FR2617914A1 - Procede de reduction des vibrations et du bruit d'un ensemble tournant et ensemble tournant mettant en oeuvre le procede - Google Patents

Abstract

Procédé de réduction du bruit et des vibrations d'un ensemble tournant comprenant un bâti, un arbre rotatif et une pluralité d'éléments de même nature 101 à 112 répartis angulairement autour de l'arbre rotatif et constituant chacun une source S1 à S1 2 d'émission de bruit ou de vibrations lors de la rotation de l'arbre. Le procédé consiste à séparer lesdites sources d'émission S1 à S1 2 par des intervalles angulaires beta1 à beta1 2 , centrés sur l'axe de l'arbre rotatif, dont plusieurs au moins sont inégaux, et présentent des valeurs définies en fonction de l'atténuation souhaitée du bruit ou des vibrations de l'ensemble tournant.

Description

PROCEDE DE REDUCTION DES VIBRATIONS ET DU BRUIT D'UN ENSEMBLE
TOURNANT ET ENSEMBLE TOURNANT METTANT EN OEUVRE LE PROCEDE
La présente invention concerne un procédé de réduction des vibrations et du bruit d'un ensemble tournant.

Cette invention s'applique à toutes les machines, dont un ensemble tournant, comprenant divers éléments ayant une répartition angulaire sur un arbre rotatif, excite les vibrations de l'arbre d'un bâti ou émet un bruit de raies, c'est-à-dire un son composé (non pur) constitué d1un- son fondamental et de sons harmoniques et dont le spectre en fonction de la fréquence est constitué par une série de raies, l'amplitude de chaque raie correspondant à l'intensité du son correspondant.

Tous les ensembles tournants émettent de tels bruits de raies que l'on désire plus ou moins réduire non seulement du point de vue acoustique et confort sonore mais également du point de vue vibratoire.

On peut citer pour exemples, les différents cas suivants
Un ventilateur émet un bruit dominé par des raies harmonique de la fréquence de passage des pales et, en même temps, il excite, aux-mêmes fréquences, son arbre de transmission dont les vibrations se transmettent à tous les éléments statiques qui rayonnent, à leur tour, un bruit susceptible de dépasser le niveau sonore dû au rotor lui-même.

Un hélicoptère émet un bruit le plus souvent dominé par les raies harmoniques de la fréquence de passage des pales de son rotor principal. Dans certains cas, les raies harmoniques dè la fréquence de passage des pales de son rotor de queue peuvent être très gênantes.

Les turboréacteurs et les turbomoteurs émettent aussi un bruit de raies (soufflante, compresseurs et turbines) qu'il faut réduire.

Les génératrices éoliennes sont également concernées.

De nombreux types de pompes et de moteurs ou générateurs électriques ou thermiques présentent les mènes caractéristiques de bruit et de vibration.

Une scie circulaire est encore un ensemble tournant à éléments (les dents) répartis angulairement ; les sculptures des pneumatiques aussi ; un vilebrequin de moteur aussi.

De plus en plus, la nuisance acoustique prend une importance commerciale déterminante car - une règle administrative peut bloquer la commercialisation d'un appareil particulièrement performant par ailleurs mais bruyant (exemple bien connu : l'avion Concorde) - à produits, de qualités par ailleurs voisines, le choix final est de plus en plus basé sur les nuisances acoustiques - un abaissement de niveau de bruit peut ouvrir un nouveau marché (perspectives d'utilisation des hélicoptères près des zones urbaines) - une des priorités actuelles de la médecine préventive du travail porte sur la réduction du bruit.

Indépendamment de la réduction du bruit de raies des ensembles tournants, il est également souhaitable de réduire les vibrations de ceux-ci.

En effet, la réduction des vibrations, en évitant d'exciter, de façon résonnante ou non, des structures, qui sont susceptibles d'être des sources sonores plus importantes que l'ensemble tournant lui-même, est en soi un procédé de réduction de bruit rayonné, comme cela a déjà été dit pour les ventilateurs ci-avant.

Mais les vibrations elles-mêmes constituent aussi, comme le bruit, une gêne pour l'utilisateur d'un moyen de transport ou d'un appareil à ensemble tournant. Réduire les vibrations est donc un élément de confort et de commodité d'utilisation. De plus, la réduction des vibrations peut apporter une amélioration du rendement global et surtout augmenter la durée de vie de toute machine à ensemble tournant et diminuer son coût de maintenance.

Quelques exemple de produits pouvant être ainsi améliorés par réduction du bruit et des vibrations sont cités ci-après - les aspirateurs de ménage, - les ventilateurs et hottes aspirantes des cuisines, - les séchoirs à cheveux, - les ventilateurs de séchoir à linge, de fours, de lave-vaisselle, - les pompes de chauffage central, de circuit d'eau d'une automobile ou des machines à laver le linge ou la vaisselle, - les climatiseurs et ventilateurs domestiques ou d'hôtels, de laboratoires, etc., - les ventilateurs et climatiseurs d'automobiles, - les ventilateurs d'ordinateurs et de projecteurs (cinéma et diapositives), - les ventilateurs intégrés aux moteurs électriques et les moteurs électriques eux-mêmes (pôles et encoches), - les compresseurs de réfrigérateurs, de peinture, etc... (si leur partie tournante a plusieurs éléments répartis angulairement), - les pompes des bateaux, - les ventilateurs de chaudières (et leurs pompes), - les moteurs d'automobiles.

Actuellement, la réduction du bruit de raies et des vibrations est effectuée essentiellement de cinq façons différentes - par la réduction des fluctuations de charge sur chaque pale, - par la réduction des interactions du sillage du rotor avec des parties fixes aval, - par l'amortissement passif, - par l'amortissement actif du bruit (antibruit) ou des vibrations, et - par l'effet de coupure des manches d'admission (seul le bruit est réduit dans ce dernier cas).

Pour diminuer les fluctuations de charge sur chaque pale, on peut - diminuer la charge elle-même, c'est-à-dire que pour un débit de ventilateur donné, on augmente le nombre de pales ; - ou rechercher l'écoulement amont le plus homogène possible, - en évitant de placer des obstacles en amont des rotors (soufflantes de réacteurs modernes), ou - en éloignant des rotors les obstacles amont lorsque leur présence est indispensable.

La réduction des interactions du sillage du rotor avec des parties fixes aval peut être obtenue - en éloignant le plus possible du rotor les parties fixes aval, - en donnant aux parties aval fixes une répartition angulaire différente de celle du rotor (nombres d'aubes rotor et stator différents voire premiers entre eux), - en indiquant les parties fixes aval par rapport à la direction radiale. L'amortissement passif consiste à tapisser les parois de revêtement absorbant le son.

L'amortissement actif doit être réalisé à la source même du bruit (antibruit) ou des vibrations et permet dans des cas bien spécifiques d'obtenir une atténuation pour une ou quelques fréquences bien déterminées seulement.

Enfin, la coupure des fréquences basses pour un mode acoustique donné d'une manche d'admission est basée sur les propriétés de guide d'onde d'une telle manche. Dans les turboréacteurs modernes, on s'arrange pour que la fréquence de passage des aubes du rotor de soufflante (la plus gênante) soit émise sur un mode non propagatif ; ceci s'obtient en prenant un nombre d'aubes de stator environ double de celui du rotor, ce qui est pénalisant en poids et en coût.

Ces différentes méthodes de réduction du bruit de raies et des vibrations ne donnent pas entièrement satisfaction et permettent un abaissement du bruit de raies et des vibrations qui n'est pas toujours très efficace ni suffisant et qui est dans certains cas limité à une ou quelques fréquences seulement.

Le but de la présente invention est de remédier à ces inconvénients et de fournir un procédé qui permette, de façon relativement simple et efficace, de réduire le bruit et les vibrations d'un ensemble tournant sur une large gamme de fréquence.

Le but de la présente invention est également de fournir un procédé permettant de réduire fortement voire même de supprimer complètement certains harmoniques ou raies, ainsi que, selon les cas, de réduire la puissance acoustique totale émise.

Ce but est atteint grâce à un procédé qui, selon l'invention, consiste à séparer lesdites sources d'émission par des intervalles angulaires, centrés sur l'axe de l'arbre rotatif, dont plusieurs au moins sont inégaux, et présentent des valeurs définies en fonction de l'atténuation souhaitée du bruit ou des vibrations de l'ensemble tournant.

Ainsi, par exemple dans le cas d'un ventilateur, les pales de celui-ci seront séparées par des intervalles angulaires inégaux.

De même dans le cas d'une turbine, les aubes seront séparées par des intervalles angulaires inégaux.

Un tel procédé va à l'encontre des idées reçues selon lesquelles la répartition des pales, des aubes d'une turbine, et plus généralement des éléments (répartis angulairement) d'un ensemble tournant doit être effectuée de façon homogène autour de l'arbre ou axe de cet ensemble.

L'inventeur s'est aperçu qu'un tel procédé permet de réduire ou de modifier considérablement le bruit et les vibrations émis par un tel ensemble, par rapport aux procédés classiques décrits ci-avant.

Plus précisément le procédé selon l'invention consiste à: - décomposer le bruit émis ou les vibrations provoquées par l'ensemble tournant en une série de Fourier fonction de la position angulaire des sources de bruit ou de vibration correspondant aux éléments de l'ensemble tournant, - et à calculer de façon itérative les intervalles angulaires optimums entre des sources de bruit voisines permettant d'obtenir une atténuation désirée du bruit ou des vibrations de l'ensemble tournant.

Un tel procédé est basé sur la constatation qu'un élément isolé (par exemple une pale de ventilateur) d'un ensemble tournant émet un bruit de raies dont les harmoniques sont ceux de la fréquence de rotation N de l'arbre. La combinaison des bruits de B pales identiques séparées d'intervalles angulaires égaux supprime complètement la plupart des harmoniques de la fréquence de rotation
N de l'arbre mais multiplie par B l'amplitude (et donc par B2 la puissance) des raies harmoniques de la fréquence de passage BN des pales.

Tandis que le fait de réaliser conformément à l'invention, des décalages angulaires irréguliers entre les pales permet de réduire (voire supprimer) un ou plusieurs harmoniques de la fréquence BN, et donc de réduire les harmoniques de plus forte amplitude du bruit de raies ou des vibrations.

Bien entendu, la sélection des harmoniques que l'on désire éliminer ou modifier sera effectuée en fonction de critères tels que le niveau de bruit ou de vibrations, ou le confort acoustique désiré.

On tiendra notamment compte du spectre individuel de chaque élément dc l'ensemble tournant et de pondérations à caractère psychophysiologiques, c'est-à-dire de conditions tenant compte de la physiologie de l'utilisateur et de l'aptitude de celui-ci à supporter plus ou moins certains bruits, pour abaisser au mieux la nuisance acoustique et mécanique.

Bien entendu, le présent procédé peut, dans le cadre de la réduction de bruit, ou de vibration être couplé avec des dispositifs de diminution du bruit ou des vibrations de type classique spécifiques d'une fréquence précise.

De façon plus particulière, les intervalles angulaires optimisés entre deux sources de bruit ou de vibration successives sont calculés à l'aide de l'équation suivante donnant les positions angulaires optimisées Li des sources par rapport à une origine donnée,

où m représente un nombre entier, B représente le nombre total de sources correspondant au nombre total d'éléments, G représente en décibels l'atténuation souhaitée du niveau de bruit d'une raie d'émission de fréquence égale au produit mB, et j est égal à V
Le procédé selon l'invention et la mise en oeuvre de celui-ci seront mieux compris à l'aide de la description qui suit, d'exemples particuliers non limitatifs d'application en référence au dessin annexé, sur lequel la figure unique représente une vue schématique d'un ensemble tournant comprenant un rotor muni de pales réparties angulairement selon un exemple de réalisation de l'invention.

Le procédé selon l'invention va maintenant être illustré ci-après en référence à un rotor comprenant B pales et tournant à la fréquence de rotation N.

La pression acoustique, en champ lointain, due à une pale i d'un rotor peut s'écrire (décomposition en série de Fourier sur les harmoniques de la fréquence N)

avec jn(2nNt + o$) (2) p. = A n e - t désigne le temps, - N est la position angulaire de la pale i, - pu n est l'harmonique nN dû à la pale i, - An est l'amplitude résultant de la forme de la pale, des caracté
ristiques de l'écoulement du fluide et de la géométrie rotorauditeur.

Pour B pales, la pression acoustique due à tout le rotor est donc

C'est une double série de Fourier sur le temps et l'espace angulaire.

Si les pales sont distribuées autour de l'axe avec des

La dernière somme est nulle pour n f mB (m entier) et égale à B pour n = mB.

Donc

Si les pales sont distribuées avec des écarts angulaires inégaux Bi, on dispose de (B-1) variables ai (la première position

ervant de référence) pour obtenir les p n voulues grâce
Il suffit donc de rechercher les valeurs des variables permettant d'obtenir l'atténuation recherchée pour chaque harmonique.

Le calcul qui est un calcul d'optimisation, est effectué de façon itérative à l'aide d'un calculateur, le détail des algorithmes de résolution dépendant bien évidemment des contraintes choisies.

Par exemple, si l'on recherche une atténuation, en décibels, G pour une raie de fréquence mBN, l'équation à résoudre sera, d'après la formule (4) la suivante

Dans ce qui suit sont donnés, dans le cas d'un rotor 1 à plusieurs pales, des exemples de valeurs, en degrés, des positions angulaires ai de ces pales calculées à l'aide du procédé selon l'invention, pour une atténuation recherchée d'au moins 6 dB pour au moins les trois premiers harmoniques (qui sont en général les plus nuisibles) de la fréquence de passage BN des pales (N étant la fréquence de rotation du rotor et B le nombre de pales de celui-ci).

Dans ce qui suit, on norme à 1 le bruit produit par une pale de sorte que, par exemple, le niveau de bruit dû à la raie BN d'un rotor à B pales réparties régulièrement serait B
Pour chaque exemple de rotor selon l'invention, on donne d'abord les positions angulaires ai des B pales en degrés (la position angulaire Ri de la première pale étant zéro et constituant l'origine), puis le niveau normalisé, des harmoniques 1 à n de la fréquence N (en soulignant les harmoniques de BN), jusqu'à l'harmonique 3 de la fréquence BN.

Rotor à 6 pales (B = 6)
Positions angulaires N à 6 (en ) : O - 16,2 - 128,1 - 165,9 -204,9 - 301
Niveaux des harmoniques : 0 - 8,4 - I - 5,8 - 4,8 - 4,8 - 2,9 - 5,8 - 9 - 7,8 - 7,8 - 0,2 - 2 - 4 - 2,3 - O - 7,3 - 5,3
Rotor à 7 pales (B = 7)
Positions angulaires al à x7 (en O) : O - 64,3 - 90 - 128,6 - 231,4 - 244,3 - 282,9
Niveaux des harmoniques : 0 - 7,8 - 4,8 - 1,4 - 5,8 - 7,8 - 4,8 4,8 - 7,3 - 7,8 - 7,8 - 7,8 - 4 - 1 - 4 - 7,8 - 7,8 - 7,8 - 7,3 4,8 - 4,8
Rotor à 8 pales (B = 8)
Positions angulaires i1 à i8 (en O) : -O - 56,3 - 90 - 135 - 191,3 - 213,8 - 292,5 - 303,8
Niveaux des harmoniques : O - 0,2 - 5,3 - 5,8 - 12,3 - 4,8 - 11,6 4 - 10,9 - 0,4 - 6,3 - 5,8 - 14,4 - 10,9 - 4,4 - O - 4,4 - 10,9 14,4 - 5,8 - 6;3 - 0,4 - 10,9 - 4
Rotor à 9 pales (B = 9)
Ici deux cas ont été envisagés - selon que la priorité a été donnée à une atténuation maximale des harmoniques BN et donc sans tenir compte des écarts angulaires obtenus (option des raies minimales) - et selon que la priorité a été donnée à un décalage modéré des pales avec toujours toutefois une atténuation d'au moins 6 décibels des trois premiers harmoniques de la fréquence de passage BN.

Les valeurs suivantes ont été obtenues
Option des raies minimales
Positions angulaires 4 à 9 : O - 40,1 - 91,7 - 108,9 - 149 - 212 - 240,6 - 280,8 - 309,4
Niveaux des harmoniques : O - 1,4 - 1 - 2,3 - 3,2 - 4 - 12,3 - 2,6 - 16,8 - 4,8 - 15,2 - 12,3 - 3,6 - 2,6 - 15,2 - 10,2 - 13,7 - 1 13,7 - 10,2 - 15,2 - 2,6 - 3,6 - 12,3 - 15,2 - 4,8 - 16,8
Option à décalage modéré
Positions angulaires à à α 8 : O -28,7 - 91,7 - 114,6 - 154,7 189,1 - 246,4 - 286,5 - 309,4
Niveaux des harmoniques :O - 1,2 - 0,5 - 4,8 - 5,8 - 0,8 - 6,8 1,2 - 18,5 - 0,6 - 19,4 - 13 - 13 - 6,8 - 11 - 7,8 - 10,2 - 9 13,7 - 4 - 6,3-2 - 9,6 - 2,9 - 13 - 3,6 - 7,3
Rotor à 12 pales (B = 12)
Positions angulaires O < î à &alpha;12 : O - 22,5- 67,5 - 97,5 - 120 - 157,5 - 187,5 - 202,5 - 240 - 277,5 - 307,5 - 337,5
Niveaux des harmoniques :O - 1 - 1,4 - 4 - O - 1,2 - O - 12,3 10,9 - 15,2-0 - 33,6-0 - 15,2 - 25 - 12,3-0-27-0- 4 34,8 - 1 - O - 36 - O - 1 - 34,8 - 4 - O - 27 - O - 12,3 - 25 15,2 - O - 33,6
Dans ces différents cas, les atténuations, en décibels, obtenues pour les trois premiers harmoniques de la fréquence de passage sont les suivantes
fondamental harmonique harmonique
BN 2 BN 3 BN
Rotor à 6 pales : - 8,8 - 22,6 - 8,3
Rotor à 7 pales : - 10,1 - 16,9 - 10,1
Rotor à 8 pales : - 12 - 32 - 12
Rotor à 9 pales option raies minimales : - 6,8 - 19,1 - 6,8 option décalage modéré : - 6,4 - 9,5 - 10,5
Rotor à 12 pales : - 6,3 - 6 - 6,3
On notera que dans les cinq exemples précédents le choix des écarts angulaires annule complètement la raie fondamentale, c'est-à-dire celle correspondant à la fréquence N de rotation du rotor, puisque le niveau de celle-ci est à chaque fois 0.

Cependant il peut se produire que le choix des écarts angulaires n'annule pas complètement cette raie fondamentale, et crée donc un balourd, du fait que le centre d'inertie de l'ensemble n'est plus forcément sur l'axe de rotation de l'ensemble et que le moment moyen des pales sur l'axe n'est plus nul.

Dans ce cas, il sera alors nécessaire de prévoir par exemple - une masse supplémentaire d'équilibrage dans une ou plusieurs pales pour ramener le centre d'inertie des pales sur l'axe du rotor, - une compensation du moment de flexion résultant, par exemple à l'aide d'une masselotte, fixe ou déplaçable le long de la périphérie du moyeu.

Dans ce qui suit, sont donc donnés des exemples de répartition angulaire des pales d'un rotor conduisant à un balourd qui se traduit par une amplitude non nulle pour le fondamental (fréquence N).

De même que précédemment, on donnera tout d'abord pour chaque cas, la répartition angulaire (en ) des pales calculée, puis le niveau sonore des harmoniques jusqu'à l'harmonique 3 de la fréquence de passage BN.

Rotor à 5 pales (B = 5)
Positions angulaires 4 à i5 : 0 - 41,5 - 174,9 - 194,6 - 291,2
Niveaux des harmoniques : 0,2 - 5,4 - 5,4 - 5,4-0,5 - 6,3 - 4,8 1,4 - 4,4 - 6,3 - 5,4 - 1,4 - 1,2 - 2 - 6,3
Ainsi qu'on le verra plus loin, l'harmonique 5N est ici réduit de 17 décibels ce qui est extrêmement important.

Rotor à 6 pales (option à décalage modéré) (B = 6)
Positions angulaires 1 à d6 : O - 64,9 - 116,8 - 156,2 - 249,4 282,7
Niveaux des harmoniques : 0,1 - 2 - 4,4 - 2,9 - 2,9 -5,3 - 3,6 - 9 - 8,4 - 6,3 - 9 - 8,4 - 6,3 - 2 - 3,6 - 8,4 - 1 - 1,7
Rotor à Il pales (B = 11)
Positions angulaires G à 11 : 0 - 22,9 - 63 - 108,9 - 120,3 171,9 - 206,3 - 223,5 - 263,6 - 292,2 - 338
Niveaux des harmoniques : = 0 - 0,4 - 2,3 - 4 - 2 - 2 -10,9 - 16,8 - 9 - 2 - 16,8 - 7,8 - 2 - 4,8 - 15,2 - 16,8 - 13,7 - 14,4 - 12,3 9,6 - 14,4 - 9 - 14,4 - 9,6 - 12,3 - 14,4 - 13,7 - 16,8 - 15,2 4,8 - 2 - 7,8 - 16,8
On notera que dans ce cas, l'amplitude du fondamental est pratiquement nulle et que par conséquent le balourd est extrêmement faible et facilement compensable.

Rotor à 12 pales (B = 12)
Positions angulaires N à N12 : O - 40,1 - 51,6 -91,7 - 120,3 - 149 - 171,9 - 217,7 - 234,9 - 275 - 292,2 - 320,9
Niveaux des harmoniques : = O - 0,3 - 1 - 2,9 - 2,3 - 17,6 - 1 - 13 - 13-4,4-5,8-20,3-- 5,8 - 7,3 - 4,4 - 2,9 - 15,2 - 17,6 - 2,6 - 13 - 22,1 - 11,6 - 23 - 16 - 23 - 11,6 - 22,1 - 13 - 2,6 - 17,6 15,2 - 2,9 - 4,4 - 7,3 - 5,8 - 20,3
Dans ce cas, l'amplitude du fondamental est également pratiquement nulle et par conséquent le balourd est ici aussi très faible.

Dans ces différents cas, les atténuations, en décibels, obtenues pour les trois premiers harmoniques de la fréquence de passage sont les suivantes
fondamental harmonique harmonique
BN 2 BN 3 BN
Rotor à 5 pales : - 17 - 6 - 6
Rotor à 6 pales : - 8,3 - 6,3 - 13,3
Rotor à 11 pales : - 8,6 - 11,3 - 8,6
Rotor à 12 pales : - 8,5 - 9,5 - 8,5
Comme indiqué précédemment l'atténuation obtenue pour la fréquence BN dans le cas du rotor à 5 pales est de 17 décibels et est donc très importante.

On notera que dans les deux séries d'exemples données ci-avant, les harmoniques de la fréquence fondamentale N apparaissent avec un niveau non nul. Cependant, celui-ci est, en général, très réduit et de ce fait, peut donc être accepté par rapport à l'atténuation importante des harmoniques de la fréquence de passage obtenue à l'aide du procédé selon l'invention.

Cependant, on pourra, dans le cas où il subsiste certains harmoniques intenses de la fréquence de rotation N, associer# à l'ensemble tournant un dispositif antibruit ou à coupure efficace pour cette ou ces fréquences particulières de façon à obtenir un bruit global de niveau acoustique satisfaisant.

On notera que le procédé selon l'invention est particulièrement intéressant, par rapport aux systèmes à antibruit ou à coupure classiques, dans le cas de ventilateurs pour lesquels le bruit est composé de nombreux harmoniques dont on désire réduire ou annuler l'intensité.

En effet, les dispositifs à antibruit ou à coupure classiques ne sont en général efficaces que pour une fréquence particulière tandis que le procédé selon l'invention est efficace pour plusieurs fréquences particulières ainsi que le montrent les exemples cités ci-avant.

On notera également que les solutions angulaires données ci-avant permettent de déduire d'autres solutions angulaires par simple permutation circulaire ou par des jeux de symétries.

La figure unique représente le cas d'un ensemble tournant comprenant un arbre rotatif 1 à la périphérie duquel sont rattachées des pales 101 à 112 pour constituer une hélice. Les différentes pales 101 à 112 présentent des géométries semblables et constituent chacune une source de bruit virtuelle S1 à S12. Les pales 101 à 112 sont réparties de façon irrégulière à la périphérie du rotor 1 en définissant entre les différentes sources de bruit à S12 des intervalles angulaires B1 à B12 centrés sur l'axe du rotor 1 dont plusieurs sont inégaux. Les positions angulaires d1 à des des différentes sources S1 à S12 correspondant aux différentes pales 101 à 112 ne sont donc pas des multiples d'un angle correspondant à 2W/B, B étant le nombre de pales.

Le mode de réalisation de la figure correspond au premier exemple donné plus haut d'un rotor à 12 pales. On notera qu'en pratique, pour des pales identiques 101 à 112 orientées de la même manière, les sources de bruit S1 à S12 sont situées dans des positions relatives identiques par rapport au contour des pales, de sorte que les positions angulaires Mi (i=l à 12 pour l'exemple de la figure ) ou les intervalles angulaires Pi (i=1 à 12 pour l'exemple considéré) pourraient être également repérés par rapport aux points d'ancrage des pales 101 à 112 plutôt que par rapport aux sources de bruit S1 à 512
Par ailleurs, lorsque deux pales voisines telles que 107,108 sont séparées par un intervalle angulaire optimum B7 très réduit, ces pales 107,108 peuvent le cas échéant être combinées en une pale unique correspondant à une pale double.

Sur la figure, on n'a pas représenté le. bâti de support du rotor 1, ni des éléments statiques solidaires du bâti qui seraient répartis autour du rotor 1 équipé ou non de pales 101 à 112. L'invention s'applique cependant également à un dispositif dans lequel des éléments tels que des pales disposés radialement autour du rotor 1 ne seraient pas rattachés à celui-ci, mais montés sur le bâti et simplement disposés au voisinage de ce rotor, à la périphérie de celui-ci (aubage statorique d'un turbomoteur par exemple).

Bien que les exemples de calcul donnés ci-avant, l'aient été pour des pales de rotor identiques, il va de soi que le procédé de réduction de bruit et de vibration peut également s'appliquer à des pales différentes, de même qu'à tout type d'élément réparti angulairement d'un ensemble tournant.

Par exemple, un tel procédé peut également s'appliquer à un moteur à piston, de façon à concevoir pour celui-ci un calage des bielles sur le vilebrequin à répartition angulaire irrégulière, voire même des cylindres de cylindrées -différentes.

Dans de nombreux cas (rotors usuels), les pales sont attachées au moyeu à une même abscisse le long de l'axe. Le procédé de réduction de bruit et de vibration s'étend cependant également à des pales fixées à différentes abscisses axiales (rotors non coplanaires).

De même, lorsque la solution des calculs effectués suivant le procédé donne, pour des pales identiques, des positions angulaires très voisines, ces deux pales trop proches pourront être remplacées par une pale unique "double", c'est-à-dire de dimensions plus importantes et supportant une charge doublée par rapport aux autres.

Comme déjà indiqué précédemment, le procédé de réduction du bruit et des-vibrations par calcul des décalages angulaires, n'est pas limité aux parties tournantes mais peut également être appliqué à des stators.

En effet, pour les moteurs électriques, le rotor est soumis à des fluctuation de couple qui dépendent classiquement du nombre des pôles du stator et entraînent des harmoniques supplémentaires. Dans le cadre de la présente invention, ces harmoniques de fluctuation de couple pourront être réduits en modifiant la symétrie angulaire de l'induction magnétique dans l'entrefer suivant les lois angulaires données par la décomposition en série de Fourier du bruit ou des vibrations produits, comme indiqué ci-avant.

Cette modification optimisée de la répartition angulaire de l'induction magnétique statorique s'applique aussi bien aux champs fixes (moteurs à courant continu) qu'aux champs tournants (moteurs synchrones et asynchrones). Elle peut être obtenue - par décalage de l'axe des pôles, de leurs formes et dimensions et de celles des encoches, - par différence du nombre de tours des bobinages du stator.

Pour des turbomachines, qu'elles soient à gaz, à vapeur ou à liquide, le procédé de réduction du bruit et des vibrations s'applique à tous les étages statoriques distributeurs ou redresseurs.

Pour un turboréacteur, le stator redresseur de soufflante est tout aussi concerné que les aubages distributeurs (ou redresseurs) des turbines ou que les stators du compresseur.

Pour un turbomoteur, tous les aubages statoriques sont également concernés, qu'il s'agisse des étages des compresseurs ou des turbines.

Pour une turbine à vapeur aussi, les aubages statoriques de tous les étages peuvent recevoir des distributions angulaires optimisées.

Pour les pompes également, les redresseurs peuvent recevoir une distribution angulaire optimisée.

Pour les ventilateurs, le stator est souvent constitué par les supports (en forme de bras) du rotor. Le Procédé de réduction du bruit et des vibrations selon l'invention pourra être appliqué ici à la répartition angulaire de ces bras de support.

Dans ce cas, l'optimisation pourra être effectuée pour des bras de formes et de dimensions différentes qui constituent un ensemble statorique disposé autour du rotor.

Claims (11)

1. REVENDICATIONS

   1. Procédé de réduction du bruit et des vibrations d'un ensemble tournant comprenant un bâti, un arbre rotatif (1) et une pluralité (B) d'éléments de même nature (101 à 112) répartis angulairement autour de l'arbre rotatif (1) et constituant chacun une source (S1 à S12) d'émission de bruit ou de vibrations lors de la rotation de l'arbre (1), câractérisé en ce qu'il consiste à séparer lesdites sources d'émission (S1 à S12) par des intervalles angulaires (p1 à p12), centrés sur l'axe de l'arbre rotatif (1), dont plusieurs au moins sont inégaux, et présentent des valeurs définies en fonction de l'atténuation souhaitée du bruit ou des vibrations de l'ensemble tournant.
2. 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il consiste à décomposer le bruit émis ou les vibrations provoquées par l'ensemble tournant en une série de Fourier fonction de la position angulaire ( i) des sources de bruits ou de vibration (Si) correspondant aux éléments (101 à 112) de l'ensemble tournant et à calculer de façon itérative les intervalles angulaires optimums ( entre des sources voisines permettant d'obtenir une atténuation désirée du bruit ou des vibrations de l'ensemble tournant.
3. 3. Procédé selon la revendication 1 ou la revendication 2, caractérisé en ce que les intervalles angulaires optimisés (pi) entre deux sources de bruit ou de vibration successives sont calculés à l'aide de l'équation suivante donnant les positions angulaires optimisées (Ni) des sources par rapport à une origine donnée,

   

   où m représente un nombre entier, B représente le nombre total de sources correspondant au nombre total d'éléments (101 å 112), G représente en décibels l'atténuation souhaitée du niveau de bruit d'une raie d'émission de fréquence égale au produit mB, et j est égal à vrr.
4. 4. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisé en ce qu'il consiste en outre à réduire le balourd éventuellement créé à l'aide de masses ou masselottes d'équilibrage.
5. 5. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisé en ce qu'il consiste en outre à combiner dans un élément commun deux éléments de même nature (107,108) voisins correspondant à des sources d'émission (S7,S8) dont l'intervalle angulaire optimum (,B7) est très réduit.
6. 6. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisé en ce qu'il est appliqué à un ensemble tournant dans lequel lesdits éléments de même nature (101 à 112) sont rattachés à l'arbre rotatif (1).
7. 7. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisé en ce qu'il est appliqué à un ensemble tournant dans lequel lesdits éléments de même nature (101 à 112) sont disposés de façon statique au voisinage de l'arbre rotatif (1) autour de celui-ci.
8. 8. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 7, caractérisé en ce qu'il est appliqué à un ensemble tournant dans lequel lesdits éléments de même nature (101 à 112) sont disposés à des abscisses différentes le long de l'axe de rotation de l'arbre rotatif (1).
9. 9. Ensemble tournant comprenant un bâti, un arbre rotatif (1) et une pluralité (B) d'éléments de même nature (101 à 112) répartis angulairement autour de l'arbre rotatif (1) et constituant chacun une source (S1 à S12) d'émission de bruit ou de vibrations lors de la rotation de l'arbre (I)-, caractérisé en ce que la répartition angulaire des éléments de même nature (101 à 112) est réalisée de façon irrégulière selon le procédé conforme à l'une quelconque des revendications 1 à 8.
10. 10. Ensemble tournant selon la revendication 9, caractérisé en ce que les éléments de même nature (101 à 112) sont constitués par des pales, aubes, ailettes ou similaire.
11. 11. Ensemble tournant selon la revendication 9, caractérisé en ce que les éléments de même nature (101 à 112) sont constitués par des poles ou bobinages statoriques d'un moteur électrique.