas d'un défaut lié à un balourd [figure 3 les points (1) et (2) ].
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Figure 3- cas de balourd:Effort rotatif se produisant avec un dephasage de 90° entre les points (1) et(2)
II.5.
Balour ds statiq ue et d ynamique
En cas de balourd statique les deux paliers supportant le rotor vont subir, en même temps, l'effort centrifuge dû au déséquilibre. Il n'y aura donc aucun déphasage entre les mesures prises au même point sur les deux paliers
Figure 4:a- balourd statique
En
cas
de
balourd
dynamique les deux paliers supportant
le
rotor
vont
subir les efforts centrifuges de
façon
alternée.
Le
déphasage (voisin de 180°) entre
les
mesures
effectuées au même point sur deux paliers consécutifs est donc révélateur d'un balourd dynamique
Figure 4:b- balourd d ynamique
Un défaut de balourd est donc r évélé par : ISET DE KAIROUAN
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Une composante d'ampl itud e élevée à la fréquence de rotation du rotor en
direction radiale,
U n d é p h a s a g e voisin de 90° entr e deux co mpo santes cor respo ndant à des
p o i n t s d e m e s u r e r a d i au x s u r l e m ê m e p al i e r d u r o t o r . III. DEFAUTS D'A LIGNEMENT : III.1. Définit ion : Le défaut d'alignement est l'une des principales causes de réduction de la durée de vie des équipements. Il concerne soit deux arbres liés par un accouplement, soit deux paliers soutenant le même axe.
Figure 5 : Défauts d’alignement
III.2. Désalignement d' arbres accoup lés Les axes des deux rotors peuvent présenter un désalignement angulaire au niveau de l'accouplement ou un désalignement radial (défaut de concentricité) ou la combinaison de s deux [figure 5] III.3. Désalig nement radi al : Il apparaît une vibration dans la direction radiale de composante d'ordre 2 de la fréquence de rotation (rarement d'ordre 3, voire exceptionnellement d'ordre 4), avec des amplitud es supérieures aux composantes d'ordre 1. Le même phénomène se manifeste dans la direction axiale.
Figure 6
III.4. désalign ement angu laire : Il apparaît sous forme d’une vibration axiale de composante d'ordre 1, 2, 3 ou 4 de la ISET DE KAIROUAN
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fré quence de rotation avec des amplitudes supérieures à celles des composantes radiales correspondantes.
Figure 7
III.5. Remarque: Un problème d'alignement génère forcément du balourd dynamique ; il s'accompagne donc d'une élévation du niveau à la fréquence de rotation F0. C'est la prédominance du niveau à 2 F0 ou à F0 qui détermine si le problème générique est le lignage ou le balourd. III.6. Désalignement des paliers : Les axes des deux paliers d'un même corps de machine ne sont pas concentriques (figure 4.71. Cette anomalie peut être la conséquence d'un défaut de montage d'un palier, mais également d'un mauvais calage des pattes de fixation ou d'une déformation de châssis (par exemple à la suite de contraintes thermiques), qui se traduit par une flexion de l'arbre du rotor.
Figure 8 : Désalignement de paliers s e traduisant par une flexion de I'arbre
La figure 9 représente le spectre réel d'un désalignement entre multiplicateur et compresseur, exprimé par le fait que l'ordre 2 de la fréquence de rotation est nettement prépondérant.
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Le peigne de raies très marqué, de pas 25 Hz, traduit l'existence de chocs à la fréquence de rotation, conséquence d'une nette usure de l'accouplement. Il faut rappeler que la représentation des amplitudes cri décibel ou à l'aide d'une échelle logarithmique permet une bien meilleure mise en évidence du peigne de raies que la représentation à l'aide d'une échelle linéaire classique.
Fi g u r e 9 : spectre réel d'un défaut d'alignement Sur un compresseur tournant à 1 500 tr/min (25Hz)
Un
défaut
d'alignement
est
révélé
par
un
pic
d'amplitude
prépondérante
à généralement, 2 fois la fréquence de rotation (parfoi s 3 ou 4 fo is).
IV. DEFAUTS DE TRANSMISSION PAR COURROIES : Le principal défaut rencontré sur ce type de transmission est lié à une détérioration localisée d'une courroie : partie arrachée, défaut de jointure, [figure10] impliquant un effort ou un choc particulier à la fréquence de passage f c de ce défaut définie par :
Fc =
π.D1
L
.f 1 =
π.D 2
L
.f 2
FC: fréquence de passage de la courroie. Dl et D 2: diamètres des poulies 1 et 2. f 1, et f 2 : fréquences de rotation des poulies 1 et 2. L : la longueur de la courroie.
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Figure 10 : Transmission par une courroie présentant un défaut
La longueur L de la courroie peut s'exprimer en fonction des diamètres des poulies d'entraînement Dl et D2 et de leur entraxe E
(D 2 - D 1 ) 2 L= ( D 1 + D 2 ) + 2E + 2 4E π
Le défaut de longueur (1) provoque un train d'impulsions - sur le rotor 1, la vitesse de courroie est égale à : Ω1. périodiquement à la fréquence : π.f 1
D1 2
= π.f 1.D1 le défaut se manifeste
D1 L
- sur le rotor 2, la vitesse de courroie vaut : Ω 2 .
D2 = π.f 2 .D 2 le défaut se manifeste à 2
D2 D1 la fréquence : π.f 2 égale à π.f 1 , L L La fréquence d'un défaut de courroie est donc définie par :
f Courroie
D1 D2 = π.f 1 = π.f 2 L L
L’Image vibratoire donne un pic d'amplitude importante à la fréquence de passage de la courroie, ou de ses harmoniques. Figure 11
Figure 11 : Image vibratoire théorique et spectre d'un défaut de transmission par courroies
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Défaut lié à un désalignement tr ès marqué
Dans le domaine temporel le défaut s'exprime par un train d'impulsions (figure)
τ
=
1 f Courroie
Figure 12 : Train d'i mpulsi ons dues à un défaut sur une cour roie
La longueur
τ
des impulsions peut être une fonction croissante de la longueur l du défaut et
décroissante de la vitesse de rotation. Le spectre est constitué d'harmoniques de la fréquence de courroie k.f Courroie , avec k = 1, 2, 3,... d'amplitudes décroissantes. Exemple Les figures 12 et 13 représentent les spectres des vibrations d'un palier qui guide un rotor sur lequel est monté une poulie : sans et avec courroie. En absence de courroie, les amplitudes des harmoniques de la vitesse de rotation sont importantes ; ils peuvent être dus à un balourd dans la poulie ou à un défaut de coaxialité.
Figure 13 : Spectre de vibration du palier coté poulie sans la courroie ; fréquence de rotation : 29 Hz
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En fait le défaut de coaxialité ne se manifeste qu'avec la courroie, en provoquant un déplacement périodique de la poulie, lui-même créant une variation périodique de la tension de la courroie. En présence de courroie, l'apparition d'un ensemble de raies harmoniques, jusqu'à l'ordre 14, de la fréquence de courroie (6,70 Hz) est significative de chocs périodiques ; à noter que la raie à la fréquence de courroie présente une faible amplitude. Le faible écart entre le 4ième harmonique (4f courroie) et la fréquence de rotation f rotation conduit à un phénomène de battement à la fréquence 4f courroie - fr = 2,2 Hz.
Figure 14 : Spectre de vibration du palier coté poulie avec la courroie. Fréquence de courr oie : 6,70 Hz. Vitess e de rotatio n : 29 Hz
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