Bruit des ventilateurs
Partie 2
par Alain GUÉDEL
Ingénieur de l’École supérieure des sciences et technologies de l’ingénieur de Nancy
Docteur ès sciences
Expert en aéroacoustique au Centre technique des industries aérauliques et thermiques
(CETIAT)
1.
1.1
1.2
1.3
Sources de bruit d’un ventilateur .......................................................
Bruit aérodynamique...................................................................................
Bruit du moteur électrique..........................................................................
Bruit mécanique...........................................................................................
BM 4 178 - 3
—
3
—
3
—
3
2.
2.1
Bruit aérodynamique...............................................................................
Origine ..........................................................................................................
2.1.1 Hélicoïdes ............................................................................................
2.1.2 Centrifuges ..........................................................................................
2.1.3 Hélico-centrifuges...............................................................................
2.1.4 Tangentiels ..........................................................................................
Mécanismes générateurs de bruit..............................................................
2.2.1 Sources de bruit aérodynamique d’une turbomachine ..................
2.2.2 Bruit de charge périodique (raies).....................................................
2.2.3 Bruit associé à l’ingestion de turbulence (large bande) ..................
2.2.4 Bruit propre des pales (large bande et bande étroite).....................
2.2.5 Bruit associé au jeu périphérique......................................................
Moyens de réduction du bruit ....................................................................
2.3.1 Hélicoïdes et hélico-centrifuges ........................................................
2.3.2 Centrifuges ..........................................................................................
2.3.3 Tangentiels ..........................................................................................
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
3
4
4
4
5
5
5
5
6
7
8
10
10
10
13
14
Lois de similitude.....................................................................................
Lois de similitude aéraulique......................................................................
Lois de similitude acoustique .....................................................................
3.2.1 Formules de transposition .................................................................
3.2.2 Décomposition du spectre en une fonction « source »
et une fonction « réponse du circuit » ..............................................
—
—
—
—
14
15
15
15
—
16
4.
Estimation du spectre de puissance acoustique ............................
—
17
5.
5.1
Méthodes normalisées de mesure du bruit ......................................
Bruit externe.................................................................................................
5.1.1 Chambre réverbérante .......................................................................
5.1.2 Surface enveloppante ........................................................................
5.1.3 Intensimétrie acoustique....................................................................
5.1.4 Plénum Mylar......................................................................................
Bruit en conduit ...........................................................................................
—
—
—
—
—
—
—
17
18
18
18
19
19
19
Effet d’installation acoustique.............................................................
Définitions, causes et exemples .................................................................
Effet d’impédance........................................................................................
6.2.1 Causes et caractéristiques principales..............................................
6.2.2 Prévision..............................................................................................
Effet d’écoulement.......................................................................................
—
—
—
—
—
—
20
20
21
21
21
22
2.2
2.3
3.
3.1
3.2
5.2
6.
6.1
6.2
6.3
Pour en savoir plus........................................................................................... Doc. BM 4 178
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
BM 4 178 − 1
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
e bruit d’un ventilateur provient en tout premier lieu des phénomènes aérodynamiques instationnaires associés à l’interaction des pales et des parties
fixes avec l’écoulement. Selon les types de ventilateurs — qui ont été décrits
dans la première partie [BM 4 177] —, différents mécanismes sont à l’origine du
bruit aérodynamique, dont certains commencent à pouvoir être modélisés. Des
méthodes de réduction de bruit adaptées existent. Compte tenu de la complexité
du sujet, beaucoup de zones d’ombre subsistent néanmoins dans la compréhension et la prévision du bruit des ventilateurs, notamment du bruit large bande
qui contribue souvent de façon prépondérante au niveau de bruit global. Des
voies de recherche prometteuses se dessinent dans ce domaine du fait des progrès réalisés en matière de simulation numérique des écoulements instationnaires et de modélisation des sources aéroacoustiques.
Pour réduire le bruit d’un appareil ou d’un circuit dans lequel est inséré un
ventilateur, il ne suffit pas de diminuer le bruit du ventilateur seul, il faut veiller
aussi à minimiser l’effet d’installation, qui se traduit le plus souvent par une
hausse du niveau sonore. Des moyens existent qui permettent de prévoir et de
réduire cet effet.
L
Notations et symboles
Symbole
Unité
a
B
BW
m2
c
c0
CL
D
d
e
f
fc
F
FPP
He
I
k
K1
K2
KW
m
m/s
L
Lp
LW
M
N
n
p
p0
pd
ps
pt
P
Pr
Définition
Hz
m
m
m
Hz
Hz
N
Hz
W/m2
m–1
dB
dB
dB
m
dB
dB
tr/s ou Hz
Pa
Pa
Pa
Pa
Pa
W
W
BM 4 178 − 2
constante de salle
nombre de pales de la roue
largeur de filtre tiers d’octave (ou
octave)
corde
célérité du son
coefficient de portance instationnaire
diamètre
espacement entre deux pales
épaisseur de profil au bord de fuite
fréquence
fréquence de coupure d’un conduit
force fluctuante
fréquence de passage de pales
nombre d’Helmholtz
intensité acoustique
nombre d’onde
correction de bruit de fond
correction de site
niveau de puissance acoustique
spécifique
largeur de roue de centrifuge
niveau de pression acoustique
niveau de puissance acoustique
nombre de Mach
vitesse ou fréquence de rotation
rang d’harmonique de bruit
pression acoustique
pression acoustique de référence
pression dynamique
pression statique
pression totale
puissance
puissance à la roue
Notations et symboles
Symbole
Unité
Définition
qv
r
rr
R
m3/s
débit volumique
distance entre source et observateur
rayon de la roue
coefficient de réflexion
rapport de moyeu
nombre d’encoches du rotor
rang d’harmonique de charge
surface
fonction de transfert dynamique
nombre de Strouhal
vitesse acoustique
vitesse d’entraînement
vitesse de convection
vitesse d’entraînement en bout de pale
vitesse absolue
nombre d’aubes de redresseur
vitesse relative
puissance acoustique
puissance acoustique de référence
impédance acoustique
impédance réduite
coefficient d’absorption
coefficient de débit
épaisseur de couche limite
épaisseur de déplacement
ouverture réduite
épaisseur du sillage de la pale
rendement
longueur d’onde acoustique
échelle intégrale de turbulence
coefficient de pression
masse volumique
vitesse angulaire
angle
R moyeu
Rr
s
S
Se
Sr
u
U
Uc
Ut
V
VS
W
Wa
W0
z
Z
α
δ
δcl
δ*
Φ
γ
η
λ
Λ
µ
ρ
Ω
ψ
m
m
m2
m/s
m/s
m/s
m/s
m/s
m/s
W
W
Pa · s · m–3
m
m
m
m
m
kg/m3
rad/s
rad
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______________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES VENTILATEURS
1. Sources de bruit
d’un ventilateur
Le bruit d’un ventilateur est dû à trois types de sources :
— bruit aérodynamique (§ 1.1) ;
— bruit du moteur électrique d’entraînement (§ 1.2) ;
— bruit mécanique (§ 1.3).
fréquences particulièrement audibles (2 à 6 kHz), mais également
de l’adaptation du variateur au moteur.
En revanche, une modification de vitesse à l’aide d’un variateur
de tension n’engendre pas de bruit, mais la plage de variation de
vitesse obtenue avec un tel dispositif est sensiblement plus réduite
que celle couverte avec un variateur de fréquence.
1.3 Bruit mécanique
1.1 Bruit aérodynamique
Le bruit mécanique, qui peut être gênant notamment à basse
vitesse de rotation, a plusieurs causes, les principales étant :
Le bruit aérodynamique, dû à l’interaction de l’écoulement avec
les pales et les parties fixes du ventilateur, est celui qui nous intéresse en priorité ici car il est prédominant par rapport aux deux
autres dans la grande majorité des cas. Nous y revenons de façon
détaillée au paragraphe 2.
— les vibrations induites par un balourd (mauvais équilibrage de
la roue, défaut d’alignement...), qui se produisent à la fréquence de
rotation N et éventuellement ses harmoniques. Ces vibrations se
transmettent par voie solidienne au support et à l’enveloppe du
ventilateur, qui peuvent alors rayonner du bruit ;
— le bruit de paliers. Ceux-ci peuvent être lisses ou à roulements.
Les paliers lisses sont généralement assez silencieux à condition que
leur lubrification soit correcte. Les paliers à roulement sont susceptibles d’émettre du bruit si les billes ou les aiguilles sont usées ;
— le bruit de l’accouplement entre le moteur et la roue. Celui-ci
n’est généralement pas une source de bruit importante. L’accouplement joue cependant un rôle majeur dans la transmission des
vibrations entre le moteur et la roue. Pour réduire cette transmission
solidienne, on utilise généralement un accouplement souple ;
— le bruit de la courroie de transmission dans le cas d’un entraînement indirect. Là encore, le bruit est plutôt d’origine solidienne, avec
un risque de rayonnement des structures métalliques entourant
l’ensemble poulies-courroie lorsque des vibrations sont générées
par un défaut sur l’un de ces éléments. Un carter de protection de
courroie grillagé rayonne moins de bruit qu’un carter en tôle pleine.
1.2 Bruit du moteur électrique
Les moteurs d’entraînement des ventilateurs sont principalement des moteurs à courant alternatif à induction, monophasés
pour les petites puissances et triphasés au-delà de quelques centaines de watts. On trouve également des moteurs à courant
continu, bien adaptés pour faire varier la vitesse de rotation du
ventilateur. Cette solution reste cependant encore onéreuse par
rapport à un moteur à courant alternatif équipé d’un variateur de
vitesse.
Le bruit du moteur a plusieurs origines (voir par exemple
[BM 4 179]) :
— bruit des paliers ;
— bruit du ventilateur de refroidissement, lorsqu’il y en a un ;
— bruit magnétique associé aux variations de forces engendrées
par la variation du champ magnétique (ou champ d’entrefer) entre
le rotor et le stator. Ces forces provoquent des vibrations dans la
structure du moteur (paquet de tôles du stator, enveloppe du
moteur) qui émet alors du bruit aérien et, le cas échéant, du bruit
solidien. Dans ce dernier cas, les vibrations du moteur sont transmises à l’enveloppe du ventilateur via les bras supports et c’est
l’enveloppe qui rayonne du bruit.
Le bruit magnétique est généralement prédominant par rapport
aux deux autres sources de bruit du moteur. Le spectre du bruit
magnétique comporte des raies à des fréquences multiples de la
fréquence de rotation N, en particulier à la fréquence R r N (où R r
est le nombre d’encoches du rotor), ainsi que des harmoniques de
la fréquence double du réseau 2nf 0 (où n = 1, 2, 3, ... et f 0 = 50 Hz
en Europe). Des fréquences d’intermodulation peuvent également
apparaître, telles que f = R rN ± 2nf 0 .
La réduction du bruit des moteurs électriques est du ressort des
fabricants de moteurs qui disposent d’un certain savoir-faire basé
sur l’expérience, mais la prévision du bruit dès la conception reste
encore problématique. Sur le plan pratique, on constate que le
bruit de moteur peut devenir prépondérant lorsque l’on réduit la
vitesse de rotation du ventilateur. En effet, l’évolution du niveau de
bruit du moteur en fonction de la vitesse de rotation est très différente de celle du bruit aérodynamique, ce dernier décroissant
beaucoup plus vite avec la vitesse que le bruit magnétique ou
mécanique.
Enfin, signalons que l’emploi d’un variateur de fréquence pour
modifier la vitesse de rotation d’un moteur à induction triphasé
peut engendrer un rayonnement acoustique très important du
moteur (bruit aérien), se traduisant par un peigne de raies à des
fréquences autour de la fréquence de découpage du signal d’alimentation du moteur. Le bruit émis dépend du variateur, en particulier si la fréquence de découpage est dans la plage des
2. Bruit aérodynamique
Le bruit aérodynamique des ventilateurs est le bruit résultant
de mécanismes d’interaction entre l’écoulement et les parties
fixes et tournantes du ventilateur. À ce stade, il convient de
préciser que le bruit aérodynamique intervient sur les trois voies
de propagation aérienne, solidienne et en conduit. Le niveau de
bruit solidien est cependant souvent du second ordre par rapport
aux bruits aérien et en conduit. Par ailleurs, les mécanismes
décrits ci-après ne font intervenir en aucun cas les vibrations des
pales, celles-ci ne participant pour ainsi dire jamais à l’émission
de bruit des ventilateurs et des machines tournantes aériennes
en général.
Le spectre de bruit d’un ventilateur est constitué de raies plus ou
moins marquées à la fréquence de passage des pales FPP = BN et
ses harmoniques (ces fréquences apparaissent si l’espacement
entre pales est constant sur la circonférence) et d’un spectre à
large bande. La figure 1 montre un exemple de spectre de pression
acoustique en bandes fines mesuré à l’aspiration d’un ventilateur
hélicoïde sans redresseur. Ce ventilateur de diamètre de roue
400 mm a neuf pales et la vitesse de rotation est de 2 893 tr/min.
On note une raie d’amplitude importante à la fréquence
FPP = 434 Hz et des raies d’amplitude moindre à 2 FPP et 3 FPP.
Des raies apparaissent également à d’autres fréquences, sans que
leur origine soit clairement identifiée.
La contribution du spectre à large bande au niveau de bruit global d’un ventilateur étant souvent aussi importante que celle des
raies, sinon plus, il importe d’étudier et de chercher à réduire à la
fois les niveaux des raies et du spectre à large bande.
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BM 4 178 − 3
Lp (dB)
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
Sur les hélicoïdes avec redresseur, on a une source de bruit supplémentaire qui, de manière analogue au bruit de raies, provient
de l’interaction de la turbulence dans le sillage des pales avec les
aubes du redresseur.
90
FPP
80
2FPP
70
3FPP
60
50
40
30
100
300
500
700
900
1 100
1 300 1 500
f (Hz)
Ces différents mécanismes, que nous décrivons plus précisément au paragraphe 2.2, ont tous pour effet de générer des fluctuations de forces aléatoires sur les pales et, le cas échéant, sur les
aubes du redresseur, ce qui entraîne une émission de bruit large
bande.
Des obstacles dans l’écoulement tels que bras support, moteur,
grille de protection, peuvent également contribuer à renforcer le
bruit émis, que ces obstacles soient à l’amont ou à l’aval de la
roue.
Figure 1 – Spectre bandes fines d’un hélicoïde à neuf pales tournant
à 2 893 tr/min
2.1.2 Centrifuges
2.1.2.1 Centrifuges à réaction
2.1 Origine
■ Bruit de raies
On donne ici un descriptif assez succinct des différentes
sources de bruit aérodynamique des ventilateurs en fonction de
leur type, sans entrer dans le détail des phénomènes physiques
car ceux-ci peuvent être communs à plusieurs ventilateurs. Une
analyse plus détaillée des mécanismes en jeu et des modèles de
prévision associés fait l’objet du paragraphe 2.2. Enfin, le
paragraphe 2.3 est consacré à la présentation de méthodes de
réduction du bruit.
2.1.1 Hélicoïdes
■ Bruit de raies
Sur tous les hélicoïdes, le bruit de raies a pour origine des
fluctuations de forces périodiques sur les pales dues au fait que la
vitesse moyenne dans le repère fixe (vitesse absolue) à l’entrée de
la roue n’est, pour des raisons très variées, jamais parfaitement
uniforme. L’inhomogénéité de la vitesse sur la circonférence joue
un rôle plus important sur le bruit que l’inhomogénéité
radiale (§ 2.2). Ces fluctuations d’efforts (ou de charge aérodynamique) se produisent à des fréquences multiples de la fréquence
de rotation N, mais les sources localisées sur les pales émettent un
bruit à la fréquence FPP et ses harmoniques. L’amplitude de la raie
à la fréquence FPP est généralement supérieure à celle des autres
raies, mais ce n’est pas toujours le cas pour des raisons que nous
évoquerons au paragraphe 2.2.2.
Comme sur les hélicoïdes, les deux principales causes du bruit
de raies des ventilateurs centrifuges sont dues à la non-uniformité
du champ de vitesse moyenne à l’entrée de la roue (cette nonuniformité est liée, par exemple, à la présence d’un inclineur ou à
une hétérogénéité de la vitesse dans le circuit d’aspiration) et à
l’interaction du sillage des pales avec le bec de volute.
Le champ de vitesse inhomogène en amont de la roue génère
des fluctuations de force périodiques sur les pales, responsables
d’un bruit à la fréquence FPP et ses harmoniques. En sortie du
rotor, le sillage tournant de chacune des pales est intercepté par le
bec de volute qui, sur le plan acoustique, joue un rôle similaire à
celui d’un bras unique en aval d’un ventilateur hélicoïde : comme
sur ce dernier, le bec constitue une source acoustique qui émet un
bruit de raies du fait des fluctuations de force induites sur celui-ci
par l’écoulement tournant non uniforme en sortie de roue. Les
raies générées par le bec sont souvent d’amplitude plus importante que celles émises par la roue, surtout si le jeu radial roue-bec
est faible pour des raisons aérodynamiques.
L’émergence des raies est beaucoup plus importante sur un
centrifuge à pales radiales et, dans une moindre mesure, sur un
centrifuge à réaction, que sur un centrifuge à action. Cela s’explique par le grand nombre et la corde réduite des pales de ce dernier, qui conduisent à un sillage en aval des pales moins marqué
et donc à un écoulement plus uniforme sur le bec de volute que
sur les autres ventilateurs.
■ Bruit large bande
Sur les hélicoïdes avec redresseur, le bruit de raies a pour origine, outre le mécanisme évoqué précédemment, l’interaction du
sillage tournant des pales en sortie de roue avec les aubes du
redresseur. Le bruit, émis dans ce cas par les aubes du redresseur,
a pour fondamental la fréquence FPP et non une fréquence
multiple du nombre d’aubes du stator, comme il est écrit parfois à
tort. L’espacement axial entre la roue et le redresseur joue un rôle
fondamental sur l’amplitude des raies, tout comme le nombre de
pales de la roue et du redresseur.
Les mécanismes générateurs de bruit large bande des centrifuges sont analogues à ceux des hélicoïdes. Les sources de bruit
principales ont pour origine :
— l’interaction de l’écoulement turbulent incident avec les
pales ;
— l’interaction du sillage turbulent des pales avec le bec de
volute ;
— des décollements locaux ;
— le bruit de bord de fuite.
■ Bruit large bande
Le caractère fortement turbulent de l’écoulement en sortie de
roue doit également contribuer, lorsqu’il passe dans la volute, à
l’accroissement du niveau large bande.
Alors que le bruit de raies est dû à l’inhomogénéité du champ de
vitesse moyenne incident sur la roue ou le redresseur, le bruit large
bande provient de phénomènes turbulents dans le ventilateur. Sur
les hélicoïdes, on distingue quatre sources de bruit large bande :
— l’interaction de l’écoulement turbulent incident avec les
pales ;
— le bruit de bord de fuite ;
— des décollements sur pales ;
— l’écoulement turbulent dans le jeu périphérique.
BM 4 178 − 4
2.1.2.2 Centrifuges cage d’écureuil
Les centrifuges cage d’écureuil ont un comportement acoustique
différent de celui des centrifuges à réaction du fait de la structure
particulière de l’écoulement dans ce ventilateur. La figure 2 montre
la morphologie de l’écoulement dans un centrifuge cage d’écureuil
à double ouïe d’entrée.
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L W A (dB A)
réf. arbitraire
______________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES VENTILATEURS
20
15
Rendement
max
10
5
0
0
0,2
Figure 2 – Structure tourbillonnaire de l’écoulement
dans un centrifuge cage d’écureuil
Par ailleurs, l’écoulement dans la zone du bec de volute est très
perturbé (vitesse très instable et inhomogène, écoulement pouvant
rentrer au lieu de sortir de la roue) alors qu’à l’opposé du bec de
volute par rapport à l’axe, le flux d’air traverse les pales sans
perturbation particulière.
Sur les cages d’écureuil, ce n’est que lorsque l’on s’approche des
très faibles débits, bien en dessous du rendement optimal, que le
niveau global de bruit réaugmente. Cet accroissement s’explique
par le caractère complètement désorganisé de l’écoulement dans
ce cas, une partie du flux d’air du ventilateur ressortant par l’ouïe
d’aspiration.
2.1.3 Hélico-centrifuges
Les mécanismes à l’origine du bruit des ventilateurs hélicocentrifuges sont très similaires à ceux des hélicoïdes, de sorte que
les points mentionnés au paragraphe 2.1.1 s’appliquent aussi à ces
ventilateurs.
0,8
1,0
qv /qv max
20
15
Rendement
max
10
5
0
0
0,2
0,8
1,0
qv /qv max
b hélicoïde avec redresseur
0,4
0,6
Figure 3 – Évolution du niveau global de bruit en fonction du débit
Cela explique que sur les cages d’écureuil, le bruit large bande
soit vraisemblablement dû en tout premier lieu à la morphologie
globale de l’écoulement turbulent dans l’ensemble de la roue et
non, comme sur les centrifuges à réaction et les hélicoïdes, à des
phénomènes turbulents au niveau des pales proprement dites.
Pour appuyer cette remarque, on observe que sur les cages
d’écureuil, le niveau global de bruit augmente continûment avec le
débit sur la courbe caractéristique du ventilateur, sans passer par
un minimum au point de rendement optimal (figure 3a), contrairement à l’évolution observée sur les autres ventilateurs. Sur ces
derniers, le niveau est minimal au rendement optimal car c’est en
ce point que les pales sont le mieux adaptées à l’écoulement et
donc que les mécanismes turbulents responsables du bruit large
bande, notamment les décollements sur pales, sont les plus faibles
(figure 3b).
0,6
a cage d'écureuil
L W A (dB A)
réf. arbitraire
On observe un décollement important à l’entrée de la roue, se
traduisant par un flux d’air pratiquement axial sur environ le quart
de la largeur de la roue. Ce décollement provoque une zone
tourbillonnaire en sortie de pales, à l’origine de deux tourbillons
contrarotatifs sortant de l’ouïe de refoulement de façon symétrique
par rapport au flasque central du ventilateur. Un seul tourbillon est
présent dans le cas d’un ventilateur simple ouïe.
0,4
Roue
Crosse
Volute
Figure 4 – Morphologie de l’écoulement dans un tangentiel
Le jeu radial entre la roue et le bec de crosse a une influence
majeure sur le niveau de bruit du ventilateur, que ce soit sur les
raies ou le large bande. D’autres paramètres ont également un rôle
important (§ 2.3.3).
Le niveau global de bruit d’un tangentiel varie en fonction du
point de fonctionnement de manière similaire à l’évolution observée sur les centrifuges cage d’écureuil, à savoir qu’il croît
continûment lorsque l’on se déplace vers la droite sur la caractéristique du ventilateur, l’amplitude des raies augmentant plus vite
avec le débit que le niveau large bande. On peut donc conclure
que, comme sur les cages d’écureuil, le niveau de bruit des tangentiels est avant tout dépendant de la morphologie globale de
l’écoulement dans le ventilateur plutôt que des caractéristiques
fines de l’écoulement sur les pales, ce qui explique l’évolution du
niveau global le long de la courbe débit-pression.
2.1.4 Tangentiels
Les performances aéraulique et acoustique d’un tangentiel sont
très fortement influencées par la présence d’un tourbillon
(figure 4), dont la position par rapport à la roue varie en fonction
du point de fonctionnement : le tourbillon est près de la crosse et
à cheval sur les pales à grand débit et se déplace vers l’intérieur de
la roue à mesure que le débit diminue. La stabilité du tourbillon est
assurée par la crosse. À faible débit, le fonctionnement du ventilateur est très instable car le tourbillon dans la roue a tendance à se
déplacer sur la circonférence au cours du temps, en s’éloignant et
se rapprochant de la crosse de façon alternée.
2.2 Mécanismes générateurs de bruit
2.2.1 Sources de bruit aérodynamique
d’une turbomachine
Les mécanismes de génération de bruit des machines tournantes
ont été étudiés en premier lieu pour chercher à réduire le bruit des
machines aéronautiques (hélices d’avions, compresseurs et
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BM 4 178 − 5
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
soufflantes de turboréacteurs, rotors d’hélicoptères). Les mécanismes fondamentaux identifiés lors de ces études s’appliquent également aux ventilateurs, mais compte tenu de la diversité des
ventilateurs et des écoulements internes qui leur sont associés,
compte tenu des vitesses en bout de pales en général très inférieures à celles rencontrées dans les turbomachines aéronautiques,
la hiérarchie des sources de bruit n’est pas la même.
Suite aux travaux de Lighthill [1] sur la modélisation du bruit
d’origine aérodynamique, de nombreux chercheurs ont mené des
études théoriques et expérimentales dans le but de mieux
comprendre et de modéliser le bruit des machines tournantes. La
figure 5 dresse la liste des principaux mécanismes générateurs de
bruit aérodynamique des turbomachines. On précise le type de
bruit émis, bruit de raies (R) ou large bande (LB).
Conformément à l’analogie acoustique de Lighthill, on peut
décomposer les sources de bruit aérodynamique en trois catégories, les sources monopolaire (omnidirectionnelle), dipolaire (deux
lobes de directivité dans des directions opposées) et quadripolaire
(quatre lobes de directivité avec 90o entre deux lobes adjacents).
Le bruit monopolaire, dû aux fluctuations de débit associées au
volume d’air déplacé par les pales en rotation du fait de leur épaisseur non nulle, est négligeable sur les ventilateurs. En effet, ce
mécanisme ne devient significatif que si le nombre de Mach associé à la vitesse de rotation en bout de pales est supérieur à 0,5.
Le bruit quadripolaire provient des contraintes de cisaillement
dans l’écoulement turbulent autour des pales. On montre que ce
terme ne devient important que si le nombre de Mach en bout de
pale excède 0,8 et qu’il est donc totalement insignifiant sur les
ventilateurs.
Seul subsiste sur les ventilateurs le bruit dipolaire, associé aux
fluctuations de forces (ou charges aérodynamiques) induites par
l’écoulement sur les pales en rotation ou les parties fixes. Le mécanisme de bruit dipolaire le mieux connu est le bruit de charge
stationnaire. Ce bruit dû aux efforts aérodynamiques moyens qui
s’exercent sur les pales engendre des raies à la fréquence FPP et
ses harmoniques. On montre que sur les ventilateurs, ce bruit est
négligeable par rapport au bruit de charge instationnaire car,
comme le bruit d’épaisseur, il ne devient important qu’aux fortes
vitesses périphériques (M > 0,4).
Le bruit de charge instationnaire a des origines très diverses que
nous allons maintenant décrire en suivant la figure 5, en nous
efforçant de faire ressortir les paramètres essentiels intervenant
dans les modèles de prévision disponibles mais sans entrer dans
le détail des développements théoriques.
Variation
de force
F
Redresseur
Section
de pale
Roue
V
U
W
Vitesse dans
le sillage
Sens de
rotation
Sens de
rotation
Variation
d'incidence
b en sortie de roue
a en entrée de roue
Figure 6 – Triangle des vitesses
2.2.2 Bruit de charge périodique (raies)
Cela constitue de loin le principal mécanisme de génération de
bruit de raies des ventilateurs. Les mécanismes en jeu sont tout à
fait analogues à ceux que l’on rencontre par exemple pour les
pompes [BM 4 179]. Le phénomène se produit lorsque la vitesse
moyenne de l’écoulement à l’entrée de la roue n’est pas uniforme,
en particulier sur la circonférence. En se référant à la figure 6a,
cette non-uniformité spatiale de la vitesse absolue à l’entrée V se
traduit par une variation de l’angle d’incidence de la vitesse relative W au cours de la rotation, ce qui entraîne une variation périodique (à des multiples de la fréquence de rotation N ) de la
résultante F des forces aérodynamiques sur la pale. On montre que
cette force F engendre, pour un ventilateur à B pales équidistantes,
des raies à la fréquence FPP = BN et ses harmoniques.
Cette inhomogénéité de l’écoulement moyen à l’entrée de la
roue peut avoir de multiples causes : sillages d’obstacles amont
tels que bras supports ou aubages de distributeur, non-uniformité
due à un coude ou une dissymétrie du circuit d’aspiration...
Pour préciser les choses, la pression acoustique rayonnée en
champ lointain par le ventilateur à la fréquence FPP = BN est reliée
aux harmoniques de charge instationnaire Fs par l’expression
simplifiée suivante, en omettant les termes de phase :
p(BΩ)∝
∞
∑ Fs JB – s ( BM sin ψ )
(1)
s=–∞
avec
Bruit des machines tournantes
(raies + large bande)
Monopolaire
R
Dipolaire
R + LB
Ω (rad/s) = 2πN,
Fs (N)
l’harmonique de charge de rang s, obtenu par
la décomposition en série de Fourier de la
force périodique F(t ), de telle façon que
∞
Quadripolaire
LB
F (t ) =
∑ Fs e – i s Ω t ,
s=–∞
Charge stationnaire
R
Charge
périodique
R
Ingestion de
turbulence
LB ( + R )
Charge instationnaire
R + LB
Bruit
propre
LB
Jeu
périphérique
LB
Figure 5 – Mécanismes de génération du bruit aérodynamique
des machines tournantes
BM 4 178 − 6
JB – s
la fonction de Bessel d’ordre B – s,
M
le nombre de Mach de rotation en bout de pale
(M = πND/c 0),
ψ (rad)
l’angle entre l’axe de la roue et la direction du
point d’observation.
L’évaluation des harmoniques de charge Fs constitue la principale difficulté de la prévision du bruit de raies. Celle-ci a fait l’objet
de nombreux travaux visant à relier les efforts instationnaires sur
la pale au champ de vitesse moyenne inhomogène à l’entrée de la
roue [2] [3]. Moyennant certaines simplifications, on montre que
l’harmonique de charge Fs peut être exprimé en fonction de vs ,
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l’harmonique de vitesse obtenu par transformée de Fourier spatiale sur la circonférence de la vitesse moyenne de l’écoulement
incident :
2π
1
v s = ----v ( θ )e –is θ d θ
(2)
π 0
où :
v(θ) = V(θ) – V
avec
V (θ )
la vitesse absolue à l’entrée de la roue en fonction
de θ,
V
la vitesse absolue moyennée sur la circonférence.
La force Fs s’écrit alors :
F s ∝ v s S e (s )
(3)
où Se(s ) est une fonction de transfert complexe entre la vitesse
incidente et la charge sur pale [4].
Cette fonction Se(s ) opère un filtrage sur s en privilégiant les faibles valeurs de la fréquence spatiale sc /rr (où c est la corde et rr le
rayon de la roue). Par ailleurs, la fonction de Bessel JB – s dans
l’expression (1) ne retient que les valeurs de s proches du nombre
de pales B, cette fonction n’étant non nulle que si son ordre B – s
est nul ou voisin de 0.
Cela signifie que lorsque le champ de vitesse moyenne incident
a une périodicité azimutale égale à B (c’est le cas par exemple si
la roue est précédée d’un stator ayant le même nombre d’aubes
que le rotor), l’amplitude de la raie à la fréquence FPP est maximale. Il en va de même pour la raie de fréquence 2FPP, dont
l’amplitude peut être plus importante que celle du fondamental si
le champ de vitesse à l’entrée a une composante circonférentielle
privilégiée s ≈ 2B, et ainsi de suite pour les harmoniques supérieurs.
Des obstacles fixes en aval de la roue, comme des aubages de
redresseur, des bras supports ou un bec de volute, sont également
générateurs de bruit de raies par un processus voisin : le sillage
tournant de chaque pale vient interagir avec l’obstacle aval fixe,
qui rayonne alors un bruit à la fréquence FPP et ses harmoniques
(figure 6b ).
Ce bruit d’interaction roue-redresseur (appelée plus généralement interaction rotor-stator) a fait l’objet de nombreuses études.
La pression acoustique émise par le stator à la fréquence FPP = BN
s’écrit :
p(BΩ)∝
∞
∑ FB JB – kV ( BM sin ψ )
k=–∞
s
(4)
où Vs est le nombre d’aubes du redresseur (ou de bras aval équidistants).
Les autres notations sont identiques à celles de la formule (1).
Contrairement à cette dernière, on observe cette fois que seule
l’harmonique de charge FB (force de fréquence BN ) qui s’exerce
sur chaque aube du stator (ou sur le bec de volute dans le cas d’un
centrifuge) contribue au bruit rayonné à la fréquence FPP. L’amplitude de la raie est là encore maximale si le nombre de pales de la
roue est égal au nombre d’aubes du redresseur.
Un exemple (§ 2.3.1) illustre la façon de choisir le nombre
d’aubes du redresseur pour minimiser le bruit de raies d’un hélicoïde dont le nombre de pales de la roue est fixé.
La forme du sillage des pales a également une influence majeure
sur le bruit : plus l’amplitude du défaut de vitesse dans le sillage
est grande, plus la fluctuation de force sur l’obstacle aval est
importante et plus la raie émise est élevée. Cela se produit à une
distance très proche du bord de fuite des pales : le sillage est dans
ce cas très prononcé et très fin. Inversement, lorsque la distance
axiale par rapport au bord de fuite augmente, le sillage des pales
s’atténue en amplitude et s’évase. Le champ de vitesse incident sur
l’obstacle est alors plus homogène, ce qui se traduit par une amplitude de la raie FPP rayonnée par l’obstacle plus faible. Cela souligne l’importance de la distance rotor-stator sur le bruit de raies.
Outre ce phénomène d’interaction entre le sillage des pales et un
obstacle aval, un autre mécanisme générateur de bruit peut intervenir. Il s’agit de l’interaction « potentielle » due à la perturbation
de l’écoulement moyen générée par l’obstacle, qui remonte vers
l’amont jusqu’au rotor. C’est ce dernier qui rayonne alors un bruit
de raies du fait des fluctuations de forces périodiques sur les pales
résultant de cette perturbation, toujours à la fréquence FPP et ses
harmoniques.
L’interaction potentielle est plus efficace acoustiquement que
l’interaction « visqueuse » (interaction entre le sillage des pales et
les aubes du stator décrite ci-avant). En revanche, le niveau du bruit
de raies associé à l’interaction potentielle décroît très rapidement
lorsque la distance roue-obstacle augmente, alors que le bruit
d’interaction visqueuse persiste sur une distance beaucoup plus
importante [5]. On considère que lorsque la distance rotor- stator est
supérieure à 0,3 c, où c est la corde des pales du rotor, le bruit de
raies associé à l’interaction visqueuse devient prépondérant par
rapport à celui dû à l’interaction potentielle. Cela indique l’ordre de
grandeur des distances minimales à respecter entre la roue et un
obstacle aval (ou amont) pour limiter le niveau de bruit de raies.
Nous reviendrons sur ce point quand nous parlerons des moyens de
réduction du bruit des ventilateurs au paragraphe 2.3.1.
2.2.3 Bruit associé à l’ingestion de turbulence
(large bande)
Ce mécanisme a des analogies avec ce qui est décrit au paragraphe précédent. Les fluctuations de vitesse de l’écoulement turbulent à l’entrée de la roue provoquent des fluctuations aléatoires
d’angle d’incidence et donc des fluctuations aléatoires de charge
sur pales. La roue rayonne alors un bruit à large bande du fait du
caractère non périodique du phénomène incriminé.
Le sillage turbulent de chacune des pales peut également
contribuer à l’émission de bruit large bande s’il interagit avec des
obstacles aval fixes (redresseur, bras support, bec de volute).
Ce mécanisme a été modélisé par différents auteurs, en particulier par Amiet [6], et décrit par exemple dans [4] [7]. Le spectre du
bruit rayonné par la roue du fait de l’écoulement turbulent incident
est lié au spectre des fluctuations de forces sur pales, qui lui-même
dépend des caractéristiques de l’écoulement turbulent à l’entrée de
la roue. On montre que la forme du spectre dépend de la dimension des échelles spatiales de turbulence (ou dimensions caractéristiques des structures turbulentes) de l’écoulement incident.
Si l’échelle intégrale de turbulence est petite devant l’espacement entre deux pales, le spectre de la fluctuation de force, et donc
du bruit rayonné, est à large bande car chaque pale émet un bruit
décorrélé de celui émis par les pales adjacentes. Le spectre de
pression acoustique du ventilateur en champ lointain associé à ce
phénomène est de la forme [4] :
πfc 2
2πf
S p ( f ) u 2 Λ R S e  ---------- Φ u  ----------
 Uc 
 Uc 
avec
(5)
u 2 ( m 2 /s 2 )
la valeur quadratique moyenne de la composante axiale de vitesse turbulente à l’entrée de
la roue,
ΛR (m)
l’échelle intégrale de turbulence dans la direction radiale,
Se
la fonction de transfert aérodynamique entre la
vitesse fluctuante incidente et la force aléatoire
sur la pale. La fonction de transfert la plus
simple est la fonction de Sears [2] dont le
module s’écrit de façon approchée :
πfc 2
1
S e  ---------- = ---------------------- Uc 
πfc
1 + π ---------Uc
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BM 4 178 − 7
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
avec
Uc (m/s)
Φu
la vitesse de convection des structures turbulentes (Uc est de l’ordre de 0,6 à 0,8 fois la vitesse
de l’écoulement incident sur les pales),
le spectre en nombre d’onde de la composante
axiale de vitesse turbulente à l’entrée de la roue.
Moyennant certaines approximations, ce spectre
s’écrit :
2πf
Λ /π
Φ u  ---------- = --------------------------------Uc
2πf Λ  2
 --------------- +1
 Uc 
où Λ
est l’échelle intégrale de turbulence dans la direction
axiale.
L’expression (5) ne s’applique que si la turbulence à l’entrée du
ventilateur est homogène sur toute la section de la roue. Si ce n’est
pas le cas, la formule est un peu plus compliquée car il faut prendre en compte l’inhomogénéité radiale et circonférentielle de
l’écoulement turbulent incident. La fonction de Sears Se apparaissant dans cette expression privilégie les basses fréquences, conformément à ce que l’on observe expérimentalement (§ 6).
Lorsque l’échelle intégrale de turbulence dans la direction axiale
est grande devant l’écart entre deux pales, on montre que l’énergie
acoustique se concentre autour de la fréquence FPP et ses
harmoniques [4]. Les sources acoustiques ne sont plus dans ce cas
décorrélées d’une pale à l’autre et il faut prendre en compte les
interférences entre ces sources. Cela s’observe en particulier si les
structures turbulentes sont très allongées axialement par l’effet
d’aspiration de la machine, ce qui intervient surtout sur les
machines aéronautiques [7]. Dans ce cas, les tourbillons allongés
sont hachés par les pales sur un ou plusieurs tours au cours de
leur passage dans la roue. Ce phénomène génère un bruit de raies
(ou à bandes très étroites) à la fréquence FPP et ses harmoniques,
qui renforce le bruit de raies associé à l’inhomogénéité du champ
de vitesse moyenne.
2.2.4 Bruit propre des pales
(large bande et bande étroite)
Le bruit propre désigne l’ensemble des mécanismes de bruit
associés à la présence des pales dans un écoulement incident
parfaitement homogène, indépendamment de la présence d’obstacles amont ou aval, de la virole dans le cas d’un hélicoïde ou de la
volute dans celui d’un centrifuge. Les autres sources décrites dans
ce paragraphe (bruit d’ingestion de turbulence, bruit lié au jeu
périphérique) apportent une contribution supplémentaire au bruit
propre des pales, ce dernier imposant un niveau de bruit plancher
du ventilateur au point de fonctionnement considéré.
Le bruit propre est directement lié aux caractéristiques turbulentes de l’écoulement dans les couches limites à l’intrados et à
l’extrados des pales : les fluctuations de vitesse dans les couches
limites engendrent des fluctuations de pression à la paroi des
pales, qui elles-mêmes peuvent générer du bruit selon différents
mécanismes que nous allons maintenant préciser.
Le bruit propre ne concerne pas uniquement des pales en rotation, il se produit également sur profil fixe en écoulement, le terme
« profil » désignant ici non seulement un objet profilé comme une
aile d’avion, mais également une plaque plane ou cambrée
d’épaisseur constante. Différentes études ont été menées sur profils fixes, avec des retombées intéressantes pour le bruit propre
des machines tournantes. Les résultats de ces études sont évoqués
ici.
Le bruit propre d’un profil fixe ou tournant se décompose en
deux phénomènes principaux :
— le bruit de bord de fuite (§ 2.2.4.1) ;
— le bruit dû à des décollements (§ 2.2.4.2).
BM 4 178 − 8
2.2.4.1 Bruit de bord de fuite
Le bruit de bord de fuite constitue la source de bruit large bande
prédominante sur les ventilateurs hélicoïdes basse pression
lorsque l’écoulement incident est peu turbulent [8] [9]. Il intervient
également sur les centrifuges [10] et se produit à faible incidence,
c’est-à-dire au voisinage du point de rendement optimum du ventilateur.
Le bruit de bord de fuite se décompose en trois mécanismes
distincts fonctions de la géométrie du profil et des caractéristiques
de l’écoulement dans les couches limites intrados et extrados :
— bruit d’interaction des fluctuations de pression pariétale avec
le bord de fuite ;
— bruit associé aux instabilités de la couche limite laminaire ;
— bruit d’échappements tourbillonnaires.
Ces mécanismes peuvent dans certains cas se superposer,
notamment si les caractéristiques de l’écoulement dans la couche
limite sont différentes sur l’intrados et l’extrados.
■ Interaction des fluctuations de pression pariétale de la couche
limite turbulente avec le bord de fuite
Ce mécanisme est le premier responsable du bruit large bande
hautes fréquences des ventilateurs et il a donc un impact important
sur le niveau global pondéré A. Les fluctuations de vitesse turbulente dans les couches limites intrados et extrados du profil engendrent des fluctuations de pression aérodynamique sur la paroi de
chacune des faces. Ces fluctuations de pression pariétale ne génèrent pas de bruit car leur vitesse de propagation est subsonique.
Ce n’est que lorsque, convectées par l’écoulement, elles atteignent
le bord de fuite du profil qu’un bruit large bande est émis selon un
mécanisme de conversion de l’énergie des tourbillons de la couche
limite en énergie acoustique [11]. La source de bruit est localisée
au bord de fuite, le phénomène ne se produisant que si la couche
limite est turbulente. Le bord de fuite peut être effilé ou épais et,
dans ce dernier cas, un bruit d’échappement tourbillonnaire peut
se superposer au mécanisme de génération de bruit décrit ici [12].
Le bruit émis est un bruit large bande qui prédomine à des fréquences relativement élevées, le maximum du spectre se situant à
une fréquence f telle que :
f δ*/Ut ≈ 0,05
avec
δ*
Ut
l’épaisseur de déplacement de la couche limite,
la vitesse d’entraînement en bout de pale.
■ Bruit d’instabilité de la couche limite laminaire
Ce phénomène intervient sur des ventilateurs de vitesse périphérique modérée lorsque l’écoulement à l’entrée de la roue est très
peu turbulent. Le bruit est dû à des ondes d’instabilité (ou ondes
de Tollmien-Schlichting) dans la couche limite des pales lorsque
celle-ci est laminaire et instable, ce qui se produit pour un nombre
de Reynolds (basé sur la corde et la vitesse relative) inférieur à
environ 106 et à partir d’une certaine distance du bord d’attaque,
c’est-à-dire au point critique où le gradient de pression longitudinal
change de signe. Ces ondes, convectées par l’écoulement, interagissent avec le bord de fuite lorsque celui-ci est effilé, c’est-à-dire
d’épaisseur plus faible que l’épaisseur de la couche limite. Un
bouclage aéroacoustique se met alors en place car les ondes de
pression acoustique émises au bord de fuite, en remontant vers
l’amont jusqu’au point critique, modifient les instabilités initiales.
Ce bouclage de phase engendre un bruit à bande étroite (ou une
succession de pics) à fréquence élevée qui émerge très largement
du spectre large bande [10] [13], l’émergence se situant à une
fréquence f telle que :
fe /Ut ≈ 1
avec
e
Ut
l’épaisseur du bord de fuite,
la vitesse en bout de pale.
Nota : en fait, la fréquence centrale de la bosse n’est pas strictement proportionnelle
à Ut mais à U 1,5
[10].
t
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Ce phénomène disparaît lorsque la couche limite devient turbulente ou lorsque l’incidence du profil augmente.
■ Bruit d’échappements tourbillonnaires au bord de fuite
LW (dB)
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Le bruit d’échappements tourbillonnaires, qui se superpose au
bruit d’interaction décrit plus haut, se produit à faible incidence
lorsque le bord de fuite est épais devant les épaisseurs des couches limites à l’intrados et l’extrados. Ces tourbillons alternés de
Karman, qui engendrent des efforts instationnaires relativement
périodiques sur la pale, sont responsables d’un bruit à bande
étroite centrée sur une fréquence f telle que :
80
Bruit de décollement
Bruit de bord
de fuite
70
60
50
315
160
fe /Ut ≈ 0,1
1 250
34 Pa
48 Pa
70 Pa
77 Pa
161 Pa
Pour faire disparaître ces tourbillons et le bruit qui leur est associé, il suffit d’effiler le bord de fuite.
Sur un ventilateur hélicoïde, la vitesse relative au bord de fuite
évolue le long de l’envergure des pales. Le bruit d’échappements
tourbillonnaires est alors un spectre à bande plus large que sur
profil fixe, mais le mécanisme reste similaire [14].
630
2 500
5 000
10 000
f (Hz)
D = 0,5 m
N = 1 000 tr/min
Point de rendement
optimum à 60 Pa
Figure 8 – Évolution du spectre de puissance acoustique
d’un ventilateur hélice en fonction du point de fonctionnement
2.2.4.2 Bruit dû à des décollements
Lorsque l’incidence augmente, la pale est plus chargée et un
décollement apparaît. Ce décollement peut être local, c’est-à-dire
que la couche limite décolle puis recolle du fait du gradient de
pression longitudinal qui s’exerce sur la pale (figure 7). Ce peut
être également un décollement franc, sans réattachement de la
couche limite sur le profil, ce qui se produit lorsque l’on augmente
encore l’incidence ou si la pale est trop cambrée.
Le spectre associé à ces décollements est un spectre large bande
qui se situe à plus basses fréquences que le bruit de bord de fuite.
La figure 8 montre l’évolution du spectre d’un ventilateur hélice en
fonction du point de fonctionnement. En haute fréquence, les
spectres sont proches les uns des autres quel que soit le point de
fonctionnement : on peut attribuer cette partie du spectre au bruit
de bord de fuite. Aux fréquences inférieures, on note des écarts
importants entre les spectres, les niveaux les plus bas étant
observés au voisinage du rendement optimum. Cette plage de
fréquences concerne le bruit de décollement, qui prédomine à la
fréquence f ≈ Ut /c mais s’étale sur une plage qui peut être
comprise entre 0,1 et 8 fois cette fréquence caractéristique [4].
2.2.4.3 Modèles prévisionnels du bruit propre
Parmi les modèles de prévision du bruit large bande des ventilateurs, l’un des plus anciens et qui a fait l’objet de plusieurs
adaptations est dû à Sharland [15]. Cet auteur montre que la puissance acoustique (puissance globale intégrée sur le spectre correspondant au mécanisme considéré) due à une fluctuation aléatoire
de portance de la pale s’écrit :
∂C L 2
ρ
W a = ------------------3cW 4 S c < ------------ > dr
∂t
48πc 0 env
avec
Nota : à gauche sur la caractéristique du ventilateur, dans la zone de décrochement, on
observe une remontée de l’ensemble du spectre du fait d’une désadaptation complète de
l’écoulement dans la roue. Cette plage de fonctionnement est à éviter.
Le mécanisme précis de génération de bruit dû à des décollements n’est pas encore clairement expliqué et modélisé. Des travaux expérimentaux sur profil fixe [10] mettent en évidence que le
niveau de bruit généré par un décollement est maximum lorsque
la couche limite sur l’extrados décolle puis recolle au bord de fuite.
Le niveau est supérieur dans ce cas à celui observé à incidence
plus élevée en absence de recollement sur le profil. Ce résultat
peut laisser supposer que le bruit de décollement a une origine
similaire au bruit de bord de fuite. Dans les deux cas, la source
serait localisée au bord de fuite et aurait pour origine l’interaction
des fluctuations de pression pariétale turbulente avec le bord de
fuite, les deux mécanismes différant par la taille des échelles de
turbulence en jeu, plus grandes et donc conduisant à une émission
de bruit plus basse fréquence lorsqu’un décollement apparaît.
Wa (W)
la puissance acoustique intégrée sur le spectre,
W (m/s)
la vitesse relative de l’écoulement sur la pale,
Sc (m2)
la surface de corrélation des fluctuations de pression, représentative des dimensions de la source
acoustique sur la pale,
CL
le coefficient de portance instationnaire de la
pale,
r (m)
la coordonnée suivant l’envergure,
env
l’envergure,
<>
la moyenne temporelle.
L’expression (6), qui relie la puissance acoustique globale rayonnée par une pale à la valeur quadratique moyenne de la dérivée
temporelle de la fluctuation de portance, est une formulation très
simplifiée mais en même temps assez générale dans la mesure où
elle pourrait s’appliquer à n’importe lequel des mécanismes
précédemment décrits. Son domaine de validité semble néanmoins limité a priori aux basses fréquences, compte tenu de la présence du terme CL , la fluctuation temporelle de portance, qui
concerne l’ensemble de la pale.
Fukano [8] modifie la formule de Sharland pour prévoir le bruit
de bord de fuite de différentes géométries d’hélicoïdes basse pression. Il aboutit à l’expression suivante :
πρB
- γ ( r ) W 6( r ) d r
W a = ----------------------3
1 200 c 0
avec
Figure 7 – Écoulement décollé sur un profil en incidence
(6)
(7)
B
le nombre de pales,
γ
l’épaisseur du sillage de la pale au bord de fuite.
Les deux paramètres importants de l’expression (7) sont la
vitesse relative W et l’épaisseur de sillage au bord de fuite γ qu’il
faut déterminer le long de l’envergure de la pale par essai ou par
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BM 4 178 − 9
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
calcul, par exemple à l’aide d’un code CFD (computational fluid
dynamics ). γ peut être également obtenu par l’expression approchée suivante si les couches limites sur les deux faces sont
turbulentes :
(8)
γ = e + 0,09cRe c– 0,2
avec
e (m)
c (m)
Rec
l’épaisseur de la pale au bord de fuite,
la corde au rayon r,
le nombre de Reynolds basé sur la corde c et la
vitesse relative W.
Tout comme le modèle de Sharland, la formule (7) présente
l’inconvénient de ne fournir qu’une prévision du niveau global de
bruit dans la plage de fréquence du mécanisme incriminé, et non
celle d’un spectre. Son avantage est qu’elle est très simple à utiliser et qu’elle fournit des tendances intéressantes, souvent confirmées par l’expérience, qui peuvent déboucher sur des règles de
conception de ventilateurs à faible niveau sonore.
Ainsi, en remplaçant dans (7) l’épaisseur de sillage γ par
l’expression (8), on voit que la puissance acoustique globale du
ventilateur dans la plage de fréquences du bruit de bord de fuite
est proportionnelle à Bc 0,8. Pour réduire le niveau sonore du ventilateur à solidité constante, il est donc conseillé d’augmenter la
corde et de réduire le nombre de pales plutôt que de faire l’inverse,
ce qui est effectivement confirmé par l’expérience [16] [17].
locaux résultant de la différence de pression entre l’intrados et
l’extrados. La structure tourbillonnaire générée à l’extrémité de
chaque pale interagit avec la pale elle-même ou avec les pales
adjacentes, d’où la création d’un bruit dipolaire large bande dû aux
fluctuations de charge associées à ces interactions [23] [24].
Une réduction du jeu périphérique s’avère en général bénéfique,
aussi bien pour les performances aérauliques qu’acoustiques, sur
les hélicoïdes avec ou sans redresseur. Ce n’est en revanche pas le
cas sur les ventilateurs hélices du fait du caractère 3D de l’écoulement dans la roue (§ 2.3.1).
Contrairement aux mécanismes de bruit large bande évoqués
précédemment, peu de travaux ont été menés pour chercher à
modéliser le bruit lié à ce phénomène.
2.3 Moyens de réduction du bruit
2.3.1 Hélicoïdes et hélico-centrifuges
Nota : compte tenu de leur comportement acoustique très proche, nous traitons les
moyens de réduction du bruit de ces deux types de ventilateurs dans le même paragraphe.
2.3.1.1 Bruit de raies
D’autres auteurs ont utilisé le modèle de Sharland, en l’adaptant
de façon à introduire une dépendance fréquentielle dans la prévision du niveau de bruit des ventilateurs. Une synthèse de ces
modèles est faite dans [18].
La réduction du bruit de raies, qui est une préoccupation surtout
lorsque la vitesse périphérique de la roue est élevée, passe par des
moyens qui découlent de l’analyse des mécanismes de génération
de bruit décrits plus haut (§ 2.2).
Outre ces formulations simplifiées, des modèles plus élaborés
ont été établis afin de prévoir le rayonnement acoustique associé
à des mécanismes précis. Ainsi, le bruit propre dû à l’interaction
des fluctuations de pression pariétale avec le bord de fuite qui, en
absence de décollements, se produit à haute fréquence, a été étudié par des auteurs tels que Ffowcs-Williams et Hall [11], Howe [19]
et Amiet [6].
L’émission de raies étant due à un mécanisme d’interaction entre
l’écoulement inhomogène incident et la roue, il convient d’homogénéiser au maximum l’écoulement à l’entrée du ventilateur en
respectant une distance d’au moins 3 à 4D entre une singularité
amont telle que coude, registre, changement de section brusque et
le ventilateur. Les obstacles fixes tels que bras support ou stator
amont, susceptibles de créer des sillages dans le plan d’entrée de
la roue, doivent être écartés.
Sans entrer dans la description détaillée de ces modèles, signalons les paramètres qui interviennent dans la mise en œuvre du
calcul prévisionnel de Howe. Ce modèle analytique nécessite de
connaître en données d’entrée, moyennant un certain nombre de
simplifications, le spectre en fréquence et l’échelle de cohérence
suivant l’envergure des fluctuations de pression turbulente pariétale à proximité du bord de fuite. Cette approche a été utilisée
dans [12] et [20] pour prévoir le bruit propre d’un profil fixe en
soufflerie, les données d’entrée du modèle étant mesurées. Des
comparaisons calcul-mesure ont permis de montrer que la prévision était globalement correcte en absence de décollement.
Plus récemment, des auteurs [21] [22] ont utilisé le modèle de
Ffowcs-Williams et Hall, dont les données d’entrée sont les
caractéristiques statistiques du champ de vitesse turbulente au
voisinage du bord de fuite, pour prévoir également le bruit propre
d’un profil fixe sans incidence. Dans les deux cas, les données
d’entrée n’ont pas été mesurées mais calculées en effectuant une
simulation numérique de la turbulence par un calcul LES (large
eddy simulation ). Une telle démarche, qui consiste à coupler un
code CFD, dans lequel on modélise la turbulence par un modèle de
type (k, ε ) par exemple (avec k l’énergie cinétique turbulente et ε la
dissipation), ou mieux, on calcule la turbulence par simulation
directe, et un calcul analytique du bruit, est de plus en plus utilisée
en matière de prévision du rayonnement des sources aéroacoustiques. À terme, il devrait être possible de tout traiter numériquement.
De même les obstacles fixes en aval de la roue (stator redresseur, bras support), qui interceptent le sillage des pales, doivent
être éloignés. Pour fixer un ordre de grandeur, la distance minimum entre la roue et des bras ou un stator doit être de l’ordre
d’une corde de rotor (compter une corde en tête si la corde n’est
pas constante sur l’envergure) pour minimiser le bruit d’interaction. Un éloignement du redresseur peut entraîner une dégradation
des performances aérauliques du ventilateur, c’est pourquoi il faut
trouver un compromis qui conduise au niveau de bruit le plus
faible à performance aéraulique constante.
Le choix du nombre d’aubes du redresseur ou de bras support
équidistants est également un paramètre important, surtout s’il
n’est pas possible d’augmenter la distance entre ces obstacles
fixes et la roue. Pour minimiser le bruit de raies, le nombre de
pales de la roue et le nombre d’aubes du redresseur doivent satisfaire au critère suivant [25] :
k ′m c 0
nBN < ----------------πD
avec
n
B
D (m)
le rang d’harmonique de la raie émise (n = 1
correspond à FPP, n = 2 à 2FPP...),
le nombre de pales de la roue,
le diamètre de la roue.
k ′m est un terme sans dimension fonction de m = nB – kV S où
VS est le nombre d’aubes du redresseur et k = 0, ± 1, ± 2... :
2.2.5 Bruit associé au jeu périphérique
— k ′m = 0 pour m = 0 ;
Ce bruit concerne les ventilateurs hélicoïdes et hélico-centrifuges. Sur ces ventilateurs, l’écoulement dans le jeu radial entre les
pales et la virole est fortement perturbé à cause des phénomènes
— k ′m = 1,841 pour m = 1 ;
— k ′m = 3,054 pour m = 2 ;
— k ′m > 4 pour m > 2.
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(9)
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Si l’expression (9) est vérifiée, les ondes acoustiques émises
sont évanescentes, c’est-à-dire qu’elles ne se propagent pas en
champ lointain, leur amplitude décroissant très rapidement avec la
distance.
Exemple : considérons un ventilateur hélicoïde avec redresseur
de diamètre de roue D = 500 mm avec B = 9 et de vitesse de rotation
N = 2 900 tr/min. L’objectif est de choisir le nombre d’aubes du redresseur de façon à minimiser le bruit de raies à la fréquence FPP (soit
n = 1) en rendant les ondes évanescentes.
La relation (9) n’est pas vérifiée pour les valeurs de m égales à 0
et 1, mais l’est en revanche pour toute valeur de m supérieure à 1.
L’amplitude de la raie à la fréquence FPP est donc susceptible d’être
importante pour :
— k = 1 si VS = 8, 9 ou 10 ;
— k = 2 si VS = 4 et 5 ;
— k = 3 si VS = 3.
Pour poursuivre, l’expression (4) du paragraphe 2.2.2 fait apparaître
la fonction de Bessel J B – kVS ( BM sin ψ ) qui pondère l’amplitude de la
pression acoustique rayonnée à la fréquence FPP.
Dans l’axe du ventilateur (ψ = 0o), l’argument de cette fonction est
nul. La fonction de Bessel est dans ce cas égale à 1 pour m = 0, soit
V s = 9 et 3, et égale à 0 pour m ≠ 0.
À 90o par rapport à l’axe, l’argument de la fonction de Bessel est égal
à BM (avec M = πND/c 0 ), soit BM = 2. La fonction Jm (2) est égale
0,22 pour m = 0 et 0,58 pour m = 1.
Ces résultats indiquent que la pression acoustique rayonnée en
champ lointain à la fréquence FPP est susceptible d’être importante
pour m = 1 comme pour m = 0. Il faut donc exclure toutes les valeurs
de V s énumérées ci-avant pour minimiser l’amplitude du fondamental
du ventilateur. Une démarche similaire peut être utilisée pour minimiser les raies aux harmoniques 2FPP, 3FPP... en ayant en tête que ce
sont généralement les valeurs de k les plus faibles qui sont les plus
pénalisantes pour le bruit.
L’emploi de pales non équidistantes sur la circonférence du rotor
est un moyen de réduire l’amplitude des raies à la fréquence FPP
et ses harmoniques. Cependant, l’énergie dans ces raies est
redistribuée à d’autres fréquences multiples de la fréquence de
rotation N, de sorte que le niveau de bruit global du ventilateur en
décibels linéaires reste constant. Cela peut néanmoins être bénéfique pour réduire la gêne acoustique, dans la mesure où la raie de
grande amplitude à la fréquence FPP est remplacée par plusieurs
raies d’amplitude moindre.
Une augmentation du nombre de pales tend, à égalité de performance aéraulique, à réduire l’amplitude des raies. En revanche, le
niveau de bruit large bande tend à augmenter (§ 2.3.1.2). D’autres
moyens tels que l’emploi de pales déversées ou de pales fortement chargées sont des moyens de réduire à la fois le bruit de
raies et le bruit large bande (§ 2.3.1.2).
2.3.1.2 Bruit large bande
Ces moyens de réduction du bruit large bande, dont certains
sont également efficaces pour réduire le niveau de bruit de raies,
découlent de l’analyse des sources de bruit large bande du
paragraphe 2.2.
■ Espacement entre la roue et des obstacles amont ou aval
Ce moyen a déjà été évoqué pour le bruit de raies (§ 2.3.1.1). Il
reste applicable pour le bruit large bande, sachant que toute réduction de la turbulence de l’écoulement amont due à des sillages
d’obstacles ou à des inhomogénéités de vitesse est en général
bénéfique pour le bruit, d’une manière qui dépend de la géométrie
de la roue. Pour ces raisons, le conduit en amont du ventilateur
doit, surtout s’il est court, être précédé d’un pavillon d’aspiration.
De la même façon, il faut ménager un écartement suffisant entre
la roue et un redresseur ou des bras support aval pour minimiser
a grand débit
b petit débit
Figure 9 – Structure de l’écoulement dans un ventilateur hélice
pour deux points de fonctionnement très différents (d’après [26])
le rayonnement acoustique du stator, la distance d’une corde de
rotor en tête déjà mentionnée pour le bruit de raies pouvant être
retenue.
■ Décollements sur pales
Des décollements sur l’extrados des pales se produisent à faible
débit sur la caractéristique du ventilateur, du fait d’une incidence
trop grande de l’écoulement au bord d’attaque des pales. Cette
zone est donc à éviter.
Sur les ventilateurs hélices, la composante radiale de vitesse en
sortie de roue peut être importante dès qu’on s’éloigne de la zone
des grands débits. Il s’en suit un décollement, voire une inversion
du sens de l’écoulement près du moyeu (figure 9), accompagné
d’une augmentation du niveau sonore [9]. Une modification de la
géométrie de la roue et de la virole rendant l’écoulement plus axial
dans la plage de fonctionnement utile de l’hélice est bénéfique sur
le plan acoustique.
Enfin, une cambrure trop importante des pales peut conduire à
un décollement et donc à une augmentation significative du bruit.
Un profil de pale suffisamment cambré est cependant très
intéressant sur le plan acoustique, car une augmentation de la
cambrure se traduit par une augmentation des performances
débit-pression sans accroissement significatif du niveau de bruit
tant que le décollement n’est pas atteint (voir ci-après).
■ Géométrie des pales
La géométrie des pales joue un rôle majeur sur le niveau de bruit
large bande, d’une façon qui ne pourra être mieux comprise que
lorsque l’on aura progressé dans la connaissance et la modélisation des mécanismes générateurs de bruit large bande. Nous
donnons ici des tendances qui s’appuient sur des résultats expérimentaux et sur les modèles existants évoqués au paragraphe 2.2.
Une première manière de réduire le bruit d’un ventilateur est, à
point de fonctionnement donné, de tourner le plus lentement
possible. Cela est obtenu en améliorant la géométrie du ventilateur
de façon à obtenir, à vitesse de rotation constante, la courbe
débit-pression la plus élevée possible. Ce principe a été adopté par
exemple dans [27] par le choix d’un profil de pale très porteur.
L’augmentation de la cambrure des pales en tête a le même objectif et s’avère bénéfique tant qu’on reste en deçà de la limite de
décollement, c’est-à-dire en dessous d’une valeur de cambrure
comprise entre 20o et 40o suivant le profil [16]. D’une manière
générale, pour des ventilateurs faible pression, il est préférable de
charger la pale en tête plutôt que de répartir la charge de manière
uniforme sur l’envergure selon une loi de tourbillon libre [28].
L’influence sur le bruit de paramètres géométriques tels que
le nombre de pales, la largeur de corde, le dévers ou encore un
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usinage des pales au bord de fuite a été étudiée par différents
auteurs. Nous allons faire ici une brève synthèse des résultats
obtenus.
Pour minimiser le bruit large bande, on a en général intérêt à
réduire le nombre de pales et à augmenter la corde en tête. Ce
constat résulte de l’expérience et il est en accord avec le modèle
de Fukano (§ 2.2.4). De plus, un ventilateur comportant peu de
pales de corde importante génère moins de bruit haute fréquence
(f > 1 kHz), très pénalisant pour le niveau global en dB(A), qu’un
ventilateur à pales géométriquement semblables mais en plus
grand nombre et avec une corde réduite [9] [16]. La réduction du
nombre de pales et l’augmentation de la corde peuvent cependant
amplifier le bruit de raies, d’où un compromis à trouver en fonction
des contributions respectives des raies et du bruit large bande au
spectre de puissance acoustique du ventilateur.
Un dévers des pales dans le sens de la rotation (figure 10) est
un moyen efficace de réduire à la fois le bruit de raies, par
déphasage circonférentiel des sources de bruit réparties sur
l’envergure des pales, et le bruit large bande par réduction de
l’amplitude des fluctuations de pression sur pales [29]. Le dévers a
une conséquence non négligeable sur l’écoulement et les performances aérauliques du ventilateur, dont il faut tenir compte lors de
la conception du ventilateur.
Des solutions telles qu’une découpe en dents de scie au bord de
fuite des pales (figure 11) se sont avérées efficaces pour réduire le
bruit propre d’interaction des fluctuations de pression pariétales
avec le bord de fuite. L’effet des dentelures sur la réduction du
bruit est expliqué théoriquement par Howe [30]. Ce moyen utilisé
sur un profil fixe en écoulement est très intéressant [10]. En revanche, lorsque l’on utilise ce procédé sur des pales d’éolienne, bien
qu’on obtienne une réduction du bruit propre, on ne retrouve pas
les gains escomptés dans [30] pour des raisons liées à la morphologie de l’écoulement sur pales [31].
Un biseautage des pales au bord de fuite sur l’extrados
(figure 12), dans le but de réduire le bruit d’échappement tourbillonnaire mais également le bruit dû au passage des fluctuations
de pression turbulente au bord de fuite, est également une solution
qui s’est avérée efficace sur profil fixe [10] comme sur pales de
ventilateur [17].
a non déversée
b déversée
Figure 10 – Pale non déversée (a ) et déversée (b )
Figure 11 – Découpe en dents de scie au bord de fuite d’un profil
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50°
25°
Figure 12 – Usinage en biseau du bord de fuite d’un profil
Pour réduire le bruit associé à l’instabilité de la couche limite
laminaire, il faut provoquer une transition de cette couche limite,
c’est-à-dire passer en régime turbulent par le biais d’une bande de
rugosité ou d’un fil collé le long de l’envergure des pales. Cela permet de supprimer les ondes d’instabilité de la couche limite et
donc le bruit haute fréquence qui leur est associé [10] [13]. Cette
méthode de réduction n’étant pas très facile à mettre en œuvre sur
le plan industriel, on peut également augmenter la turbulence de
l’écoulement incident par le biais d’un grillage à l’entrée de la roue
afin que la couche limite sur pale soit turbulente dès le bord
d’attaque. Le niveau de turbulence amont doit cependant rester
dans des limites raisonnables pour éviter une remontée de bruit
large bande due à l’interaction de cette turbulence avec les pales.
■ Diminution du jeu périphérique
Cette diminution est en général bénéfique sur les hélicoïdes avec
ou sans redresseur, aussi bien sur les performances aérauliques
qu’acoustiques, car un faible jeu périphérique réduit fortement les
tourbillons de jeu en extrémité de pales, responsables d’une baisse
des performances et d’une hausse du bruit de raies et du large
bande. Un ventilateur industriel à haut rendement peut ainsi avoir
un jeu de l’ordre de 0,1 à 0,2 % du diamètre, la limite inférieure
étant imposée par des contraintes de fabrication et d’utilisation.
Cependant, plus le jeu est faible, plus il importe que la roue et
le conduit soient concentriques, car une excentration ou une ovalisation de l’enveloppe peut se traduire par une émission de bruit
plus importante que celle obtenue avec un jeu plus grand [24]. De
plus, l’influence du jeu sur le niveau sonore dépend de la largeur
de corde en tête : plus la corde est large, moins la dimension du
jeu a d’importance [32].
Sur un ventilateur hélice, l’expérience montre qu’une réduction
du jeu périphérique n’entraîne généralement pas d’amélioration
des performances aérauliques et acoustiques [33]. L’écoulement
dans ce ventilateur est sensiblement différent de celui existant
dans un hélicoïde en conduit, avec une composante radiale de
vitesse importante en sortie de roue lorsque l’on s’éloigne du point
de pression nulle sur la caractéristique aéraulique (figure 9). Cette
structure de l’écoulement, de même que la largeur modérée de la
virole qui ne recouvre généralement qu’une fraction de la largeur
de l’hélice, peut expliquer la faible influence du jeu périphérique
sur ce ventilateur.
La largeur et la position axiale de la virole par rapport à la roue
jouent en revanche un rôle important sur les performances aérauliques d’un tel ventilateur [33]. Une virole trop large conduit à une
dégradation de la courbe débit-pression du ventilateur, cette virole
ne devant pas excéder 0,3 à 0,4 fois la corde axiale en tête. La position axiale de la virole par rapport à la roue a une influence directe
sur la forme de la courbe, une virole placée près du bord de fuite
ayant pour effet d’augmenter le débit maximum du ventilateur au
détriment du maximum de pression. Un résultat inverse est obtenu
lorsque la virole est située près du bord d’attaque. La position de
la virole semble en revanche n’avoir que peu d’effet direct sur le
niveau sonore. Pour terminer sur ce point, il convient d’insister sur
le fait que sur un ventilateur hélice, la géométrie de la virole doit
être adaptée à la roue, ces deux éléments constituant un couple
indissociable. L’optimisation de l’écoulement et des performances
aérauliques d’un tel ventilateur est de plus en plus souvent réalisée
à l’aide de codes CFD.
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2.3.2 Centrifuges
2.3.2.1 Bruit de raies
Le bruit de raies des ventilateurs centrifuges est dû essentiellement, on l’a vu (§ 2.1.2), à l’interaction du sillage des pales avec le
bec de volute. Différents moyens ont été essayés avec succès pour
réduire ce bruit d’interaction. Une synthèse de ces moyens est faite
dans [34], dont on reprend ici les principales conclusions.
■ Augmentation du jeu roue-bec de volute
L’amplitude de la raie à la fréquence FPP décroît de façon monotone lorsque l’on augmente le jeu. Une augmentation du jeu de 0,7
à 12 % du diamètre de roue se traduit, sur un centrifuge à réaction,
par une réduction de l’ordre de 20 dB du niveau de la raie. Ce
procédé est également efficace sur un cage d’écureuil car il permet
de réduire non seulement le bruit de raies mais aussi le niveau
large bande. Le jeu minimal habituellement préconisé pour des
raisons acoustiques est 10 % du diamètre de la roue. Un jeu
important ne dégrade pas de façon significative les performances
aérauliques du ventilateur tant que l’on reste dans ces ordres de
grandeur. Le seul inconvénient d’un jeu important réside dans
l’encombrement car l’augmentation du jeu nécessite en général
d’augmenter la taille de la volute.
■ Augmentation du rayon de courbure du bec de volute
Cet effet a été examiné sur un centrifuge à réaction. Une
augmentation du rayon de courbure de 0,5 à 10 % du diamètre de
roue a entraîné, dans le cas cité, une réduction de 6 dB du bruit du
ventilateur sans modification de la courbe aéraulique.
■ Inclinaison du bec de volute par rapport aux pales
Sur un ventilateur centrifuge conventionnel, le bec est parallèle
au bord de fuite des pales. Les fluctuations de pression générées
sur le bec sont en phase et rayonnent donc un bruit maximum.
Une inclinaison du bec par rapport aux pales provoque un
déphasage des sources de bruit, ce qui se traduit par une baisse de
bruit qui peut être significative à condition que l’inclinaison couvre
au moins un espace interpale. L’efficacité de cette méthode dépend
fortement du jeu roue-bec, dans le sens d’une plus grande efficacité quand le jeu est réduit.
du temps [36] [37]. Ce dispositif de contrôle actif est différent de
celui utilisé maintenant de façon industrielle dans des conduits de
ventilation. Dans ce dernier cas, un microphone placé en amont du
haut-parleur perçoit le bruit provenant du ventilateur et le dispositif
a le temps de le contrer. Ce système est efficace pour réduire non
seulement les raies du ventilateur mais également le bruit large
bande en basses fréquences. Dans le cas d’un contrôle à la source,
la réduction de bruit ne peut se faire que sur un signal périodique
puisque source et point de contrôle sont au même endroit, ce qui
ne laisse aucun délai pour contrer le bruit émis.
■ Lorsqu’il y a un inclineur à l’entrée de la roue, le nombre d’aubes
de l’inclineur doit être choisi en respectant les principes énoncés au
paragraphe 2.3.1.
2.3.2.2 Bruit large bande
Outre les moyens décrits ci-avant, dont certains peuvent être
efficaces pour réduire également le bruit large bande, on peut citer
d’autres méthodes extraites de [34].
■ Adaptation du point de fonctionnement du ventilateur
On a vu (§ 2.1.2) que sur les centrifuges à réaction le niveau de
bruit est minimum au point de rendement optimum. Il est donc
recommandé de travailler au voisinage de ce point avec ce type de
ventilateur.
En revanche, sur les ventilateurs cage d’écureuil, le bruit augmente avec le débit. On a dans ce cas intérêt à travailler à gauche
du rendement optimum sur la courbe débit-pression, sans toutefois choisir un débit trop bas car le bruit remonte et des instabilités
peuvent apparaître.
■ Jeu entre le pavillon d’aspiration et la roue
L’interface entre la sortie du pavillon d’aspiration et la roue joue
un rôle important sur les performances aérauliques d’un centrifuge
à réaction. Ce paramètre est également important pour le bruit : le
pavillon doit pénétrer dans la roue avec un jeu radial minimal entre
ces deux éléments.
Ces ventilateurs sont constitués de deux roues accolées. En
décalant circonférentiellement une roue par rapport à l’autre d’un
angle égal à un demi-espace interpale, on déphase là encore les
sources réparties sur le bec, d’où une réduction du bruit de raies.
Sur les centrifuges à action, le diamètre du pavillon est sensiblement égal au diamètre intérieur de la roue. Ce pavillon ne pénètre
donc pas dans la roue et la dimension du jeu axial entre le pavillon
et la roue n’est pas un paramètre essentiel du fait du décollement
important présent à l’entrée du ventilateur (voir figure 2). Ce jeu
est généralement de l’ordre de 3 à 5 mm pour une roue de diamètre 120 à 160 mm.
■ Espacement irrégulier des pales
■ Optimisation de la forme de volute
Ce moyen a déjà été évoqué pour les hélicoïdes (§ 2.3.1.1). La
même conclusion peut être tirée, à savoir que cela est bénéfique
pour réduire l’amplitude de la raie à la fréquence FPP, mais l’énergie initialement contenue dans cette raie est répartie sur d’autres
fréquences multiples de la rotation, le niveau global de puissance
acoustique restant inchangé.
La forme du développé de volute peut être optimisée sur le plan
acoustique à partir d’essais. Pour réduire le nombre de configurations à tester, une méthode basée sur le principe du plan d’expérience a été mise en œuvre sur un centrifuge à réaction. Elle est
décrite de façon synthétique dans [34].
■ Décalage des pales des ventilateurs à doubles ouïes d’aspiration
■ Résonateur acoustique dans le bec de volute
La mise en place d’un résonateur quart d’onde, dont l’extrémité
ouverte débouche en paroi du bec de volute par le biais d’une tôle
perforée, permet de réduire à la source l’amplitude de la raie générée par le bec à la fréquence FPP. La longueur du résonateur peut
être accordée à la fréquence considérée en déplaçant l’extrémité
fermée. Pour réduire à la fois l’amplitude du fondamental et du
premier harmonique du ventilateur, un dispositif constitué de deux
cavités a été imaginé [35]. Les réductions observées peuvent
atteindre 10 dB ou plus.
Dans le même esprit, un système de contrôle actif à la source,
constitué d’un haut-parleur implanté sur la source constituée par le
bec de volute, est très efficace pour supprimer les premières raies
du ventilateur, même si la fréquence de rotation évolue au cours
Sur un cage d’écureuil, il convient d’adapter le développé de
volute au point de fonctionnement visé, une volute resserrée
convenant dans la zone des faibles débits alors qu’une volute plus
évasée est plus favorable dans la plage des grands débits [38]. Un
certain nombre de recommandations pratiques tirées de l’expérience sont données dans [38] pour optimiser les performances
aéraulique et acoustique d’un cage d’écureuil.
■ Traitement acoustique de la volute
L’application d’un traitement acoustique (matériau absorbant
protégé par une tôle perforée) sur la paroi interne de la volute
s’avère bénéfique pour réduire le bruit de raies et le bruit large
bande d’un centrifuge à réaction [34] [39], mais cela n’agit que sur
le bruit au refoulement. Le niveau à l’aspiration n’est pas atténué
par ce traitement.
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■ Réduction du bruit propre des pales
Certains des moyens cités pour réduire le bruit propre des pales
sur les ventilateurs hélicoïdes s’appliquent également aux centrifuges.
Ainsi, la suppression du sifflement haute fréquence dû aux
instabilités de couche limite laminaire a pu être obtenue sur un
centrifuge à réaction industriel en plaçant un grillage à l’entrée du
pavillon d’aspiration [10]. Les couches limites sur pales étant devenues turbulentes au bord d’attaque, cela a entraîné la suppression
du phénomène. En revanche, la présence du grillage n’a entraîné
aucune baisse sensible des performances du ventilateur, ni aucune
remontée du bruit basse fréquence du fait de l’augmentation de la
turbulence à l’entrée de la roue.
~135°
Tôle pleine
d'épaisseur 1,5 mm
Figure 13 – Bec de crosse de tangentiel en forme de lame
2.3.3 Tangentiels
Les principaux paramètres jouant un rôle sur les performances
aéraulique et acoustique des ventilateurs tangentiels sont :
— la géométrie de la roue ;
— la forme et la position de la crosse et de la volute par rapport
à la roue (voir figure 4).
■ Géométrie de la roue
Une roue de tangentiel a, on l’a vu, une forme très similaire à
celle d’un centrifuge cage d’écureuil. Les paramètres importants
tels que le nombre de pales, le rapport D1/D2 (ou D1 et D2 sont les
diamètres intérieur et extérieur), le rapport c /D 2 (c est la corde), la
solidité, les angles de calage et de cambrure, sont très voisins sur
les deux types de ventilateurs [38]. Seule la longueur de roue est
beaucoup plus grande sur un tangentiel puisqu’elle peut atteindre
8 à 10 fois le diamètre D 2 , la limitation en longueur étant fixée par
des raisons de tenue mécanique.
Un espacement irrégulier des pales sur la circonférence a,
comme sur les autres ventilateurs, un effet acoustique bénéfique
sur l’amplitude de la raie à la fréquence FPP, mais l’énergie initialement concentrée à cette fréquence est redistribuée sur d’autres
fréquences multiples de la rotation, le niveau global en décibels
linéaires restant inchangé.
Un vrillage de la roue pour éviter que les pales ne soient parallèles au bec de crosse est également intéressant acoustiquement,
surtout si le jeu roue-bec est faible. Cela revient à déphaser selon
l’azimut les sources de bruit réparties le long du bec. Un procédé
ayant un effet analogue et déjà mentionné pour les centrifuges à
doubles ouïes est de construire une roue constituée de plusieurs
tronçons avec un décalage azimutal d’un demi pas entre deux
tronçons adjacents.
Tôle pleine
Tôle perforée
Figure 14 – Bec de crosse de tangentiel avec tôle perforée recourbée
Concernant la forme du bec de crosse, l’étude citée dans [40]
met en évidence qu’un bec constitué d’une simple plaque d’épaisseur 1,5 mm (figure 13) conduit à des performances aérauliques
élevées mais engendre également un niveau de bruit très
important du fait d’une raie très marquée à la fréquence FPP. La
réduction de la vitesse de rotation pour atteindre le point de
fonctionnement requis, rendue possible par les performances
débit-pression élevées, ne compense pas l’augmentation du bruit
observée.
Une solution plus intéressante sur le plan acoustique consiste à
utiliser un bec de crosse en tôle perforée (porosité comprise entre
25 et 50 %) tel que représenté figure 14. Le bec est traversé par un
léger flux d’air, dirigé du refoulement vers l’aspiration, qui est susceptible de jouer un rôle positif sur l’alimentation et la stabilité du
tourbillon.
La forme de la volute a également une influence sur les performances aéraulique et acoustique. Le bec de volute doit être placé
à l’opposé du bec de crosse par rapport à l’axe de la roue, avec un
jeu radial roue-bec de volute de 10 % du diamètre de roue. Ce jeu
ne doit pas être inférieur à celui du bec de crosse, sous peine de
dégrader fortement la courbe aéraulique [40].
■ Forme et position de la crosse et de la volute
Les sources de bruit (raies et large bande) des tangentiels sont
principalement localisées au bec de crosse et au bec de volute.
Il est donc nécessaire d’augmenter au maximum le jeu radial
entre la roue et ces deux éléments mais, contrairement aux cages
d’écureuil, sur un tangentiel, le jeu roue-bec de crosse a une
influence directe sur les performances aérauliques dans le sens
d’une dégradation de la courbe débit-pression quand le jeu augmente. Un compromis doit donc être trouvé afin de minimiser le
bruit tout en gardant des performances aérauliques acceptables.
3. Lois de similitude
Ce compromis dépend du point de fonctionnement visé. Le
niveau de puissance acoustique d’un tangentiel augmente continûment de gauche à droite sur la caractéristique du ventilateur.
À faible débit, tout en étant au-dessus de la plage de régime
instable, la raie FPP émerge à peine du spectre large bande, mais
à mesure que le débit augmente, l’amplitude de la raie augmente
plus vite que le niveau large bande et apporte à grand débit une
contribution prédominante au niveau global du ventilateur. On
peut donc adopter un jeu radial faible à petit débit, de l’ordre de
6 % du diamètre, et un jeu plus important à grand débit, par
exemple 10 % du diamètre [40].
L’intérêt des lois de similitude aéraulique et acoustique est
multiple. Ces lois permettent de prévoir les caractéristiques d’un
ventilateur à vitesse de rotation et diamètre de roue donnés à partir de mesures faites à d’autres conditions de vitesse et de diamètre. On peut ainsi réduire très sensiblement le nombre d’essais
pour déterminer les performances d’une gamme de ventilateurs
donnée. Les fabricants les utilisent pour établir leur catalogue mais
également pour prévoir les courbes débit-pression, voire le niveau
sonore, de ventilateurs en vraie grandeur à partir d’essais sur
maquette.
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On peut également comparer les performances de ventilateurs
de même type à diamètre et vitesse de rotation constants, ce qui
permet de cerner l’influence de la géométrie sur les caractéristiques intrinsèques des ventilateurs. Les lois de similitude permettent enfin, accessoirement, de simplifier la présentation des
caractéristiques d’un ventilateur en remplaçant un faisceau de
courbes, par exemple des courbes débit-pression obtenues à différentes vitesses, par une courbe unique.
3.1 Lois de similitude aéraulique
Les formules suivantes permettent de déduire, à partir de mesures faites sur un ventilateur de diamètre D 1 et tournant à une
vitesse N1 , les performances aérauliques d’un ventilateur à une
vitesse de rotation N2 et un diamètre D 2 . Cela suppose que le
deuxième ventilateur soit homothétique du précédent et que le
rapport D1/D2 reste modéré (de l’ordre de 2 à 3) pour éviter les
effets d’échelle. La masse volumique de l’écoulement peut également différer entre les conditions 1 et 2.
N 2 D 23
q v 2 = q v1 --------- -------3N1 D 1
(10)
N 22 D 22 ρ 2
- ------∆p 2 = ∆p 1 ---------2- --------N 1 D 12 ρ 1
(11)
N 23 D 25 ρ 2
- ------P 2 = P 1 ---------3- --------N 1 D 15 ρ 1
(12)
η2 = η1
(13)
où qv , ∆p, P et η désignent respectivement le débit volumique, la
pression, la puissance aéraulique et le rendement du ventilateur.
Ces formules de transposition ne s’appliquent que si les effets de
compressibilité peuvent être négligés, c’est-à-dire pour des
pressions de ventilateur n’excédant pas environ 2 500 Pa. Au-delà,
il convient d’introduire dans ces expressions un facteur de
compressibilité.
À partir des lois de similitude, on peut définir des coefficients
réduits (ou adimensionnels) de débit et de pression, qui permettent de tracer des courbes de performances en s’affranchissant du
diamètre et de la vitesse de rotation. Parmi les différentes définitions des coefficients réduits, nous appliquons dans ce qui suit
celles-ci :
— coefficient de débit :
qv
δ = --------US
∆p
— coefficient de pression (statique ou total) : µ = ------------2
ρU
— ouverture réduite :
3.2 Lois de similitude acoustique
3.2.1 Formules de transposition
La loi de similitude la plus connue date des années 1950. Elle
résulte de mesures faites sur un grand nombre de ventilateurs et
s’écrit :
qv 2
∆ p2
(14)
L W2 = L W1 + 10 lg ----------- + 20 lg -------------qv 1
∆ p1
Dans cette expression, le niveau de puissance acoustique LW
désigne soit un niveau global en décibels linéaires, soit un niveau
en décibels par bande d’octave ou tiers d’octave, ce qui revient au
même à condition que la vitesse de rotation entre les conditions 1
et 2 ne diffère pas trop (voir ci-après).
Pour appliquer l’équation (14), il faut respecter les lois de transposition aéraulique entre les conditions 1 et 2. Dans ce cas, on peut
exprimer le débit qv et la pression ∆p en fonction de la vitesse de
rotation N et du diamètre D et on retrouve une expression équivalente à (14), donnant l’évolution de LW en fonction de N et D pour
des ventilateurs homothétiques :
D2
N2
- + 70 lg -------L W 2 = L W 1 + 50 lg -------D1
N1
L’expression (15) est très générale mais elle ne représente
qu’imparfaitement l’évolution du niveau de bruit en fonction de la
vitesse, propre à chaque type de ventilateurs et à chaque mécanisme de bruit incriminé.
On sait par exemple que l’analyse dimensionnelle de Lighthill
prévoit pour un bruit de nature dipolaire, comme c’est le cas pour
les sources de bruit aérodynamique des ventilateurs, une évolution
du niveau de puissance acoustique en 60 lgN et 80 lgD et non en
50 lgN et 70 lgD.
D’un autre côté, les théories développées pour prévoir le bruit
propre associé au passage d’une couche limite turbulente sur un
bord de fuite, qui constitue l’un des tout premiers mécanismes de
génération de bruit large bande des ventilateurs (§ 2.2.4), prévoient
bien une évolution de la puissance acoustique en 50 lgN.
Il faut donc retenir que les expressions (14) et (15) ne sont que
des approximations basées sur l’expérience et non des formules
exactes.
Si dans (15) le rapport des vitesses N2 /N1 est très différent de 1,
il faut transposer non seulement les amplitudes mais également
les fréquences pour prendre en compte la déformation du spectre
associée à la vitesse de rotation (on imagine sans peine qu’un
ventilateur tournant vite génère plus de hautes fréquences qu’un
ventilateur tournant lentement). En se basant sur [41], la formule
de transposition des spectres par bande d’octave ou de tiers
d’octave est la suivante :
BW 2 ( f 2 )
N2
D2
L W 2 ( f 2 ) = L W 1 ( f 1 ) + 40 lg -------- + 70 lg -------+ 10 lg -------------------------- (16)
BW 1 ( f 1 )
N1
D1
N2
f 2 = f 1 --------N1
δ
Φ = -------------2µ
avec
avec
U (m/s)
la vitesse périphérique U = πDN,
S (m2)
la surface débitante de la roue
S = π D 2/4 pour les hélicoïdes,
S = πDL pour les centrifuges (L : largeur de roue).
L’ouverture réduite Φ rend compte du point de fonctionnement
du ventilateur. Φ augmente de 0 à ∞ lorsque l’on se déplace de
gauche à droite sur la caractéristique réduite µ(δ ).
(15)
BW (Hz)
(17)
la largeur du filtre d’octave (ou tiers d’octave)
centré sur la fréquence f.
Comme le montre l’exemple présenté figure 15, cette transposition est globalement assez bien vérifiée sur les ventilateurs hélicoïdes, sauf en basses fréquences avec la présence de pics
d’amplitudes très différentes, vraisemblablement dus à des résonances. En présence de raies ou bosses étroites dues à des résonances (fréquence de cavité de volute de centrifuge par exemple)
ou à des sources autres que le bruit aérodynamique (raies de
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BM 4 178 − 15
LW (dB)
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
On constate sur la figure 16 que le niveau global en dB(A) à
ouverture Φ donnée dépend peu de la géométrie de la roue et de
la volute sur ce type de ventilateur (en fait, seul le jeu roue-bec de
volute a une influence notable lorsqu’il est faible). Ce n’est en
revanche pas le cas des performances aérauliques réduites, pour
lesquelles on observe des écarts importants en fonction de la
géométrie [38].
85
80
75
70
65
60
796 tr/min
920 tr/min
1 033 tr/min
1 600
1 250
800
1 000
630
500
400
315
250
200
160
125
80
100
63
50
40
55
f (Hz)
1 132 tr/min
1 200 tr/min
LW A (dB A)
Figure 15 – Transposition des spectres tiers d’octave d’un hélicoïde
à une même vitesse N = 1 000 tr/min
60
Lors de la transposition d’un spectre à l’aide des formules (16)
et (18), certaines valeurs du spectre LW 2 sont manquantes du
fait du décalage en fréquence vers le bas ou vers le haut induit
par la transposition. Pour rétablir les niveaux manquants, on
peut conformément à [41] effectuer l’extrapolation suivante sur
le spectre transposé :
— en basses fréquences, on prolonge le spectre horizontalement à partir du dernier niveau connu (par exemple, si à 80 Hz
LW 2 est égal à 90 dB, les niveaux tiers d’octave manquants à 50
et 63 Hz sont également de 90 dB) ;
— en hautes fréquences, on prolonge le spectre par une
droite à partir des deux derniers niveaux connus (par exemple,
si les valeurs de LW 2 à 6,3 kHz et 8 kHz sont respectivement 58
et 56 dB, le niveau inconnu à 10 kHz est de 54 dB).
3.2.2 Décomposition du spectre en une fonction
« source » et une fonction
« réponse du circuit »
55
50
45
On a vu (§ 3.2.1) que les lois de similitude étaient mises en
défaut lorsque le bruit du ventilateur comprenait, outre des sources de bruit aérodynamique pour lesquelles la transposition
s’applique, des sources telles qu’un bruit de moteur ou des résonances. Pour permettre de dissocier sur le spectre les contributions
respectives de ces différentes sources, des méthodes ont été développées qui consistent à écrire le spectre de puissance acoustique
d’un ventilateur sous la forme [42] :
40
35
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7 0,8
0,9
1,0
Φ
D = 100 mm
L = 100 mm
N = 1 000 tr/min
W a ( f, δ )
---------------------------------------- = F 2 ( Sr, δ ) G 2 ( He )
D3
2
2
----------------- ( ρ U )
ρc 0U
Figure 16 – Niveaux de bruit spécifique de différents centrifuges
cage d’écureuil en fonction de l’ouverture réduite moteur), les fréquences ne sont pas proportionnelles à la vitesse
de rotation et la transposition est dans ce cas mise en défaut.
Sur les ventilateurs centrifuges, notamment les cages d’écureuil,
une autre formule que (16) est utilisée pour prendre en compte
l’effet de la largeur de roue L sur le spectre transposé. La formule
appropriée s’écrit, toujours en octave ou tiers d’octave :
D2
N2
L W 2 ( f 2 ) = L W 1 ( f 1 ) + 40 lg --------- + 50 lg -------N1
D1
L2
BW 2 ( f 2 )
+ 10 lg ------- + 10 lg ------------------------L1
BW 1 ( f 1 )
(18)
N2
f 2 = f 1 --------N1
Pour souligner l’intérêt des formules de transposition, la
figure 16 montre un exemple d’évolution du niveau global de puissance acoustique spécifique de différents ventilateurs cage d’écureuil en fonction de l’ouverture réduite Φ. Le niveau de bruit
spécifique est obtenu en transposant les spectres mesurés sur ces
ventilateurs à des conditions de référence identiques et en calculant
le niveau global en dB(A) après transposition. Cela permet de cerner
l’influence de la géométrie du ventilateur sur son niveau de bruit,
indépendamment de sa vitesse de rotation et de ses dimensions.
BM 4 178 − 16
avec
Wa (W)
(19)
le spectre de puissance acoustique à un point de
fonctionnement défini par le coefficient de
débit δ,
Sr = f /(BN ) le nombre de Strouhal,
He = fD/c 0 le nombre d’Helmholtz.
Dans (19), F est la fonction source, c’est-à-dire un spectre
exprimé en fonction de la fréquence adimensionnelle Sr, proportionnelle à la vitesse de rotation, et dont l’amplitude dépend du
point de fonctionnement défini par le débit réduit δ. F rend compte
des sources de bruit aérodynamique, indépendamment des résonances du circuit et des sources autres que le ventilateur.
G est la réponse du système dans lequel est inséré le ventilateur.
Cette réponse est exprimée en fonction de la fréquence adimensionnelle He (indépendante de la fréquence de rotation) et ne
dépend théoriquement pas du point de fonctionnement.
Cette décomposition du spectre de bruit d’un ventilateur est
intéressante à des fins prévisionnelles, mais également pour mieux
comprendre les phénomènes en jeu en vue d’optimiser l’intégration du ventilateur dans son système. Sur le plan pratique, la mise
en œuvre de cette méthode passe par la mesure du spectre de
pression acoustique en bande fine du ventilateur à différentes
vitesses de rotation et par un traitement des données décrit
dans [42].
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(0)
Tableau 1 – Niveaux de puissance acoustique spécifique KW (source ASHRAE)
f (Hz)
FPP
Diamètre
de la roue
63
125
250
500
1 000
2 000
4 000
8 000
Pales couchées vers l’arrière
> 0,75 m
< 0,75 m
85
90
85
90
84
88
79
84
75
79
68
73
64
69
62
64
3
3
Pales radiales (1 000 à
2 500 Pa)
>1m
<1m
101
112
92
104
88
98
84
88
82
87
77
84
74
79
71
75
7
7
tout diamètre
98
98
88
81
81
76
71
66
2
tout diamètre
tout diamètre
tout diamètre
94
94
98
88
88
97
88
91
96
93
88
96
92
86
94
90
81
92
83
75
88
79
73
85
6
6
6
>1m
<1m
96
93
91
92
92
94
94
98
92
97
91
96
84
88
82
85
7
7
tout diamètre
93
96
103
101
100
97
91
87
5
Type de ventilateur
Centrifuge
Pales couchées vers l’avant
Hélicoïde
Avec redresseur Rmoyeu < 0,4
Rmoyeu = 0,4 à 0,6
Rmoyeu > 0,6
Sans redresseur
Hélice
4. Estimation du spectre
de puissance acoustique
Il est parfois utile d’estimer le spectre de puissance acoustique
d’un ventilateur sans procéder à des mesures. On peut utiliser pour
cela les catalogues de constructeurs ou des bases de données existantes et appliquer les lois de similitude (§ 3).
Nous présentons ici la méthode proposée par l’ASHRAE
(American Society of heating, refrigerating and air conditioning
engineers) pour estimer le spectre de puissance acoustique par
bande d’octave d’un ventilateur hélicoïde ou centrifuge, dont on
connaît le débit et la pression totale. On utilise pour cela la
formule (14) réécrite sous la forme :
∆ pt
qv
- + 20 lg ------------------L W ( f ) = K W ( f ) + 10 lg --------------∆ p t ref
q v ref
avec
En appliquant (20), on a : L W ( f ) = K W ( f ) – 3
Le tableau 1 donne pour ce type de ventilateur les valeurs de KW
en fonction de f. La fréquence FPP est dans cet exemple
3 × 2 900/60 = 145 Hz, de sorte que l’on doit rajouter 6 dB au niveau
calculé à 125 Hz.
Le spectre de puissance acoustique par bande d’octave est alors
celui donné dans le tableau 2.
Le niveau global « aspiration + refoulement » de ce ventilateur
s’obtient en sommant les niveaux par bande de fréquence. On trouve
ainsi un niveau global estimé de 96 dB linéaire et, après application de
la pondération A, de 88 dB(A).
Si l’on ne souhaite connaître que le niveau à l’aspiration ou au refoulement, il suffit de retrancher 3 dB au niveau calculé car on considère en
première approximation que les niveaux sont identiques des deux
côtés.
(20)
LW (f ) (dB)
le niveau de puissance acoustique par bande
d’octave, rayonné par l’ensemble aspiration
+ refoulement du ventilateur,
KW (f ) (dB) le niveau de puissance spécifique par bande
d’octave,
qv ref = 1 m3/s,
∆pt ref = 1 kPa.
Le ventilateur est supposé fonctionner à son point de rendement
optimal.
Le tableau 1 donne les valeurs de KW (f ) par bande d’octave en
fonction des différents types de ventilateurs hélicoïdes et centrifuges. Dans ce tableau apparaît également une colonne FPP : dans la
bande d’octave correspondant à la fréquence FPP, on doit rajouter
la valeur forfaitaire en dB indiquée dans cette colonne en fonction
du ventilateur considéré, afin de prendre en compte l’émergence
observée généralement à cette fréquence.
Les valeurs de KW présentées dans le tableau 1 ont été obtenues
à partir d’essais réalisés sur un grand nombre de ventilateurs assez
performants. L’estimation présentée ici ne s’applique que pour des
ventilateurs de pression totale supérieure à 125 Pa.
Exemple : on souhaite estimer le spectre de puissance acoustique d’un hélicoïde avec redresseur présentant les caractéristiques suivantes : qv = 2,5 m3/s ; ∆ pt = 450 Pa ; B = 3 ; D = 0,5 m ;
N = 2 900 tr/min ; R moyeu = 0,5.
(0)
Tableau 2 – Spectre de puissance acoustique
par bande d’octave (exemple)
f ................(Hz)
63
125
250
500 1 000 2 000 4 000 8 000
LW ........... (dB)
91
91
88
85
83
78
72
70
5. Méthodes normalisées
de mesure du bruit
Des méthodes normalisées de mesure de puissance acoustique
des ventilateurs existent au niveaul, mais celles-ci sont progressivement remplacées par des normes internationales élaborées au
sein de l’ISO.
On distingue classiquement quatre types de raccordement des
ventilateurs, dénommés A, B, C et D (figure 17). Pour chaque
mode de raccordement, on compte deux, voire trois, niveaux de
puissance acoustique différents :
— le niveau à l’aspiration ;
— le niveau au refoulement, qui est généralement différent de
celui à l’aspiration ;
— le niveau de bruit d’enveloppe (ou de carcasse), qui n’est
véritablement significatif que pour un montage de type D.
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Type A
Type B
Type C
Type D
Figure 17 – Types de montage normalisés d’un ventilateur
On distingue par ailleurs le bruit rayonné vers l’extérieur (bruits
de bouche et d’enveloppe) de celui se propageant en conduit.
Les normes ci-après ont pour objectif de définir des méthodes de
mesure des niveaux de puissance acoustique par bande tiers
d’octave (ou octave) des ventilateurs, quel que soit leur mode de
raccordement et en tenant compte du fait que les performances
débit-pression doivent pouvoir être déterminées en parallèle avec
les performances acoustiques. Cela a nécessité d’adapter les installations d’essais acoustiques aux exigences requises par la
norme ISO 5801, relative à la mesure des performances aérauliques des ventilateurs. Ces différentes méthodes sont de classe de
précision 2 (classe expertise).
Figure 18 – Méthode de la chambre réverbérante
avec un montage de type A
La détermination de la puissance acoustique du ventilateur
s’effectue par la méthode dite « par comparaison », à l’aide d’une
source sonore de référence dont on connaît par étalonnage la puissance acoustique. La méthode consiste à mesurer les spectres de
pression acoustique moyennés spatialement en 5 ou 6 points dans
la chambre lorsque le ventilateur puis la source de référence sont
en fonctionnement. Le niveau de puissance acoustique par bande
de fréquence au point de fonctionnement considéré est alors
obtenu par la formule :
LW v (f ) = Lp v (f ) + LW ref (f ) – Lp ref (f )
avec
5.1 Bruit externe
La méthode de mesure du bruit externe des ventilateurs est
décrite dans la norme ISO 13347. Trois méthodes sont proposées,
qui donnent en principe des résultats identiques aux incertitudes
de mesures près :
— chambre réverbérante ;
— surface enveloppante ;
— intensimétrie acoustique.
Une autre méthode est bien adaptée pour la mesure de puissance acoustique des petits ventilateurs, en particulier dans le cas
d’un montage de type A. Il s’agit de la méthode du plénum mylar,
décrite dans la norme ISO 10302.
5.1.1 Chambre réverbérante
Cette méthode s’appuie sur la norme ISO 3743 et s’inspire d’une
norme américaine (AMCA 300). Les essais sont effectués dans une
chambre suffisamment réverbérante pour que le champ de pression acoustique soit relativement uniforme dans la salle dans la
gamme de fréquences (50 Hz à 10 kHz). Une procédure de qualification du site est détaillée dans la norme. Cette chambre doit par
ailleurs être équipée des servitudes permettant de faire varier et de
contrôler le point de fonctionnement du ventilateur.
Le ventilateur en essai est raccordé ou non à un conduit,
conformément à un montage de type A, B, C ou D, et la puissance
acoustique est mesurée à l’aspiration ou au refoulement du
ventilateur. La figure 18 montre un exemple de montage dans le
cas d’un raccordement de type A. La pression acoustique est
mesurée dans la chambre amont. La chambre aval est raccordée à
un ventilateur auxiliaire qui sert à imposer une contre-pression au
ventilateur et ainsi à faire varier son point de fonctionnement.
L’élévation de pression du ventilateur correspond à la différence de
pression entre les deux chambres. Le débit doit être mesuré
conformément à l’une des méthodes préconisées dans la norme
ISO 5801.
BM 4 178 − 18
(21)
LW v (dB)
le niveau de puissance acoustique du ventilateur,
Lp v (dB)
le niveau de pression acoustique du ventilateur
moyenné dans la chambre,
LW ref (dB ) le niveau de puissance acoustique de la source
de référence (obtenu par étalonnage en laboratoire),
Lp ref (dB) le niveau de pression acoustique de la source
de référence moyenné dans la chambre.
Lorsque le ventilateur est raccordé à un conduit dans lequel on
ne fait pas de mesure acoustique, l’extrémité du conduit doit être
munie d’une terminaison anéchoïque pour éviter que les ondes
sonores réfléchies par cette extrémité ne modifient la puissance
acoustique rayonnée par le ventilateur du côté opposé. On montre
cependant qu’on peut se contenter d’une terminaison anéchoïque
simplifiée, constituée de silencieux cylindriques du commerce et
donc moins onéreuse qu’une vraie terminaison anéchoïque. Les
caractéristiques de ces terminaisons simplifiées, dont la géométrie
dépend du diamètre du conduit, sont décrites dans la norme
ISO 13347.
Parmi les trois méthodes de mesure préconisées par la norme
13347, la méthode de la chambre réverbérante est la plus rapide à
utiliser. Elle requiert cependant une chambre d’essais spéciale avec
des servitudes adaptées.
5.1.2 Surface enveloppante
Cette méthode s’appuie sur les principes de la norme ISO 3744
et reprend les dispositions d’anciennes normes nationales, dont la
norme française NF S 31-021.
Le ventilateur est raccordé à une installation d’essai permettant
de faire varier et de contrôler son point de fonctionnement. Comme
précédemment (§ 5.1.1), le conduit de raccordement éventuel doit
être équipé d’une terminaison anéchoïque simplifiée. La puissance
acoustique est déterminée à partir de la mesure de pression acoustique en plusieurs points répartis sur une surface enveloppant le
ventilateur. Cette surface de mesure diffère suivant la norme nationale d’origine utilisée. La figure 19 montre par exemple la surface
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Z
33°
9
>1m
D
1 2
Surface
réfléchissante
0
0,3 m
0
8
4 5 6
0,6 m
9
0,3 m
X
7
Surface
réfléchissante
Figure 19 – Méthode de la surface enveloppante :
petit hémisphère
hémisphérique qui était utilisée dans la norme NF S 31-021 et qui
est reprise dans l’ISO 13347. Cette surface permet de mesurer la
puissance acoustique à l’ouïe d’aspiration du ventilateur.
La puissance acoustique par bande tiers d’octave ou octave
s’obtient à partir de la pression acoustique moyenne sur la surface
de mesure, en utilisant la formule :
L W = L p + 10 lg S – K 1 – K 2
(22)
L p ( dB ) le niveau de pression acoustique moyenné sur la
surface de mesure,
S (m2)
l’aire de la surface de mesure,
K1 (dB)
la correction de bruit de fond,
K2 (dB)
la correction de site.
1,2
1,2 m
Anneau piézométrique
(mesure de pression)
avec
Ouverture
réglable
0,9 m
80°
60°
7
0,5 m
8
Feuilles de Mylar sur les six
faces tendues sur une
armature de bois
Z
La correction K1 s’obtient en mesurant dans chaque bande de
fréquence la différence des L p quand le ventilateur est en marche
et quand il est à l’arrêt. Si à certaines fréquences l’écart entre ces
deux niveaux est inférieur à 6 dB, le bruit de fond est trop important et il faut chercher à le diminuer.
La correction de site K2 prend en compte le fait que l’environnement d’essai n’est pas un champ parfaitement libre sur plan
réfléchissant. On peut en effet effectuer ce type de mesure, par
exemple, dans un hall industriel de volume suffisant et sans obstacle ou mur à proximité immédiate du ventilateur. Cette correction
d’environnement est faite à l’aide d’une source sonore de référence dont la position est spécifiée dans la norme ISO 13347 en
fonction de la surface de mesure utilisée.
La méthode de la surface enveloppante ne requiert pas de salle
d’essai particulière, pourvu que le bruit de fond ambiant soit
suffisamment bas, ni d’appareillage de mesure coûteux. La durée
d’essai est en revanche sensiblement plus longue qu’avec la
méthode de la chambre réverbérante.
5.1.3 Intensimétrie acoustique
Cette méthode est basée sur les principes de la norme générale
de mesure par intensimétrie ISO 9614. La puissance acoustique est
déterminée à partir de la mesure d’intensité acoustique sur une
surface proche autour du ventilateur à l’aide d’une sonde intensimétrique. Cette méthode est beaucoup moins tributaire du bruit de
fond ambiant que les deux méthodes précédentes. Elle ne nécessite pas de salle spéciale, mais demande en revanche une sonde
de mesure avec le logiciel adapté et requiert une formation plus
importante de l’opérateur d’essai.
Panneau
de fixation
Ventilateur
m
Dispositif
antivibratile
Figure 20 – Méthode du plénum Mylar
5.1.4 Plénum Mylar
Le ventilateur est raccordé à un plénum cubique de 1 m de côté
environ, dont les parois sont constituées de feuilles de Mylar tendues sur une armature en bois dur (figure 20). Ces parois sont
transparentes aux ondes acoustiques, de sorte que des mesures
autour du plénum en utilisant l’une des trois méthodes précédemment décrites permettent de remonter à la puissance acoustique
globale rayonnée par les ouïes d’aspiration et de refoulement.
Le plénum dispose d’une ouverture réglable, représentée sur la
figure 20, qui permet de modifier le point de fonctionnement du
ventilateur. Le contrôle du point de fonctionnement s’effectue par
la mesure de la pression statique dans le plénum. Le ventilateur
doit souffler et non aspirer dans le caisson pour éviter d’éventuelles distorsions de l’écoulement à l’entrée du ventilateur, susceptibles d’accroître sensiblement le niveau sonore.
Cette méthode s’applique aux ventilateurs dont le débit et la
pression statique sont inférieurs respectivement à 1 m3 / s et
750 Pa, et dont l’ouïe de refoulement n’excède pas 500 mm de diamètre.
5.2 Bruit en conduit
Il s’agit de mesurer la puissance acoustique qui se propage dans
les conduits pour des montages de type B, C ou D. Cette méthode
est décrite dans la norme ISO 5136. La puissance s’obtient à partir
de la mesure de pression acoustique en trois points dans une
même section du conduit. La figure 21 montre un schéma d’installation pour un montage de type B. Le conduit doit être équipé d’un
croisillon qui redresse l’écoulement, nécessaire pour la détermination de la pression du ventilateur et bénéfique également pour la
mesure acoustique en conduit. Son extrémité doit être munie
d’une terminaison anéchoïque de bonne qualité pour s’affranchir
lors de la mesure des ondes stationnaires provenant des réflexions
en bout de conduit. Le circuit doit également être équipé d’un dispositif de réglage et de mesure du débit.
Pour réduire l’effet d’impact de l’écoulement d’air sur le microphone de mesure, ce dernier est équipé d’une protection constituée d’un long tube avec une fente latérale (figure 22). Ce
dispositif permet de mesurer le bruit du ventilateur en s’affranchissant des fluctuations de pression turbulente de l’écoulement,
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BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
Croisillon
p
Mesure
acoustique
Ventilateur
Perte de charge
du circuit
Terminaison
anéchoïque
Courbe du
ventilateur
Mesure de pression
du ventilateur
Figure 21 – Méthode en conduit avec un montage de type B
qv 1 qv 0
qv
Figure 23 – Effet système aéraulique
Fente
Microphone
avec grille
de protection
1 mm
400 mm
Fente
1 mm
12,7 mm
Matériau poreux
15 mm
Figure 22 – Écran antiturbulence pour la mesure en conduit
Il importe donc de comprendre, prévoir et chercher à réduire ces
écarts de performance afin de pouvoir choisir et dimensionner
correctement le ventilateur en fonction du circuit. Si l’on ne tient
pas compte des effets système, on risque de ne pas satisfaire le
cahier des charges du fait d’un débit ou d’un rendement de
ventilateur insuffisant, ou encore d’un niveau de bruit excessif,
avec toutes les conséquences que cela peut avoir en terme de coût
pour y remédier.
d’amplitude nettement plus importante que les fluctuations acoustiques. Lorsque la vitesse en gaine est inférieure à 15 m /s, on peut
substituer à l’écran à fente une ogive conique ou une boule antivent, ces trois dispositifs étant disponibles dans le commerce.
Un effet d’installation aéraulique se traduit par une baisse de
débit du ventilateur intégré par rapport à celui que l’on peut
déduire de la courbe du ventilateur seul, mesurée sur circuit
normalisé, et de la courbe de perte de charge du circuit (figure 23).
Ainsi, le débit qv 1 effectivement mesuré sur circuit réel est inférieur
au débit qv 0 correspondant au point d’intersection des courbes
débit-pression du ventilateur et perte de charge du circuit.
La puissance acoustique du ventilateur par bande de fréquence
s’obtient par la relation :
Cet effet système a deux origines distinctes qui peuvent jouer un
rôle complémentaire :
L W = L p + 10 lgS + C
avec
(23)
L p ( dB ) le niveau de pression acoustique moyenné sur
les trois points de mesure,
S (m2)
la section du conduit,
C (dB)
un terme correctif spécifié dans la norme, qui
dépend du type de protection microphonique, de
la vitesse de l’écoulement et de la fréquence.
6. Effet d’installation
acoustique
— la courbe du ventilateur seul est dégradée par rapport à celle
mesurée sur circuit normalisé du fait d’une dégradation de
l’écoulement à l’entrée de la roue (inhomogénéité de l’écoulement
moyen) ou d’une géométrie mal adaptée du circuit de refoulement
du ventilateur ;
— la perte de charge du circuit a augmenté, notamment si
l’élément résistant est au refoulement du ventilateur, du fait d’un
écoulement non uniforme en amont du composant.
Différentes études, essentiellement expérimentales, ont été
menées pour quantifier les effets système aérauliques en fonction
de la géométrie du circuit d’entrée ou de sortie et du type de
ventilateur. On peut trouver des résultats et recommandations à ce
sujet dans [43].
6.1 Définitions, causes et exemples
Un effet d’installation acoustique se caractérise par une hausse,
voire plus rarement par une baisse, du niveau de puissance
acoustique du ventilateur intégré par rapport à celui du ventilateur
seul mesuré sur installation normalisée au même point de fonctionnement et au même emplacement (par exemple dans une
même section de conduit). Les deux principales causes d’effet système acoustique sont :
Les effets d’installation, ou effets système, des ventilateurs
constituent une part importante des études menées sur les
ventilateurs du fait de leur importance pratique. Lorsqu’un
ventilateur est intégré dans un circuit, que ce soit un conduit de
ventilation ou une machine, ses caractéristiques aérauliques et
acoustiques (voire éventuellement vibratoires) peuvent être parfois
très différentes, la plupart du temps dans un sens défavorable, de
celles relevées sur circuit d’essais normalisé. Ainsi, un effet système acoustique peut dans certains cas entraîner une inversion de
hiérarchie, à savoir qu’un ventilateur peut s’avérer moins bruyant
que d’autres lorsqu’il est essayé seul et plus bruyant une fois
intégré.
— un effet d’impédance acoustique dû aux ondes réfléchies par
le circuit et qui reviennent sur le ventilateur en modifiant la puissance acoustique émise. Sur installation normalisée, ces réflexions
sont très atténuées par les terminaisons anéchoïques en bout de
conduit ;
— un effet aérodynamique lié à l’inhomogénéité du champ de
vitesse moyenne et l’augmentation de la turbulence à l’entrée du
ventilateur induites par un élément perturbateur amont (obstacle,
coude, changement de section brusque...). Des obstacles aval très
proches du ventilateur peuvent être également responsables d’un
effet système acoustique si la perturbation provoquée remonte
jusque dans la roue. Ce deuxième effet est appelé par la suite effet
d’écoulement.
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La régénération du bruit par l’écoulement n’a rien à voir avec un
effet système puisque c’est le flux d’air à travers les composants
ou sur les parois et non le ventilateur lui-même qui est à l’origine
du bruit.
Enfin, on a vu (§ 5) que l’on distingue quatre types de raccordement normalisés A, B, C et D. Les performances aéraulique et
acoustique d’un ventilateur diffèrent sensiblement selon le type de
raccordement utilisé et il n’existe pas de méthode permettant de
prévoir les performances selon un mode de raccordement à partir
de mesures faites selon un autre. C’est pourquoi il est très fortement conseillé d’adopter, lors d’essais normalisés sur un ventilateur, le montage qui se rapproche le plus de celui sur site. On ne
peut donc pas considérer comme effet système la différence de
niveaux résultant de deux modes de raccordement différents.
Par exemple, le niveau à l’aspiration d’un ventilateur essayé sur
un montage normalisé de type B peut être différent de celui
mesuré à l’aspiration du même ventilateur monté sur site en paroi
d’un plénum sans qu’on puisse incriminer un quelconque effet
système. Il faut dans ce cas essayer le ventilateur sur installation
normalisée selon un montage de type A, au même point de fonctionnement que l’essai sur site.
Une situation relativement fréquente dans l’industrie et qui
conduit à un effet système acoustique marqué est celle d’un
conduit coudé à l’entrée d’un ventilateur. La figure 24 montre
l’exemple de spectres de puissance acoustique mesurés à l’aspiration d’un ventilateur hélicoïde de diamètre 350 mm pour différentes configurations de conduit amont, cela au même point de
fonctionnement. Le ventilateur est précédé soit d’un conduit droit
de longueur 4D avec un pavillon d’aspiration (configuration de
référence), soit d’un conduit avec un coude brusque à 90o situé à
deux distances 0D et 3D de l’entrée du ventilateur. On note des
écarts très significatifs entre les spectres, notamment en basses
fréquences.
Sur les aéroréfrigérants utilisés dans les industries du froid et du
conditionnement d’air, le ventilateur (essentiellement de type hélicoïde) est disposé dans un plénum à proximité d’un échangeur. Ce
dernier est généralement placé à l’aspiration du ventilateur, plus
rarement au soufflage. La présence de l’échangeur, notamment
lorsqu’il est à l’amont, modifie la puissance acoustique du ventilateur en basses fréquences jusqu’à 500 à 1 000 Hz selon la taille de
la machine [38] [44]. Des phénomènes analogues se produisent
dans les systèmes de refroidissement de moteurs thermiques
comportant un ventilateur et un radiateur.
6.2 Effet d’impédance
6.2.1 Causes et caractéristiques principales
La puissance acoustique d’un ventilateur dépend des impédances acoustiques (voir définition [BM 4 177], § 1.3.7) des circuits
d’aspiration et de refoulement, c’est-à-dire de la façon dont les
80
70
sans coude
coude à 0D
coude à 3D
6 300
3 150
1 600
800
400
200
60
100
L’atténuation de la puissance acoustique du ventilateur dans un
circuit, par exemple dans un conduit traité ou non acoustiquement,
est un phénomène bien connu lié à l’absorption des ondes sonores
dans la gaine et à la transmission acoustique à travers les parois.
On ne peut pas parler d’effet système dans ce cas puisque le
ventilateur peut être remplacé par n’importe quelle autre source de
bruit (par exemple un haut-parleur), l’atténuation en bout de
conduit par rapport à la puissance incidente émise restant globalement inchangée.
90
50
D’autres phénomènes interviennent, qui peuvent expliquer des
différences entre les niveaux de puissance acoustique mesurés sur
site et sur installation normalisée, mais ce ne sont pas des effets
système pour des raisons que nous allons préciser. Il s’agit de
l’atténuation du bruit dans le circuit, la régénération du bruit par
l’écoulement, l’effet dû au mode de raccordement du ventilateur.
LW (dB)
______________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES VENTILATEURS
f (Hz)
Figure 24 – Influence d’un coude à 90o à l’entrée
d’un hélicoïde sur le spectre de puissance acoustique à l’aspiration
ondes sonores émises par le ventilateur sont réfléchies en amont
et en aval de celui-ci. L’expérience montre que l’effet d’impédance
prédomine surtout en basses fréquences, en dessous de la fréquence de coupure fc = 200 / D où D (m) est le diamètre du conduit.
Ainsi, les fréquences concernées par ce mécanisme sont d’autant
plus basses que le diamètre du conduit est grand, de sorte que sur
les gros ventilateurs, cet effet concerne une plage de fréquences
plus étroites que sur les ventilateurs de plus petit diamètre.
Le phénomène peut être décrit de la façon suivante : les ondes
acoustiques rayonnées par le ventilateur sont réfléchies partiellement, voire parfois totalement, par des singularités du circuit d’une
façon qui dépend de la fréquence. Les ondes réfléchies modifient
la puissance acoustique émise, non seulement dans le conduit où
se situe l’élément réflecteur mais également du côté opposé par
rapport au ventilateur. Cet effet, qui concerne à la fois le bruit de
raies et le bruit large bande, se caractérise à certaines fréquences
par des amplifications ou des atténuations de la puissance acoustique du ventilateur par rapport à celle mesurée sur circuit normalisé.
6.2.2 Prévision
Pour prévoir l’influence du circuit sur la puissance acoustique du
ventilateur, on utilise une analogie électrique qui assimile le
ventilateur à une source acoustique, similaire à une source de
courant ou de tension en électricité, et les singularités du circuit à
des composants ayant une certaine impédance acoustique. Dans
cette analogie, la pression acoustique p est l’équivalent de la tension électrique U, le débit acoustique q = uS (où u est la vitesse
acoustique et S la section du conduit) est analogue à l’intensité I
et l’impédance acoustique z = p /q est le pendant de l’impédance
électrique Z élec = U / I . z est une variable complexe fonction de la
fréquence qui rend compte du mécanisme de réflexion/transmission des ondes acoustiques par un composant, voire un ensemble
de composants disposés en série ou en parallèle dans le circuit. La
puissance acoustique dépend non seulement des impédances
acoustiques des circuits d’aspiration et de refoulement mais également des impédances d’entrée et de sortie du ventilateur luimême.
Nous allons illustrer la méthode de prévision en simplifiant le
problème, c’est-à-dire en considérant un seul des circuits amont ou
aval. Dans cette approche, on cherche à prévoir l’effet d’une modification du circuit amont (ou aval) sur la puissance acoustique
émise à l’amont (ou à l’aval) du ventilateur, tout en figeant le circuit
opposé. Pour traiter le problème complet, c’est-à-dire prévoir l’effet
d’impédance en modifiant simultanément les circuits amont et
aval, on doit utiliser une approche à deux entrées telle que celle
décrite dans [45].
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-q
q
Zv
p
pv
dLW (dB)
BRUIT DES VENTILATEURS _______________________________________________________________________________________________________________
10
Prévision
0
Z
Essai
En utilisant l’analogie électrique, ce modèle est schématisé
figure 25. On montre ainsi que la puissance acoustique au refoulement du ventilateur s’écrit [46] :
La même relation permet de prévoir la puissance à l’aspiration,
à refoulement constant, en remplaçant l’indice 2 par 1. Dans la
suite, nous omettons l’indice correspondant au circuit en
conservant l’indice v pour désigner le ventilateur.
Les termes de droite de (24) sont accessibles expérimentalement : les impédances acoustiques du ventilateur et du circuit Z v
et Z peuvent être mesurées par une technique à deux microphones, identique à celle que l’on utilise pour déterminer le coefficient de réflexion complexe R (voir norme ISO 5136). L’expérience
montre que l’impédance du ventilateur Z v ne dépend pratiquement pas de la rotation de la roue, de sorte qu’on peut déterminer
Z v sans faire tourner le ventilateur. De même, l’impédance Z du
circuit est quasiment indépendante de la vitesse de l’écoulement
lorsque le nombre de Mach est modéré ( M 0,1 ), ce qui est le
cas dans la majorité des circuits de ventilation. On peut donc
mesurer les impédances Z v et Z sans écoulement, ce qui simplifie
sensiblement la procédure expérimentale utilisée.
La pression interne (ou pression source) du ventilateur p v est
donnée par la relation :
Zv
p v = p  1 + -------
Z 
(25)
où p est la pression acoustique du ventilateur en fonctionnement
mesurée dans une section de référence du circuit.
À point de fonctionnement donné, les termes p v et Z v sont des
caractéristiques intrinsèques du ventilateur, c’est-à-dire qu’ils ne
dépendent pas de l’impédance Z du circuit sur lequel est raccordé
le ventilateur. Le niveau de puissance acoustique en décibels par
bande de fréquence s’écrit à partir de (24) :
(26)
L’effet d’impédance, qui représente l’écart par bande de fréquence entre les niveaux de puissance acoustique déterminés sur
le circuit d’impédance Z et sur le circuit normalisé d’impédance
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500
500
400
315
250
200
la partie réelle de Z 2 .
160
Re(Z 2)
125
l’impédance réduite du ventilateur raccordé au
circuit d’aspiration (circuit figé),
100
Zv
80
l’impédance réduite du circuit de refoulement,
63
la pression acoustique interne du ventilateur,
Z2
Re ( Z )
-------------------------2Zv + Z
Prévision
50
p v (Pa)
Essai
-10
la puissance acoustique au refoulement du
ventilateur,
2
f (Hz)
(24)
W a2 (W)
L W = 10 lgp v + 10 lg
10
0
2
p v Re ( Z 2 )
W a2 = ----------------------------Z2+Zv 2
avec
dLW (dB)
a coude à 5,5D en aval du ventilateur
400
315
250
200
160
125
Figure 25 – Schéma d’un circuit à une entrée
100
80
63
50
-10
f (Hz)
b coude à 0,5D en amont du ventilateur
Figure 26 – Comparaison prévision-mesure de l’effet système
sur un hélicoïde
Z norm s’écrit alors, en tenant compte du fait que p v et Z v sont identiques sur les deux circuits :
dL W = 10 lg
Re ( Z )
--------------------------2Z + Zv
– 10 lg
Re ( Z norm )
-------------------------------------Z norm + Z v 2
(27)
La figure 26a compare l’effet système par bande tiers d’octave
prévu et mesuré au refoulement d’un ventilateur hélicoïde de
diamètre 400 mm raccordé à un conduit coudé au refoulement. La
configuration de référence est un conduit droit de longueur 5,5D au
refoulement, que l’on compare à la configuration avec un coude à
90o au bout du conduit droit de 5,5D.
Compte tenu de la distance entre le ventilateur et le coude et du
fait que ce dernier est en aval du ventilateur, l’effet d’écoulement
est totalement négligeable, de sorte que la comparaison
calcul-mesure porte bien sur l’effet d’impédance. On constate
globalement un bon accord entre la prévision et la mesure dans la
plage de fréquences 50 à 500 Hz. Au-delà de 500 Hz, qui correspond à la fréquence de coupure fc du conduit, le modèle prévisionnel n’est plus applicable. En dessous de 50 Hz, on a du mal à
déterminer expérimentalement les impédances acoustiques utilisées dans la prévision. Les très basses fréquences ne présentent
d’ailleurs pas d’intérêt pratique dans le domaine des ventilateurs.
En conclusion, l’effet d’impédance intervient que le réflecteur
soit à l’amont ou à l’aval, qu’il soit proche ou un peu plus éloigné
du ventilateur. Il est cependant recommandé d’éloigner au maximum le réflecteur pour minimiser l’amplitude des ondes réfléchies,
et par là même l’importance du phénomène. La méthode décrite
brièvement ici permet d’en prévoir l’influence.
6.3 Effet d’écoulement
Cet effet résulte de mécanismes décrits au paragraphe 2.2. La
non uniformité du champ de vitesse moyenne à l’entrée de la roue
conduit à une augmentation des efforts instationnaires périodiques
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sur les pales, et donc à un accroissement de l’amplitude des raies
du ventilateur à la fréquence de passage des pales et ses
harmoniques. L’augmentation de la turbulence de l’écoulement
amont tend à rehausser le niveau de bruit large bande.
La figure 26b présente à titre d’illustration un résultat obtenu à
partir d’une configuration expérimentale identique à celle de la
figure 26a excepté la position du coude qui est à l’aspiration du
ventilateur et non au soufflage ; la distance séparant le coude du
ventilateur n’est plus de 5,5D mais de 0,5D. La figure compare
l’effet d’impédance prévu à l’aide de la méthode décrite au
paragraphe 6.2.2 et l’effet effectivement mesuré. Contrairement à
la figure 26a, on observe cette fois un effet mesuré sensiblement
supérieur à l’effet prévu, la différence entre les deux courbes étant
due à l’effet d’écoulement.
L’expérience montre que les ventilateurs hélicoïdes sont en
général plus sujets à cet effet que les centrifuges. De plus, comme
déjà mentionné au paragraphe 2, l’effet d’écoulement est plus
faible si l’élément perturbateur est éloigné du ventilateur et s’il est
au refoulement plutôt qu’à l’aspiration (voir exemples dans [38]).
Au sein même des ventilateurs hélicoïdes, certaines géométries
sont plus propices que d’autres à l’apparition d’un effet système
marqué. Ainsi, les hélicoïdes à pales étroites en tête sont en
général plus sujets à cet effet que ceux à pales larges. Ce résultat
peut s’expliquer, tout au moins qualitativement, par le raisonnement suivant : on a vu (§ 2.2.3) que la fonction de transfert aérodynamique entre la vitesse turbulente incidente et la force aléatoire
sur pale a une amplitude d’autant plus faible que la fréquence adimensionnelle fc /Uc (où f est la fréquence de la perturbation à
l’entrée de la roue, c la corde et Uc la vitesse de convection des
structures turbulentes) est grande. À fréquence f donnée, le
module de la fonction de transfert et donc l’amplitude de la charge
instationnaire sont ainsi plus faibles avec des pales larges, ce qui
se traduit par une influence moindre d’une dégradation de l’écoulement incident sur le niveau de bruit émis.
Pour réduire l’importance de l’effet d’écoulement, on doit veiller
à limiter les perturbations en amont du ventilateur, une action sur
les pales pouvant être tentée, notamment comme suggéré précédemment en augmentant la corde en tête, mais le succès d’une
telle opération n’est pas garanti faute d’une maîtrise suffisante de
l’ensemble des mécanismes en jeu. Pour cette raison, il est nécessaire de poursuivre les études amont afin d’améliorer la prévision
dans ce domaine, en vue de mieux cerner en particulier l’influence
de la géométrie du ventilateur sur l’amplitude de l’effet système.
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