Bruit des pompes
par Jean POULAIN
Ingénieur de l’École supérieure d’électricité
Ancien élève de l’Institut Von Karman
Conseiller scientifique de l’Association française des constructeurs de pompes AFCP
1.
Notions d’acoustique en bruit aérien .................................................
BM 4 179 - 3
2.
Bruit en milieu liquide ou solide ..........................................................
—
3.
Sources de bruit d’une pompe..............................................................
—
7
4.
Analyse du bruit dû au défilement des aubes de la roue ..............
—
10
5.
Prédiction du bruit par le calcul...........................................................
—
11
6.
Bruit généré par la cavitation ...............................................................
—
13
7.
Bruit des moteurs d’entraînement.......................................................
—
15
8.
Mesure du bruit .........................................................................................
—
17
9.
Réduction du niveau de bruit ................................................................
—
20
10. Niveaux de bruits courants (valeurs statistiques)...........................
—
23
5
Pour en savoir plus ........................................................................................... Doc. BM 4 179
L
e domaine d’application des pompes s’étend à tous les secteurs de l’activité
humaine. Elles sont présentes dans notre environnement domestique avec
les circulateurs de chauffage central, les pompes des machines à laver, les pompes à fuel, etc. Dans ce domaine, elles doivent être particulièrement silencieuses
et exemptes de vibrations, sans quoi notre qualité de vie serait altérée.
Le législateur a établi des normes qui limitent les niveaux de bruit à des
valeurs acceptables ; cependant les constructeurs de matériels domestiques
vont souvent au-delà de ces normes, et font du silence leur premier argument de
vente, tant le besoin de silence est grand.
Dans le domaine industriel, on rencontre des préoccupations semblables,
mais auxquelles s’ajoutent d’autres besoins. Les fluctuations de pression génèrent des vibrations qui peuvent en effet être la cause d’une détérioration progressive des supports de tuyauterie ou des joints qui relient entre eux les
différents tronçons de la conduite. Plus généralement, les fluctuations de pression sont responsables de phénomènes de fatigue qui peuvent être dangereux à
terme.
La nécessité de discrétion acoustique s’est étendue maintenant au domaine
militaire, par suite du remarquable développement des moyens d’écoute.
Aujourd’hui, il n’est pas exagéré de dire que le besoin d’un fonctionnement
silencieux s’est élargi à presque tous les domaines d’application des pompes.
Enfin, il convient de préciser que ce qui suit ne concerne que les pompes
rotodynamiques (pompes centrifuges, axiales et hélicocentrifuges). Les mécanismes de génération du bruit des pompes volumétriques, en particulier des
pompes alternatives où le débit est discontinu, sont d’une nature totalement différente.
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BM 4 179 - 1
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
Pour mieux comprendre cet article, le lecteur se reportera, dans ce traité, aux articles sur
les pompes rotodynamiques.
Notations et Symboles
Symbole
Unité
Définition
Symbole
Unité
c
m.s–1
vitesse de propagation ou célérité du son
Pa
Pa
pression d’arrêt de la pompe
D
m
diamètre de la roue de la pompe
P0
Pa
pression à l’aspiration de la pompe
E
Pa
module d’élasticité du matériau
p
Pa
pression acoustique (pression fluctuante)
El
Pa
module d’élasticité du liquide
pe
Pa
pression efficace
e
m
épaisseur de la conduite
p0
Pa
pression efficace de référence
(p0 = 2.10–5 Pa en bruit aérien
et p0 = 1 Pa ou 0,1 Pa en bruit hydraulique)
f
Hz
fréquence
Q
m3/s
débit
H
m
hauteur fournie par la pompe
Qn
m3/s
débit nominal
h
J.kg
hauteur fournie par la pompe (h = gH avec
g accélération due à la pesanteur)
r
m
distance à la source, rayon de la roue de la
pompe
I
W.m–2
intensité acoustique (In composante
normale)
S
m2
surface
Lp
dB
niveau de bruit dû à la pression
acoustique en un point
t
s
temps
LW
dB
niveau de puissance acoustique émise
par la source
T
s
période
N
tr.min
vitesse de rotation de la pompe
u
m.s–1
vitesse périphérique
Ns
cf. [B 4 304]
nombre de tours spécifiques de la pompe
V
m.s–1
vitesse de l’écoulement (Vr vitesse radiale
et Vu vitesse tangentielle) dans un repère
fixe
NPSH
m
hauteur de charge nette à l’aspiration
(Net Positive Suction Head)
W
m.s–1
vitesse relative de l’écoulement (dans un
repère mobile)
nr
nombre d’aubes de la roue de la pompe
W
W
nd
nombre d’aubes de la roue du diffuseur
r
kg.m–3
P
Pa
Définition
puissance acoustique
masse volumique
pression (pression non fluctuante)
Liste des Indices
BM 4 179 - 2
1
entrée de la roue
r
radial (ou bride de refoulement
dans le § 4.4)
2
sortie de la roue
m
méridien
3
entrée du diffuseur ou du bec de
volute
s
solidien
0
valeur de référence
h
hydraulique
u
tangentiel
b
bec
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
1. Notions d’acoustique
en bruit aérien
Les ondes sonores ne se transmettent pas dans le vide. Elles ont
besoin d’un support matériel pour se propager. Dans cette première
partie, nous nous intéresserons à la propagation des ondes dans
l’air qui nous entoure.
Les grandeurs que nous allons considérer maintenant, qu’il
s’agisse de fluctuations de pression ou de déplacement de particules, sont des grandeurs oscillatoires ; leur valeur varie dans
le temps autour d’un niveau moyen, qui est sans importance, et
que l’on considère ordinairement, et par convention, comme
étant égal à zéro.
Un bruit correspond à un phénomène brut non périodique. Cela
veut dire que la fonction p (t) ne se reproduit jamais à l’identique
dans le temps.
1.3 Propagation de l’onde acoustique
Si la source est petite, et si elle émet dans un espace d’air libre de
dimensions quasi infinies, les surfaces de propagation sont des
sphères. Lorsque le point d’observation est suffisamment éloigné
de la source, le rayon des sphères devient tel que la surface d’onde
est pratiquement plane.
La vitesse de propagation, ou célérité du son c, est dans le cas
d’un milieu constitué de gaz parfait :
c = ( g RT ¤ M )
0, 5
g
coefficient de compression adiabatique,
R (J/(mol.K)) constante molaire des gaz,
T (K)
température absolue,
M (kg/mol)
masse molaire.
Pour l’air c = 342 m/s à la température de 20 °C (293 K).
Pour une température quelconque :
avec
1.1 Onde acoustique périodique
Le bruit perçu par l’oreille est lié à la variation dans le temps de
la pression p. La forme la plus simple correspond à une évolution
sinusoïdale de p. Dans ce cas, le phénomène peut être caractérisé
par 2 grandeurs seulement, par exemple la pression maximale pm,
en pascals, et la fréquence f en hertz (ou encore la valeur efficace,
p e = p m ¤ 2 , en pascals, et la période T = 1/f en secondes).
Dans un cas plus général, l’onde de pression n’est pas sinusoïdale, et ne peut pas être décrite simplement. Il est alors nécessaire
de connaître la fonction p (t), telle que celle de la figure 1.
1
2
La pression efficace, p e = --T
òp t
T
2
d permet encore d’évaluer
0
l’intensité du son, mais elle ne permet pas de caractériser le signal
dans son intégralité. Il existe en effet une infinité de signaux périodiques p (t) qui donnent la même valeur de pression efficace.
c = 342 ( T ¤ 293 )
0, 5
en m/s
(1)
1.4 Intensité acoustique
On appelle intensité acoustique I l’énergie acoustique qui traverse
par seconde une surface unité perpendiculaire à la direction de propagation. Elle s’exprime en W/m2. Étant donné son caractère directionnel, on la représente par le vecteur I de module I.
La propagation de l’onde de pression s’accompagne d’un déplacement de particules dans le milieu qui la supporte. On démontre
que l’énergie totale, somme de l’énergie cinétique des particules et
de l’énergie potentielle, liée à p 2, est par unité de volume propor-
1.2 Différents sons
2
Un son musical pur correspond à une onde acoustique périodique, en général non sinusoïdale (figure 1). Il peut être considéré
comme la superposition de signaux sinusoïdaux de fréquence f0,
2f0... k f0 (f0 = fréquence fondamentale, 2f0... k f0 = harmoniques).
Un son musical complexe résulte de la superposition de sons
musicaux de fréquences fondamentales différentes, f, f ’... Il est en
général non périodique.
2
tionnelle à p m ¤ ( r c ) , avec r masse volumique.
L’énergie qui traverse la surface S par seconde est contenue dans
2
2
le volume Sc. Elle est proportionnelle à p m Sc ¤ ( r c ) , soit :
2
I = K pm ¤rc
On démontre que la constante K est égale à 1/2 pour un son sinusoïdal, d’où :
2
I = p m ¤ 2r c
soit en introduisant la pression efficace p e = p m ¤ 2 :
p (t )
2
I = pe ¤ rc
(2)
La notion de pression efficace pe peut être étendue à un son musical pur non sinusoïdal, de période T :
t
p e2 = 1 ¤ T
T = période
Figure 1 – Signal périodique d’un son musical pur
òpt
T
0
( ) 2 dt
(3)
L’expression (3) peut elle-même être étendue à un bruit non périodique, en considérant que T n’est plus la période mais un temps suffisamment long pour être représentatif du phénomène (théoriquement T est infini ; dans la pratique, T est fini et relativement
court).
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BM 4 179 - 3
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
1.5 Puissance acoustique
Atténuation (dB)
La puissance acoustique totale W émise par une source est la
somme des puissances élémentaires dW = In dS, où dS est une surface élémentaire, comptée sur une surface enveloppant la source et
In la composante du vecteur intensité acoustique normale à dS,
soit :
W =
ò
0
--10
--20
--30
--40
20
I × n dS
100
1 000
10 000
Fréquence (Hz)
(4)
S
Les sources sonores que l’on rencontre ont une puissance très
variable, allant de 10–12 à plusieurs milliers de watts. Les machines
courantes fournissent une puissance acoustique allant de 10–6 à
1 ou 2 W.
Si on considère une transmission en champ libre, dans un milieu
non absorbant et non réverbérant, la surface sphérique que traverse
la puissance sonore varie comme le carré de la distance r à la
source. Il en résulte que l’intensité acoustique, exprimée en W/m2,
varie comme 1/r 2, ou :
I2 ¤ I1 = (r 1 ¤ r 2) 2
(5)
1.6 Unité le décibel
Pour une onde sinusoïdale pure, de fréquence f = 1000 Hz, le seuil
de sensibilité de l’oreille correspond à une pression efficace
pe = 2.10–5 Pa. À l’autre extrémité de l’échelle, le seuil de douleur
apparaît pour une pression efficace d’environ pe = 20 Pa, et l’on peut
supporter, pendant un temps court, sans détérioration irréversible
de l’oreille une pression efficace de 100 Pa.
La plage utile de sensibilité de l’oreille se caractérise donc par un
rapport de pression de 5.106 et un rapport d’intensité acoustique, lié
à p 2, de 2,5.1013. Une telle plage justifierait à elle seule le choix
d’une échelle logarithmique. Des travaux systématiques conduits
sur l’oreille humaine ont montré, en outre, que l’échelle logarithmique s’adaptait parfaitement au niveau des sensations que perçoit le
cerveau à travers l’oreille.
L’écart de sensation correspondant à 2 valeurs d’intensité I1 et I2
de la plage à quantifier est ainsi représenté par le logarithme de leur
rapport, lg (I2/I1) qui s’exprime alors en bels, ou par 10 lg (I2/I1) qui
s’exprime alors en décibels ou dB (1 Bel = 10 dB).
Par convention en milieu aérien, on compare un niveau
sonore à un niveau sonore de référence qui est toujours le
même et qui correspond au seuil de sensibilité de l’oreille à
1000 Hz, caractérisé par p 0 = 2.10–5 Pa (en pression efficace) ou,
selon l’équation (2), par I0 = 10–12 W/m2 pour des conditions de
température et de pression ordinaires. Le niveau sonore d’un
son est alors défini en dB par :
L p = 10 lg ( I ¤ I 0 )
Figure 2 – Courbe de pondération A
(prise en compte de la sensibilité de l’oreille)
que. Ainsi, on a trouvé qu’un son d’un niveau de 60 dB à 200 Hz donnait la même impression qu’un son d’un niveau de 50 dB à 1000 Hz.
Pour tenir compte de ce phénomène, on a établi 3 courbes de pondération A, B, C qui corrigent le niveau « linéaire » pour le ramener
à la sensation que perçoit l’oreille. Chaque courbe correspond à des
niveaux de pression ou de bruit plus ou moins grand.
On trouvera sur la figure 2 les valeurs de correction correspondant à la courbe A qui est de beaucoup la plus utilisée.
La courbe A a été établie pour des niveaux de bruit faibles ou
moyens, tels que ceux que l’on rencontre de façon ordinaire.
Les niveaux de bruit aérien correspondant à cette pondération
sont exprimés en dB A.
1.8 Échelle d’évaluation
de la puissance acoustique
Le niveau de puissance acoustique LW d’une source s’évalue en
décibels, comme le niveau de bruit. On choisit comme puissance
acoustique de référence celle générée par l’intensité de référence I0
à travers une surface de 1 m2, soit W 0 = 10–12 W, d’où en dB :
L W = 10 lg ( W ¤ W 0 )
(8)
Le fait que Lp et LW soient évalués tous les deux en décibels
peut prêter à confusion. Il est très important de bien faire la différence entre le niveau de bruit Lp dû à la pression acoustique
en un point de l’espace et le niveau de puissance acoustique LW
émise par une source. Pour une source de niveau de puissance
donnée LW, un observateur percevra des valeurs de Lp variables, en fonction de sa distance à la source, de l’amortissement,
de la réverbération, etc.
(6)
1.9 Relation entre Lp et LW
ou
L p = 10 lg ( p 2 ¤ p 20) = 20 lg ( p ¤ p 0 )
(7)
1.7 Imperfection et non-linéarité
de l’oreille
Dans le cas d’une source ponctuelle (ou de petites dimensions) et
d’une propagation en champ libre, l’intensité acoustique est en un
point de l’espace situé à la distance r :
I = W ¤ ( 4p r 2 )
correspondant à (avec W 0 = I 0 ´ 1 ) :
Des études effectuées sur l’oreille ont montré que la sensibilité de
celle-ci dépendait de la fréquence et du niveau de pression acousti-
BM 4 179 - 4
I ¤ I 0 = ( W ¤ W 0 ) ( 1 ¤ 4p r 2 )
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■ Propagation en conduite
soit selon (6) :
Dans ce cas, la compressibilité est modifiée, de façon notable, par
l’élasticité et la déformation de la tuyauterie sous l’influence de la
pression. Pour des conduites cylindriques, qui représentent le cas le
plus ordinaire, la vitesse de propagation devient :
L p = 10 lg ( W ¤ W 0 ) Ð 10 lg ( 4p r 2 )
d’où, en se référant à (8), la relation entre Lp et LW :
L p = L W Ð 10 lg ( 4p r 2 )
(9)
L p = L W Ð 11 Ð 20 lg r
(10)
2. Bruit en milieu liquide
ou solide
c = c 0 [ 1 + ( E l D ) ¤ ( Ee ) ] Ð0, 5
avec
(12)
E
module d’élasticité du matériau,
El
module d’élasticité du liquide,
D
diamètre de la conduite,
e
épaisseur de la conduite.
La figure 4 [2] donne la vitesse du son dans l’eau pour une conduite d’épaisseur relative variable, et pour trois types de matériaux
usuels.
Une pompe en rotation génère du bruit sous trois formes ; le
bruit hydraulique, qui peut être considéré comme le bruit primaire
de la pompe, le bruit solidien qui est en même temps primaire et
secondaire, enfin le bruit aérien qui est un bruit secondaire généré
par les deux premiers à travers des radiateurs de bruit qui constituent une chaîne de transmission plus ou moins complexe, où les
tuyauteries jouent un rôle majeur.
■ Influence des gaz occlus
La présence de gaz occlus peut modifier de façon considérable la
vitesse du son, aussi bien en milieu infini que dans le cas d’une propagation en conduite. Il s’agit d’un problème pratique important, car
pour des raisons multiples, une pompe transporte souvent de l’eau
contenant une certaine quantité de gaz occlus.
2.1 Spécificités du bruit hydraulique
Si l’on excepte ce qui concerne la sensibilité de l’oreille, les
notions que nous venons de voir § 1, s’appliquent, pour la plus
grande part, au bruit hydraulique. Il existe cependant des différences importantes.
2.1.1 Célérité ou vitesse du son dans un liquide
■ Milieu infini, sans gaz occlus, à 20 °C :
c 0 = ( E l ¤ r ) 0, 5
(11)
El (Pa)
module d’élasticité du liquide,
r (kg/m3) masse volumique du liquide.
Pour de l’eau pure, c 0 = 1450 m/s à 20 °C. Pour de nombreux
liquides ne contenant pas de gaz occlus, la vitesse du son en milieu
infini est comprise entre 1300 et 1500 m/s. La vitesse du son est
environ 4 fois plus grande dans l’eau que dans l’air.
avec
Vitesse de propagation (m/s)
■ La figure 5 [1] donne dans le cas d’un mélange eau-air et à la
pression atmosphérique les célérités relatives c mélange/c liquide et
c mélange/c air en fonction de la concentration massique de l’air
dans le mélange.
1 600
1 400
1 200
1 000
Acier
800
Cuivre
600
400
200
PVC
0
0
■ Milieu infini, sans gaz occlus, à température élevée
10
20
30
40
50 60 70 80 90 100
Rapport D/e de la tuyauterie
Module d’élasticité de l’eau : 2 070 MPa
Masse volumique de l’eau : 1 000 kg/m3
La vitesse du son dans l’eau est fortement influencée par la température comme le montre la figure 3 [1].
Figure 4 – Vitesse du son dans une conduite
1 500
1 400
1 300
1 200
1 100
1 000
0
50
100
150
200
250
T (¡C)
Figure 3 – Vitesse du son dans l’eau chaude (doc. VDI 3733)
0,96
4
0,72
3
0,48
2
0,24
1
0
0
10--8 10--7 10--6 10--5 10--4 10--3 10--2 10--1 1
Concentration massique de l’air dans le mélange
Célérité dans le mélange
Célérité dans l’air
1 600
Célérité dans le mélange
Célérité dans le liquide
Vitesse du son (m/s)
Figure 5 – Influence des gaz occlus (doc. VDI 3733)
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BM 4 179 - 5
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
On note qu’il suffit d’une concentration massique air/eau de 10–7
pour réduire la célérité d’environ 28 %, et que la vitesse du son dans
le mélange descend à un niveau très bas, bien au-dessous de la
vitesse du son dans l’air pour une concentration intermédiaire de
l’ordre de 10–3.
Dans la pratique, il est souvent plus facile de mesurer directement
la célérité dans la conduite, à partir de trois capteurs de pression
régulièrement espacés, plutôt que d’estimer la quantité de gaz
occlus (inversement la mesure de la célérité permet une évaluation
approximative de la quantité de gaz occlus).
2.1.2 Pression de référence hydroacoustique
2.2.1 Célérité des ondes en bruit solidien
Un solide est un corps ayant une forme et des frontières, ce qui le
différencie profondément d’un gaz ou d’un liquide. La vitesse de
propagation d’un ébranlement dans un solide ne dépend donc pas
seulement des propriétés mécaniques du matériau, mais aussi de sa
forme. Nous ne considérerons dans ce qui suit que deux cas
particuliers :
■ Cas d’un volume tridimensionnel de grandes dimensions [3]
● Pour une onde longitudinale, caractérisée par un déplacement
des particules solides dans le sens de la propagation, la célérité est :
E(1 Ð n)
c l = ---------------------------------------( 1 + n ) ( 1 Ð2 n ) r
En hydroacoustique, le niveau de bruit Lp s’exprime, comme pour
le bruit aérien, par :
Cependant, p0 ne peut plus être le seuil de sensibilité de l’oreille,
et il convient de choisir une autre pression de référence. Dans la
majorité des cas, on choisit 1 Pa, ou 0,1 Pa. Cette valeur n’étant pas
normalisée, on pourra trouver dans la littérature des valeurs de Lp
exprimées avec une autre pression de référence.
Dans ce qui suit concernant le bruit hydraulique, nous conviendrons de préciser la référence en écrivant dB/1 Pa ou dB/0,1 Pa.
Numériquement, une pression fluctuante de valeur efficace
p e = 0,1 bar = 104 Pa correspond à :
L p = 20 lg ( 10 4 ¤ 1 ) = 80 dB ¤ 1 Pa
E
module d’élasticité du matériau,
n
coefficient de Poisson,
r
masse volumique.
● Pour des ondes transversales :
E
c t = ------------------------2(1 + n)r
0, 5
(15)
Exemple : dans un acier, c l est de l’ordre de 5000 à 5500 m/s, et c t
de l’ordre de 3100 m/s. La vitesse de propagation longitudinale dans un
acier est ainsi environ 4 fois la célérité dans l’eau et 16 fois la célérité
dans l’air.
■ Cas d’une poutre, ou d’un tronçon de tuyauterie
Pour une onde longitudinale de traction compression, la vitesse
de propagation est :
ou
E
c l = -----------------------(1 Ð n 2)r
L p = 20 lg ( 10 4 ¤ 0, 1 ) = 100 dB ¤ 0, 1 Pa
2.1.3 Puissance hydroacoustique dans un conduit
Par analogie avec la puissance acoustique du bruit aérien, on
peut, pour un conduit sans réflexions, définir une puissance hydroacoustique, égale au produit de la section par l’intensité Ic de l’onde
dans le conduit :
Wh = S I c
En supposant que l’énergie soit propagée sous forme d’ondes
planes et pour une pression de valeur efficace p e, la puissance
acoustique s’écrit :
(13)
Exemple : pour de l’eau pure désaérée, dans un conduit de 0,1 m2,
ayant un produit r c = 1,45.106 kg.m–2.s–1 et pour une pression fluctuante efficace pe = 0,1 bar = 104 Pa, la puissance hydroacoustique
est de 7 W.
(16)
Exemple : pour un acier c l = 5500 m/s environ.
La propagation d’un ébranlement de flexion ou de torsion dépend
de la géométrie de la poutre.
L’expression (16) ne s’applique qu’à une poutre isolée, sans contact avec le sol ou avec d’autres éléments de la structure.
2.2.2 Puissance acoustique ou vibratoire
Comme précédemment (§ 2.2.1), il n’est pas possible de donner
une expression générale pour la puissance acoustique qui dépend
de la forme du corps, de ses liaisons et qui serait d’une écriture
extrêmement complexe.
Dans le cas plus simple d’une vibration périodique, de période T
et d’une tuyauterie circulaire vibrant en traction compression flexion
[3] :
Ws = 1 ¤ T
avec
À l’intérieur d’une pompe, les vibrations, auxquelles correspond
le bruit solidien, sont générées de deux façons :
— directement, par exemple par les forces tournantes dues au
balourd, par un défaut d’alignement entre le moteur et la pompe,
par la pivoterie, etc.,
— de façon indirecte et secondaire par les forces que la pression
hydraulique fluctuante exerce sur la structure.
0, 5
Avec les mêmes symboles et les mêmes unités que l’équation
(14).
2.2 Spécificités du bruit solidien
BM 4 179 - 6
(14)
avec
L p = 20 lg ( p e ¤ p 0)
W h = S p e2 ¤ rc
0, 5
ò Nt t Qt t Mt t t
T
x
æ ( ) d
------- +
d
0è
N (t)
Q (t)
M (t)
dx dy
dq
------- , ------- et -----dt dt
dt
dy
( ) ------- +
d
dq
( ) ------ ö d
d ø
(17)
effort longitudinal,
effort tranchant,
moment de flexion,
vitesse de translation axiale, vitesse de
translation latérale, vitesse de rotation
d’une section droite particulière de la
tuyauterie, où Ws est évalué.
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Pour des vibrations qui ne sont pas périodiques (bruit), la formule
(17) reste valable en considérant que T n’est plus la période, mais un
temps suffisamment long pour caractériser le phénomène (théoriquement T = ¥ ; dans la pratique T est fini et relativement court).
3. Sources de bruit
d’une pompe
La modulation sur un tour du champ de vitesse à la sortie de la
roue génère aussi, au niveau du bec de la volute, un bruit purement
hydraulique. La fréquence fondamentale du phénomène est :
3.1.1 Bruit dû au défilement des aubes
fi = N
Il est généré par l’impact sur le bec de la volute (ou sur les ailes du
diffuseur) du champ de vitesse hétérogène régnant à la sortie de la
roue. C’est le signal hydraulique de plus grande amplitude.
Le bruit, dû au défilement des aubes de la roue, existe même pour
une réalisation parfaite du rotor. Il est lié aux mécanismes profonds
qui génèrent la pression dans la pompe. Pour cette raison, on
l’appelle aussi « bruit fondamental ». Il a pour fréquence :
avec
N
vitesse de rotation de la pompe,
nr
nombre d’aubes de la roue.
La roue d’une pompe est presque toujours réalisée en fonderie. Il
en résulte des écarts géométriques entre les différents canaux et un
champ de pression à la sortie de la roue qui n’est pas périodique.
Chaque canal a un champ de pression qui lui est propre, créant ainsi
une force radiale tournante dite balourd hydraulique.
Le balourd hydraulique se comporte, pour un point de fonctionnement donné, de la même façon qu’un balourd mécanique, en particulier il varie comme N 2. Il représente souvent en amplitude une
valeur égale à plusieurs fois celle du balourd mécanique.
3.1 Bruits hydrauliques
f r = Nn r
3.1.4 Bruit dû aux imperfections de réalisation
de la roue
(18)
La fréquence fr donne souvent lieu à des harmoniques d’amplitude élevée.
(21)
Selon la façon dont sont distribuées les imperfections de la roue,
cette fréquence peut fournir plus ou moins d’harmoniques, de rang
aléatoire, comme l’est la fonderie elle-même.
3.1.5 Bruit à l’entrée de la roue
Lorsque la roue est précédée de bras, ou d’un croisillon, ou d’un
coude assurant un changement de direction de 90°, le champ de
vitesse à l’entrée de la roue n’est pas uniforme. Le sillage d’un bras
rencontre une aile nr fois par tour et donne lieu à des phénomènes
proches de ceux qui existent sur le bec de la volute.
Ils sont cependant de moindre importance. En effet, le sillage
affecte surtout la vitesse débitante Wm1 qui est la petite composante
du vecteur W 1 = W m1 + W u1 . La fréquence du phénomène est :
f e = Nn r
3.1.2 Bruit dû à la présence d’un diffuseur
Lorsque la roue est suivie d’un diffuseur, outre le bruit dû au défilement des aubes de la roue, il existe une modulation de l’écoulement due à la présence des aubes du diffuseur. On trouvera une
description de ce phénomène dans la référence [9]. La fréquence
correspondante est :
f d = Nn d
(19)
avec nd nombre d’aubes du diffuseur.
Le bruit de fréquence Nnd est d’un niveau plus bas que le bruit de
fréquence fr.
Des fréquences composées ou d’interférence peuvent être rencontrées Nnrnd et N (nd ± nr) ; leur amplitude est faible.
3.1.3 Bruit dû à la fréquence de coïncidence
(22)
3.1.6 Bruit dû aux fuites internes
Les fuites internes se manifestent par des jets de liquide dont le
débit représente entre 1 et 15 % du débit de la pompe, selon son
nombre de tours spécifiques Ns [B 4 304], sa taille, ses jeux, la présence ou non d’un piston, etc. Les jets dissipent en totalité leur énergie selon deux mécanismes :
— par mélange turbulent avec le fluide ambiant, lorsque le jet se
disperse dans une enceinte grande vis-à-vis de sa propre dimension
(analogie avec le bruit de jet d’un réacteur d’avion) ;
— par impact, normal ou oblique, sur une surface.
En pratique, dans une pompe, les deux modes de dissipation se
rencontrent simultanément. Les jets peuvent être modulés par le
déplacement relatif de l’arbre dans le stator. On notera encore que
dans une section de fuite, la partie tournante est rarement centrée
dans le stator et que le jeu, et par conséquent le débit et la vitesse du
jet, sont variables en azimut.
Lorsque les nombres d’aubes nr et nd ne sont pas premiers entre
eux, apparaît une fréquence particulière due à la rencontre simultanée de plusieurs aubes du diffuseur avec plusieurs aubes de la roue.
Le bruit dû aux fuites n’a pas de fréquence vraiment bien définie.
Étant donné les niveaux d’énergie importants mis en jeu, il contribue de façon notable au bruit de fond de la pompe.
Exemple : si une roue qui porte 6 aubes est suivie d’un diffuseur à
12 aubes, il y aura pendant la rotation une coïncidence répétée entre
toutes les aubes de la roue, et une aube sur deux du diffuseur, à la fréquence Nnd.
3.1.7 Bruits générés par les tourbillons de Karman
Dans le cas général, la fréquence du phénomène est :
f c = Nn r n d ¤ ( PGCD de n r , n d )
avec PGCD plus grand commun diviseur.
(20)
Lorsqu’un obstacle est placé dans un écoulement (cas des bras
que l’on rencontre parfois dans une pièce d’aspiration), il donne lieu
à des décollements, et au phénomène des tourbillons de Karman
dont la fréquence est :
f t = SrV ¤ D
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(23)
BM 4 179 - 7
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
V
vitesse de l’écoulement,
D
dimension transversale de l’obstacle,
Sr
nombre de Strouhal (environ 0,2).
On notera que les aubes de la roue et les aubes du diffuseur ne
peuvent pas être assimilées à des obstacles. Au point de fonctionnement nominal, elles donnent lieu à des décollements faibles. En
dehors du point nominal, dans les zones de recirculation les mesures montrent des phénomènes aléatoires n’ayant pas la stabilité en
fréquence des tourbillons de Karman.
avec
Lp (dB/0,1 Pa)
50
40
6
30
3
20
1,5
10
m
m
/s
/s
m
/s
0
--10
3.1.8 Bruit dû à la turbulence
--20
C’est un bruit à large bande, dû à l’impact de noyaux turbulents
sur les parois de la pompe, ou sur celles de la tuyauterie. La figure 6
[5] montre l’importance de la turbulence dans un conduit long, d’un
diamètre de 0,2 m, où circule de l’eau, en fonction de la vitesse de
l’écoulement.
On notera, figure 6, le faible niveau de bruit dû à la turbulence. Il
représente à 100 Hz, pour V = 6 m/s, 16 dB/0,1 Pa, ou –4 dB/1 Pa.
On peut rattacher au bruit de turbulence le bruit créé par les circulations centrifuges qui existent dans les cavités situées de part et
d’autre de la roue, vis-à-vis du flasque avant et du flasque arrière.
Les vitesses de circulation s’y retrouvent totalement dégradées sous
cette forme.
1
10
100
1 000
f (Hz)
Figure 6 – Bruit dû à la turbulence dans une conduite
Pompes centrifuges radiales
∆Lp (dB)
Pompes hélico-centrifuges
Pompes à hélice
3
2
3.1.9 Bruits en régime désadapté
1
0
Lorsque la pompe fonctionne en régime désadapté (en dehors du
débit nominal), on constate un relèvement général du bruit et des
vibrations. À petit débit, ce relèvement est très net sur le bruit
hydraulique dû au défilement des aubes de la roue et sur le bruit de
fond à large bande dû aux recirculations.
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4 Q/Qn
avec Q débit
Qn débit nominal
La figure 7 [6] montre l’influence de la désadaptation sur le bruit
aérien pour les trois grandes familles de pompes rotodynamiques.
On constate que la sensibilité à un fonctionnement en dehors du
point nominal est d’autant plus grande que le nombre de tours spécifique Ns de la pompe est grand.
Figure 7 – Influence de la désadaptation sur le bruit aérien
3.1.10 Bruit dû à la cavitation
La fréquence générée par un désalignement, est, dans le cas le
plus général, égale au double de la vitesse de rotation :
C’est un bruit sans fréquence bien définie que l’on rencontre lorsque la pression d’aspiration descend au-dessous d’un certain seuil.
Il n’est donc pas de caractère général, à la différence des bruits que
nous venons d’examiner. L’étude du bruit de cavitation fera l’objet
d’un paragraphe séparé (§ 6).
3.2.2 Défaut de lignage
avec la machine d’entraînement
f a = 2N
Cependant, pour un accouplement n’ayant pas une raideur de
flexion isotrope, par exemple pour un accouplement présentant une
dissymétrie d’ordre 3, on trouvera aussi une fréquence égale à 3N.
3.2.3 Bruits générés par la pivoterie
3.2 Bruits d’origine mécanique
■ Le bruit généré par les coussinets lubrifiés à l’huile est lié à
des dissymétries, par exemple un défaut de cylindricité des soies
d’arbre. La dissymétrie n’exprime pas toujours un défaut de réalisation. Dans le cas d’un coussinet à 4 lobes, l’arbre au cours de son
mouvement orbital pourra générer la fréquence 4N.
3.2.1 Balourd mécanique
Il génère une force tournante, difficile à dissocier du balourd
hydraulique, autrement que par le calcul. Un essai en air ne permet
pas de caractériser le bruit dû au balourd seul. En effet, le système
élastique qui relie le rotor au stator est totalement différent en air de
ce qu’il est en eau. La fréquence du phénomène est :
fb = N
BM 4 179 - 8
(24)
Des coussinets cylindriques, peu chargés donnent lieu à un
fonctionnement instable. L’instabilité et le bruit qui en résulte ont
une fréquence proche de N/2. On remédie à ce défaut assez facilement en autochargeant le coussinet (coussinets offset, citron, etc).
■ Le bruit des roulements d’origine complexe se situe typiquement (mais non spécifiquement) dans un domaine s’étendant de
1500 à 5000 Hz. La puissance sonore des roulements varie selon
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Accélération γ (dB)
20 lg N. Nous verrons que le bruit hydraulique varie comme
20 lg N 2. Il en résulte que, pour une pompe donnée, le bruit des roulements s’estompe (en valeur relative) avec une augmentation de N.
■ Des bruits sont liés à la dynamique de l’arbre en eau. Dans une
pompe, l’arbre est relié élastiquement au stator, non seulement par
les paliers, mais aussi par les sections de fuite (labyrinthes) et plus
faiblement par les forces d’interaction roue-volute. Au niveau de ces
liaisons supplémentaires (par exemple un labyrinthe), des défauts
de réalisation peuvent générer des efforts dynamiques, de la même
façon que pour un coussinet. Enfin, il existe des circonstances où
l’arbre devient instable, sur une de ses fréquences propres (amortissement nul ou négatif). L’instabilité génère des vibrations de très
grande amplitude souvent incompatibles avec un bon fonctionnement de la pompe. La fréquence du phénomène correspond en
général à la première fréquence propre de l’arbre.
5
1
4
6
7
2
3
10 15
25
1
2
3
4
5
6
7
8
9
3.2.4 Fréquences liées à des phénomènes
de résonance
Ces fréquences ne correspondent pas vraiment à des sources de
bruit. Cependant, une fréquence propre de structure peut, en renforçant considérablement un bruit de fond, créer une raie très semblable à celle d’une véritable source.
8
9
9
50
100 150 250
500 1 000 1 500 2 500 5 000
f (Hz)
balourd mécanique + balourd hydraulique
lignage + harmonique 2 de 1
lignage + éventuellement harmonique 3 de 1
première résonance de structure
défilement des aubes de la roue 6 N = 150 Hz
deuxième résonance de structure
harmonique 2 de 5
bruit de la pivoterie à roulements
bruit de fond
Il est assez facile expérimentalement de mettre en évidence les
fréquences de résonance, en modifiant la vitesse de rotation de la
pompe. Ce sont les seules raies à ne pas subir un déplacement, en
fréquence, proportionnel à la vitesse.
Figure 8 – Exemple type du bruit vibratoire d’une pompe centrifuge
à volute
La vitesse critique, qui est due à la coïncidence d’une fréquence
propre de l’arbre avec la vitesse de rotation, entre dans cette catégorie. On notera que, dans ce cas, il ne s’agit pas du renforcement d’un
bruit de fond, mais du renforcement d’une fréquence préexistante,
bien définie (balourds mécaniques + hydrauliques).
L’addition quadratique fait que numériquement Lpr est peu différent de Lp correspondant à la raie la plus grande.
3.3 Exemple type du bruit d’une pompe
3.5 Évolution théorique du bruit
avec la vitesse
La figure 8 montre, sous une forme un peu schématisée, un
exemple d’analyse fréquentielle du bruit vibratoire d’une pompe
seule, c’est-à-dire, supposée entraînée par un moteur silencieux de
nature non spécifiée. La représentation est faite en bandes fines (par
opposition avec une analyse par octave ou par tiers d’octave,
cf. § 8.4.1).
La pompe est du type centrifuge à volute, sa vitesse de rotation
est N = 1500 tr/min (25 tr/s) et sa roue porte six aubes. Le niveau de
bruit est caractérisé par les accélérations mesurées par un accéléromètre placé sur le corps de la pompe. Le déplacement des parois du
corps de la pompe constitue un des radiateurs du bruit aérien.
La hauteur des raies sur la figure 8 correspond à leurs amplitudes
relatives.
Si l’on avait porté en ordonnée le bruit hydraulique sur la bride de
refoulement au lieu de l’accélération sur le corps de la pompe, la
figure aurait comporté les mêmes fréquences. Par contre, la distribution relative en amplitude aurait été très différente.
Nous verrons plus loin (§ 8.5) la distribution en amplitude des
raies d’un spectre de vibration comparativement à celle d’un spectre
de bruit hydraulique ou aérien.
3.4 Bruit global
Lorsque le bruit est caractérisé par un spectre de raies, la pression
efficace résultante est égale à la somme quadratique des pressions
2 = p 2 + p 2 + ¼ Le niveau de bruit
efficaces de chaque raie : p er
e1
e2
global est alors :
L p r = 20 lg ( p er ¤ p 0 )
Exemple : deux raies caractérisées par Lp = 80 et 70 dB respectivement auront pour résultante Lpr = 80,4 dB.
Dans une pompe non cavitante, et pour un point de fonctionnement donné caractérisé par Q/N = Cte (avec Q débit), toutes les
pressions, y compris les pressions de perturbation, varient comme
le carré de la vitesse. On doit donc s’attendre, puisque
Lp = 20 lg (pe/p0) à ce que le niveau de bruit hydraulique varie
comme :
D L p = 20 lg ( N 2 ¤ N 02)
(25)
D L p = 10 lg ( N 4 ¤ N 04)
(26)
ou
avec N0 vitesse de référence quelconque.
Un doublement de N se traduit par une augmentation du niveau de
bruit D Lp = 12 dB et l’intensité acoustique varie, selon l’équation (2),
comme p 2, c’est-à-dire comme N 4.
Si la transformation du bruit hydraulique en bruit aérien se fait de
façon linéaire, on peut s’attendre à ce que le bruit aérien dépende de
la vitesse selon les mêmes lois, c’est-à-dire selon l’équation (25).
On trouvera dans la littérature des expressions qui relient le
niveau de bruit hydraulique à 20 lg (QH / N ) et le niveau de bruit
aérien à 10 lg (QHN ), H étant la hauteur fournie par la pompe. Ces
expressions reviennent aux équations (25) et (26), puisque Q est
proportionnel à N et H à N 2.
Exemple : la figure 9 [7] montre des évolutions du bruit qui sont
compatibles avec les lois théoriques (25) ou (26). En particulier, on
constate une augmentation de 12 dB sur le bruit aérien et sur le bruit
hydraulique, lorsque la vitesse passe de 1500 à 3000 tr/min.
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BM 4 179 - 9
Lp (dB A)
Lp (dB / 0,1 Pa)
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
110
Vr /u2
V u /u 2
0,6
0,5
0,2
90
0,4
Vr0 /u2 = 0,15
85
100
Vu0 /u2
0,3
0,1
0,2
80
0,1
0
75
90
0
0
0,5
1
β/ta
0
0,5
1
β /t a
70
80
1 000
65
1 500
2 000
3 000
Figure 10 – Distribution angulaire des composantes de la vitesse
entre roue et bec de volute
4 000
N (tr / min)
En bleu, le bruit aérien
En noir, le bruit hydraulique
Figure 9 – Exemple d’évolution du bruit hydraulique
et du bruit aérien avec la vitesse
La brusque remontée du bruit aérien à partir de 3000 tr/min, associée à une chute du bruit hydraulique, pourrait être liée à une cavitation naissante (§ 6.3).
4. Analyse du bruit
dû au défilement
des aubes de la roue
4.1 Représentation du champ de vitesse
sortie roue
Pour essayer de comprendre comment la simple distorsion de
l’écoulement peut générer des pressions aussi grandes que celles
qui sont nécessaires à la création du bruit fondamental, plaçonsnous dans le cas d’une pompe centrifuge pour laquelle on a mesuré,
au vélocimètre laser, à 5 % au-delà du rayon extérieur r2 de la roue
le champ de vitesse de l’écoulement représenté sur la figure 10.
Les coordonnées de la figure 10 sont :
— en ordonnée, la vitesse radiale Vr et la vitesse tangentielle Vu
rapportée à la vitesse périphérique u2 sur le rayon extérieur de la
roue ;
— en abscisse, la distance angulaire b d’un point M rapportée au
pas angulaire de la roue ta (°) = 360/nr.
À partir des données de la figure 10, on a calculé et porté dans le
tableau 1 l’amplitude V et la direction q = tg –1 (Vr/Vu) du vecteur
vitesse résultant.
Les deux dernières lignes du tableau montrent comment
le vecteur vitesse est modulé en amplitude et en direction
(autour de valeurs moyennes égales à Vr0/u2 = 0,15 Vu0/u2 = 0,40
V0/u2 = 0,43 q 0 = 20,5°).
BM 4 179 - 10
Tableau 1 – Vecteur vitesse résultant
b /ta
0
0,1
0,2
0,4
0,6
0,8
0,9
Vr/u2
0,1
0,15
0,16
0,154
0,175
0,228
0,03
0,1
Vu/u2
0,58
0,47
0,40
0,35
0,5
0,40
0,20
0,58
V/u2
0,59
0,49
0,43
0,38
0,53
0,46
0,20
0,59
q (°)
9,8
17,7
21,8
23,7
19,3
29,7
8,5
9,8
1
4.2 Pressions générées
par le champ de vitesse
4.2.1 Modulation en amplitude
Elle est caractérisée par une vitesse V/u2 qui évolue entre la valeur
minimale de 0,20 et la valeur maximale de 0,59, soit 0,47 et 1,37 fois
la vitesse moyenne (0,43). En supposant que le bec de la volute soit
placé au point de mesure, c’est-à-dire à 5 % au-delà du diamètre de
la roue, il supporterait une pression d’arrêt (Pa = V 2r/2) évoluant
entre 0,22 fois et 1,87 fois la pression d’arrêt moyenne.
Il est intéressant de chiffrer les valeurs ci-dessus en fonction de la
variation de pression D P fournie par la pompe :
D P = hr
avec h (J/kg) hauteur fournie par la pompe.
Le coefficient manométrique de Rateau pour cette pompe est
h
m = ------ = 0, 4 , d’où D P = 0, 4 ru 22 . La pression d’arrêt sur le bec de
u2
volute, pour la vitesse la plus basse est :
P a1 = ( 0, 20 u 2) 2 r ¤ 2 = 0, 02 ru 22 = 0, 05 D P
Pour la vitesse la plus haute, la pression d’arrêt est :
P a2 = ( 0, 59 u 2) 2 r ¤ 2 = 0, 43 D P
Ainsi la seule modulation d’amplitude de la vitesse d’écoulement,
en supposant une direction d’approche constante et égale à la direction moyenne de la vitesse, conduit déjà à une fluctuation de pression crête à crête égale à 0,43 – 0,05 = 0,38 D P avec D P pression
fournie par la pompe.
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
4.2.2 Modulation angulaire
dire la valeur de Lp (dB) au niveau de la bride de refoulement de la
pompe.
Elle est caractérisée par un angle moyen q 0 = 20,5°, un angle
minimal q m = 8,5°, un angle maximal q M = 29,7°. Avec un bec de
volute dessiné, comme cela est usuel, pour la direction moyenne de
l’écoulement, les incidences minimale et maximale sont de 9,2 et
12°.
Pour la compréhension des phénomènes, on peut faire la représentation suivante. Le bec dans sa partie active constitue une source
de bruit de surface limitée, supportant de grandes fluctuations de
pression. La puissance acoustique du bec est d’après les équations
(2) et (4) :
Si l’on assimile le bec de volute dans sa partie avant à la partie
antérieure d’une aile d’avion sans cambrure, on constate, en se
reportant à des répartitions de vitesse mesurées en soufflerie, que
pour de telles incidences la pression locale près de l’entrée peut
évoluer entre la pression totale, (pression d’arrêt) et la pression
totale diminuée d’environ 2 fois V 2 r / 2, soit une variation égale à
2 fois la pression dynamique.
Comme précédemment, ces valeurs peuvent être rapportées au
DP fourni par la pompe : pour une vitesse moyenne V0 = 0,43 u2, la
pression dynamique :
V 02 r ¤ 2 = 0, 092 ru 22 = 0, 23 D P
Ainsi la modulation angulaire à vitesse d’approche supposée
constante et égale à la vitesse moyenne V0 conduit à une fluctuation
de pression crête à crête égale à 2 ´ 0, 23 = 0, 46 D P .
Wb =
ò p rc S
2
eb ¤
(
) d
Sb
En supposant que la puissance acoustique se transmette sans
aucune déperdition et intégralement vers la bride de refoulement de
la pompe, ou la pression est per, on aura égalité entre la puissance à
la sortie de la pompe et celle du bec, soit encore :
ò p rc S ò p rc S
(
Sr
2
er ¤
) d
=
(
2
eb ¤
) d
Sb
Dans le cas particulier où per et peb sont uniformes sur les surfaces de la bride et du bec, la relation précédente s’écrit :
2
2
p er
= p eb
( S b ¤ S r)
4.3 Effet global et valeurs numériques
Dans les § 4.2.1 et 4.2.2, pour des raisons de simplicité et pour des
raisons didactiques, nous avons séparé la modulation d’amplitude
et la modulation d’incidence.
On aurait pu accéder à l’effet global, en estimant (à partir de V et
de l’incidence i ) pour chaque point du tableau les valeurs locales
minimales et maximales de la pression. On aurait trouvé que les
valeurs extrêmes de pression étaient obtenues en des points qui ne
correspondaient ni aux valeurs extrêmes de vitesse, ni aux valeurs
extrêmes d’incidence. Cette procédure aurait constitué une forme
embryonnaire de calcul de la pression fluctuante sur le bec de
volute.
Nous retiendrons que l’ordre de grandeur des fluctuations de
pression, pour un bec de volute situé sur r2 + 5 % (c’est-à-dire assez
près de la roue) peut atteindre, sur des surfaces très localisées et
toutes petites, envion 0,4 DP.
Sur des surfaces moins restreintes (par exemple la surface d’un
capteur de pression), on trouverait des fluctuations de pressions
plus faibles. Des mesures effectuées en CETIM, en air, sur une roue
de pompe centrifuge ouverte [8] ont montré des pressions fluctuantes, crête à crête, de l’ordre de 0,2 à 0,3 DP, c’est-à-dire un ordre de
grandeur compatible avec ce que nous venons d’estimer.
Exemple : soit une pompe, de même structure que celle de notre
exemple, fournissant en eau une hauteur de 50 m, correspondant à
DP = 4,9.105 Pa ; elle subit sur le bec de volute (selon essais du CETIM)
une pression fluctuante d’environ 0,25 ´ 4, 9 × 10 5 = 1, 22 × 10 5 Pa ,
crête à crête, soit une pression efficace p e = 4, 3 × 10 4 Pa .
Un capteur à surface affleurante situé sur le bec de volute enregistrerait Lp = 20 lg (pe / 0,1) = 113 dB/0,1 Pa.
Dans le cas d’une pompe munie d’un diffuseur, les phénomènes
ne seraient pas très différents de ce qu’ils sont pour une pompe à
volute.
4.4 Évolution de la pression
en aval du bec de volute
Les fluctuations de pression Peb au niveau du bec de la volute ne
représentent pas encore le bruit hydraulique de la pompe, c’est-à-
(27)
La surface de la bride Sr étant toujours beaucoup plus grande que
la surface active du bec Sb, on peut s’attendre à une valeur de per à
la sortie de la pompe notablement plus petite que la pression efficace existant sur le bec de la volute, et cela même sans pertes dans
la volute.
Le niveau de bruit Lp que l’on mesure à la sortie d’une volute est
effectivement très inférieur à celui qui existe à proximité immédiate
du bec, d’une quantité de l’ordre de 10 à 20 dB (réduction de pe d’un
facteur de 3 à 10).
Exemple : ainsi pour la pompe de notre exemple (§ 4.3) qui a
donné 113 dB/0,1 Pa près du bec de la volute, la valeur de Lp à la sortie
de la pompe serait d’environ 93 à 103 dB/0,1 Pa.
5. Prédiction du bruit
par le calcul
La prédiction du bruit reste un problème difficile, qui nécessite
des moyens de calcul importants. Elle ne peut être faite que de façon
approchée. Nous ne traiterons ici que des 2 raies principales que
l’on rencontre sur une pompe :
— la raie à la vitesse de rotation N, d’origine mécanique ;
— la raie à la fréquence nr N (défilement des aubes de la roue).
5.1 Raie à la fréquence N
5.1.1 Détermination des efforts transmis au stator
Les efforts ont pour origine [B 4 306, § 1]
— le balourd mécanique et le balourd hydraulique ;
— les forces tournantes produites par la déformation de l’arbre et
le mouvement orbital de ses différentes sections ;
— les forces hydrauliques qui s’exercent sur le mobile (en particulier au niveau des sections de fuite) [B 4 306, § 2].
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BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
Les forces sont transmises au stator par les liaisons élastiques qui
existent entre le rotor et le stator, c’est-à-dire principalement les
paliers et les sections de fuite [B 4 306, § 1].
Le calcul des efforts transmis au stator est fait, explicitement ou
implicitement, par les logiciels de dynamique du rotor. Cependant,
l’objectif de tels logiciels n’étant pas le calcul des forces, la valeur de
celles-ci ne fait pas toujours partie des sorties naturelles du programme.
On trouve les logiciels, tel CETIM RODYN, qui comportent une
option permettant d’accéder à la valeur des forces, ce qui les rend
aptes à une utilisation dans le domaine qui nous concerne.
Les efforts aux appuis, ainsi calculés, ne représentent pas encore
les mouvements vibratoires du corps de la pompe, mais ils représentent déjà, pour une vitesse et une fréquence donnée, un terme de
proportionnalité approchée de l’état vibratoire. Il devient déjà possible de rechercher l’influence des grands paramètres mécaniques
(nature de la pivoterie, jeux aux labyrinthes, dimensions et géométrie de l’arbre, qualité d’équilibrage, etc.).
5.1.2 Détermination des déplacements
au niveau des appuis
Dans ce qui précède, c’est-à-dire dans un calcul normal de dynamique du rotor, on admet que le stator est immobile et que seul le
rotor est animé de mouvement.
Il est cependant possible de réaliser un calcul couplé de dynamique du rotor et de dynamique du stator. Le calcul commence par
une analyse modale du stator en utilisant (par exemple) une
méthode d’éléments finis. Le calcul de dynamique du rotor est alors
repris en lui associant le calcul modal.
Nota : L’analyse modale est la recherche des fréquences propres, des déformées modales et de l’amortissement modal d’une structure mécanique.
Les déplacements du rotor se trouvent remplacés par des déplacements différentiels et la procédure de calcul conduit à connaître
non seulement la déformée du rotor mais aussi les déplacements du
stator au niveau des appuis. Un tel calcul a été conduit au CETIM et
a donné des résultats particulièrement intéressants.
On dispose, en utilisant une telle procédure, de vibrations calculées qui représentent de très près le problème posé et qui permettent (au prix de calculs assez longs) de rechercher les conditions
nécessaires pour obtenir une vibration minimale sur le corps de la
pompe.
Ce que nous venons d’étudier représente le « bruit » vibratoire du
corps de la pompe. Le calcul, à partir de l’état vibratoire du stator, du
rayonnement acoustique extérieur (qui permettrait d’accéder au
bruit aérien) reste un problème difficile.
Remarque importante : on constate encore certains écarts
entre l’expérience et les calculs de dynamique du rotor, en particulier pour ce qui concerne l’amortissement. Les résultats obtenus par les deux procédures de calcul que nous venons de
décrire se situent à l’intérieur de cette plage d’incertitude. Néanmoins, l’intérêt du calcul demeure et son potentiel reste grand.
5.2 Raie à la fréquence de défilement
des aubes nr N
5.2.1 Calcul ne faisant appel qu’à la mécanique
des fluides
Navier (avec les termes d’inertie de la forme ¶/¶ t ). La référence [4]
est un exemple d’application de la méthode, avec pour code N3S,
sous sa forme « multidomaines ». Le calcul est fait pour une pompe
à diffuseur ayant un entrefer de 6 %.
La procédure de calcul comporte un maillage glissant qui permet
de déplacer, par étapes successives, la position angulaire de la roue
par rapport à celle du diffuseur. Dans la pratique, les déplacements
sont réalisés avec des pas de un degré ou d’une fraction de degré
selon la géométrie de la pompe.
Le calcul est fait pour des intervalles de temps correspondant au
déplacement et sans attendre une convergence qui conduirait, pour
un temps long, et une position donnée, à un calcul stationnaire de
l’écoulement.
Le débit dans la pompe est imposé à une valeur constante. Il est
probable qu’en réalité, le débit soit modulé et que l’hypothèse du
calcul conduise à une prédiction un peu par excès des fluctuations
de pression.
Conditions aux limites : on admet à la sortie de la roue une
pression moyenne constante, mais dépendante du temps en un
point donné. La pression d’entrée est calculée par le programme. Elle est, en général, fonction du temps et des variables
d’espace dans le plan de contrôle situé devant la roue. La hauteur fournie par la pompe est donc calculée et non imposée.
Un calcul, fait en écoulement bidimensionnel et en arrêtant la
pompe à la sortie du diffuseur [4], donne une assez bonne concordance entre les vitesses instantanées calculées et les vitesses expérimentales fournies par [9]. Le calcul montre aussi une influence très
importante du diffuseur sur l’écoulement dans la roue. Celui-ci se
trouve profondément modifié par rapport à ce qu’il est lorsque
l’espace aval est représenté par un diffuseur lisse (sans obstacles).
Dans un calcul tridimensionnel [26] réalisé avec les mêmes
moyens de calcul que précédemment, sur la même roue que précédemment, le maillage 3D comportait 270 000 nœuds. Les pressions
instationnaires calculées, traduites en termes de pression efficace et
de niveau de bruit (20 lg pe) se comparent de façon satisfaisante aux
mesures, l’écart étant de l’ordre de 3 dB ou moins. L’intérêt de la
méthode est évident et son potentiel grand. On retiendra que le calcul demande des moyens informatiques très importants et des
temps de calcul longs surtout lorsqu’il s’agit d’un calcul 3D.
■ Calcul en écoulement pseudo-stationnaire
Il consiste à faire apparaître l’état instationnaire comme la succession d’états stationnaires correspondant à des positions relatives
successives de la roue et du diffuseur. Plusieurs niveaux de complexité sont possibles selon que l’on prend en compte, ou non, la
viscosité, l’influence du diffuseur sur l’écoulement dans la roue, etc.
La comparaison des vitesses calculées en écoulement stationnaire et en écoulement instationnaire [4] montre des différences
relativement modestes. Malgré cela, la validité d’une telle procédure
est mal connue.
La méthode présente par contre un avantage marqué pour ce qui
concerne la complexité du maillage et le temps de calcul. En effet, le
calcul instationnaire nécessite la modélisation de toutes les aubes
de la machine, roue et diffuseur, ce qui conduit à un maillage environ 20 fois plus important (à densité égale) qu’en écoulement
pseudo-stationnaire. Le temps de calcul global peut alors être multiplié par un facteur de l’ordre de 50.
5.2.2 Logiciel HARMONY commercialement
disponible
■ Calcul en écoulement visqueux instationnaire vrai
Il est effectué avec un programme de calcul de type Navier-Stokes
instationnaire, c’est-à-dire résolvant les équations complètes de
BM 4 179 - 12
Le programme HARMONY MKI, développé par IRI et le CETIM,
est l’un des rares logiciels de calcul du bruit hydraulique existant
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actuellement. Il comporte un calcul en plusieurs étapes, que l’on
peut résumer comme suit.
Maquette expérimentée en air
On détermine d’abord le champ de vitesse à la sortie de la roue
par un calcul bidimensionnel pour un écoulement non visqueux. La méthode utilisée, dite « Discret Vortex Method », prend
en compte une séparation possible de l’écoulement de la surface de
l’aube lorsque certaines conditions locales sont atteintes. Par cet
aspect, la méthode diffère d’un code de calcul habituel pour un
écoulement non visqueux.
24 21 26
2320 25
19
18
17
Le calcul ne prend pas en compte l’interaction volute-roue.
Comme au § 5.2.1, on suppose le débit dans la roue constant.
22
La partie principale du calcul consiste en l’étude de la propagation
acoustique du champ de vortex issu de la roue à l’intérieur de la
volute. Le modèle mathématique utilisé est basé sur une association
des modes acoustiques et de vortex et le calcul est réalisé par une
méthode non stationnaire de différences finies.
Il est possible de prendre en compte des conditions aux limites réalistes à la sortie de la pompe, de deux façons :
— le code dispose d’une petite librairie contenant des éléments de circuit (tuyau droit, coude, vanne, etc). Cela permet de
constituer un tronçon de circuit proche de la réalité à la sortie de
la pompe ;
— lorsque l’on dispose d’un code de calcul de réseaux de
tuyauteries (par exemple CIRCUS [10]), il est possible de représenter le circuit par son impédance au niveau de la bride de
refoulement.
La méthode est d’un emploi simple malgré sa complexité apparente. Les résultats qu’elle fournit ont été comparés, par le CETIM,
avec un certain nombre de résultats expérimentaux de bruit hydraulique. La figure 11 compare en 17 points, s’étendant de la sortie
roue à la sortie volute, le niveau de bruit obtenu par le calcul et par
l’expérience pour une maquette de pompe expérimentée en air,
fonctionnant près du débit nominal. Cette comparaison fait apparaître un écart de 9 dB tout près du bec de volute (qui intéresse peu
l’utilisateur) et un écart de l’ordre de 2 dB dans la partie terminale de
la volute aux points 20 à 26. Une comparaison similaire a été faite
sur une autre pompe. Elle a montré entre l’expérience et le calcul un
écart de l’ordre de 2 dB en sortie de la volute. L’incertitude de ± 2 ou
3 dB constatée sur ces exemples peut être considérée comme très
satisfaisante.
Le programme HARMONY peut être utilisé en introduisant non
pas la géométrie de la roue mais une distribution de vitesse, mesurée, ou calculée à la sortie de la roue, permettant de prendre en
compte des effets visqueux et tridimensionnels dans la roue.
HARMONY permet de calculer les efforts dynamiques sur le bec de
la volute (entrée obligée vers un calcul de fatigue de la structure). Il
permet aussi de calculer les efforts dynamiques F (t ) s’exerçant sur
la roue, par sommation des efforts élémentaires p dS (entrée possible vers un programme de dynamique d’arbre pour l’évaluation des
vibrations forcées du rotor à la fréquence nr N).
Enfin, HARMONY permet d’évaluer le déplacement périodique
d’enveloppes de formes simples comme les tuyauteries lorsqu’elles
sont soumises à la pression fluctuante. Dans un cas plus général, il
fournira les données d’entrée vers un programme de calcul des
déformations dynamiques de la structure constituée par la volute et
les tuyauteries.
La connaissance des mouvements superficiels de la structure
constitue un premier pas vers le calcul du rayonnement acoustique
extérieur, qui reste encore un calcul difficile et incertain.
Débit : 50 m3/h
Vitesse : 1 400 tr/min
Niveau de bruit crête à crête (dB/1 mPa)
La méthode par son aspect bidimensionnel est limitée à la zone de
Ns des roues vraiment centrifuges. Enfin, elle n’est valable (comme
les autres méthodes) que pour une certaine zone de débit (non précisée) de part et d’autre du débit nominal.
0
16
15
11
14
13
10 12
90
80
70
60
50
40
6 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 23 24 25 26
Point
Fonctionnement près du débit nominal
Les raies foncées représentent le calcul et les raies claires l'expérience
Figure 11 – Comparaison du niveau de bruit calculé
par le code HARMONY avec l’expérience
6. Bruit généré
par la cavitation
6.1 Nature et origine du phénomène
La cavitation est due au passage en phase vapeur d’une fraction
plus ou moins grande du liquide pompé. Elle apparaît initialement
dans des zones précises et limitées où la pression est basse et
atteint la tension de vapeur. Le bruit de cavitation n’existe donc que
dans des conditions particulières, lorsque la pression P0 à l’aspiration de la pompe descend au-dessous d’un certain seuil.
Le bruit de cavitation est dû à l’implosion de bulles ou de poches
de vapeur, soit sur elles-mêmes, soit sur une paroi. L’implosion des
bulles se fait lorsqu’elles transitent d’une zone de faible pression
vers une zone de forte pression. La valeur locale du gradient de
pression, à l’endroit où les bulles se referment, conditionne la violence du phénomène et ce qui en découle : le bruit et l’érosion.
En dehors des phénomènes d’implosion, la cavitation intervient
sur le bruit, de deux façons secondaires.
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BM 4 179 - 13
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
■ Lorsque la poche de vapeur grandit et s’étend à la quasi-totalité
des aubages, la modification des formes vue par le fluide (qui suit le
contour de la poche) transforme le champ de vitesse à la sortie de la
roue. Il en résulte une altération de la hauteur théorique (par variation de u 2 × V u2 ) fournie par la pompe et un changement du bruit
créé par le défilement des sillages devant le bec de la volute, car la
forme des sillages est transformée.
■ Dès que le pourcentage de vapeur atteint un certain seuil, les
mécanismes de propagation du bruit sont totalement modifiés. On
se reportera à la figure 5 qui montre que pour un pourcentage d’air
supérieur à 10–4 en masse, la vitesse du son dans le mélange diphasique tombe pratiquement à zéro. Il en va de même pour le mélange
eau vapeur.
Ces 2 influences secondaires de la cavitation sur le bruit, qui ne
doivent plus rien aux phénomènes d’implosion, n’interviennent que
dans la phase terminale de cavitation où les caractéristiques de la
pompe sont affectées. Elles jouent alors un rôle dominant.
6.2 Description du phénomène
au point nominal
Lorsque l’on essaie une pompe sur un banc d’essai spécifique à la
cavitation, c’est-à-dire pourvu de moyens de mesure et de moyens
d’observation comportant des hublots et un éclairage stroboscopique, on reçoit des informations concernant la nature et l’intensité de
la cavitation de 3 façons différentes :
— par la mesure du bruit de cavitation ;
— par l’observation visuelle des bulles ou des poches de vapeur ;
— par l’altération des caractéristiques de la pompe, lorsque P0
atteint les valeurs les plus basses.
Il est ainsi possible de corréler l’évolution du bruit (nature, intensité, fréquence) à celle des autres mesures ou observations, pour
chaque étape de la cavitation. La description de cette corrélation est
importante pour comprendre le bruit de cavitation.
Partant de P0 suffisamment grand pour qu’il n’y ait pas de cavitation, on détermine le bruit propre de la pompe en dehors de tout
passage en phase vapeur. Lorsque P0 diminue, toute les modifications du spectre de bruit peuvent être imputées à la cavitation, et
l’on observe la succession des phénomènes suivants.
■ Étape 1 : on constate d’abord, pour des valeurs encore très élevées de P0 (et si l’on dispose d’hydrophones suffisamment sensibles
en HF), l’apparition d’un phénomène acoustique hydraulique de faible intensité et d’une fréquence très haute, typiquement de 30 à
40 kHz, mais pouvant dépasser largement 100 kHz.
Ce bruit, inaudible par l’oreille, est généré par l’apparition de
microbulles de quelques micromètres qui, après une courte durée
de vie, implosent sur elles-mêmes, pour la plupart sans toucher la
paroi.
On ne constate aucun autre phénomène. Les bulles, compte tenu
de leur taille, ne sont pas visibles ; les niveaux globaux de bruit
aérien et hydraulique ne sont pas modifiés, et il n’y a aucune chute
de caractéristique.
■ Étape 2 : elle est marquée par l’apparition des premières bulles
visibles, généralement, en dehors de la surface des aubes, dans
l’entrefer des roues ouvertes ou à la sortie de la section de fuite
d’une roue fermée (pour certaines roues fermées, cette étape peut
être manquante ou rattachée à l’étape 3).
Dans cette étape, les phénomènes de cavitation sont encore insuffisants pour modifier de façon mesurable le bruit global hydraulique
ou aérien de la pompe, mais on constaterait, par une analyse en fréquence, une modification du spectre de bruit, dans le prolongement
de ce que l’on a déjà mentionné à l’étape 2.
On retiendra que le NPSHf qui est le critère dominant pour l’érosion de cavitation, et qui définit dans ce cadre-là 2 domaines, ne correspond plus à aucun seuil dans le domaine du bruit.
■ Frontière entre les étapes 3 et 4 : elle est marquée par l’apparition sur les aubes d’une cavitation suffisante pour modifier de
façon mesurable le niveau de bruit global soit aérien soit hydraulique de la pompe. Le seuil correspond [B 4 313] au NPSHb. La poche
de cavitation est alors bien visible sur les aubages de la roue.
Le NPSHb marque un seuil, qui est conventionnel et peut correspondre à la modification d’un signal acoustique quelconque.
Cependant, le bruit global est de loin celui qui intéresse le plus
l’utilisateur et on le prendra pour critère.
■ Étape 4 : elle s’étend, sans discontinuité, du NPSHb jusqu’au
NPSHd [B 4 313] qui marque le début d’une chute de la hauteur fournie par la pompe. D’un point de vue acoustique, elle est marquée
par une augmentation continue du bruit aérien et une réduction du
bruit hydraulique dans le conduit d’aspiration (valeurs mesurées sur
la figure 12).
■ Étape 5 : elle s’étend, au-dessous du NPSHd, jusqu’à l’effondrement complet des caractéristiques de la pompe. Le NPSH 3 % est un
point particulier du domaine. Cette étape est marquée par la prépondérance des phénomènes acoustiques secondaires (§ 6.1).
On constate, dans cette zone, avec la chute de P0, d’abord une
augmentation du bruit aérien et du bruit hydraulique, puis leur passage par un maximum, puis leur effondrement. Dans cette phase
terminale, la pompe est remplie d’un très grand volume de vapeur.
6.3 Exemple d’une pompe centrifuge
La figure 12 [7] présente des essais réalisés sur une pompe centrifuge. Malheureusement, P0 n’a pas atteint une valeur suffisante
pour que soit visible la première phase de l’étape 4 qui marque la
modification initiale de la puissance acoustique globale hydraulique
ou aérienne.
L’étape 4 est marquée par une augmentation continue du bruit
aérien, d’au moins 7 dB et une réduction du bruit hydraulique
d’environ 5 dB dans le conduit d’aspiration. Des évolutions plus
importantes auraient été constatées si l’on avait disposé de points
d’essais pour P0 > 800 mbar.
L’étape 5 est marquée par une nouvelle augmentation du bruit
aérien de 6 dB (soit un total de 13 dB depuis l’état initial). Le bruit
aérien redescend ensuite après être passé par un maximum qui se
produit alors que la hauteur de la pompe s’est effondrée de moitié.
Dans cette même zone, le bruit hydraulique du conduit d’aspiration remonte d’abord de 3 dB, avant de s’effondrer en même temps
que la hauteur de la pompe. On remarquera que le maximum du
bruit hydraulique est décalé par rapport au maximum du bruit
aérien.
Le bruit généré par la cavitation d’entrefer est insuffisant pour
modifier le niveau de bruit hydraulique global de la pompe. Si le
bruit de fond est petit, une analyse en fréquence pourra montrer un
relèvement localisé et petit de ce bruit de fond.
6.4 Bruit de cavitation en dehors du point
nominal
■ Étape 3 : elle est marquée par l’apparition des premières bulles
visibles sur les ailes de la roue. Son début correspond au NPSHf
[B 4 313] et s’étend de façon continue jusqu’au NPSHb.
En dehors du point nominal, on retrouve les mêmes 6 étapes de
cavitation que précédemment, mais avec une modification de leur
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4
80
85
80
75
1
NPSHd
Début de chute
des performances
hydrauliques (NPSHd)
250
0,5
350
450
550
650
750
Pression absolue dans la ligne d’aspiration P0 (mbar)
75
70
Niveau de bruit hydraulique à l'aspiration (dB / 0,1 Pa)
5
90
Hauteur relative de la pompe
(valeurs relatives)
Niveau de bruit aérien (dBA)
____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Figure 12 – Évolution du bruit aérien hydraulique
d’une pompe centrifuge en régime cavitant
importance relative et surtout un déplacement de leurs seuils
d’apparition.
Le NPSHb (qui marque le début d’une cavitation suffisante pour
modifier les niveaux de bruit de la pompe) est minimal au point de
meilleur rendement et remonte de part et d’autre de ce point [B 4 313,
figure 6].
Le NPSHb passe par un maximum, en même temps que le NPSHf,
pour un débit dont la valeur est comprise entre 0,6 et 0,8 Qn et qui
correspond au début des recirculations à l’entrée de la roue. Pour ce
débit, le bruit de cavitation apparaîtra de façon beaucoup plus précoce et sera en général plus intense qu’au débit nominal.
Pour des régimes à petit débit, où des recirculations importantes
sont constatées, les premières poches de vapeur visibles peuvent
apparaître, bien avant la présence de bulles sur les ailes de la roue.
Elles se situent au centre de noyaux tourbillonnaires fugitifs qui
implosent sur eux mêmes. Le phénomène donne lieu à une émission acoustique importante, audible à l’oreille près de la pompe.
7. Bruit des moteurs
d’entraînement
L’objet de ce paragraphe est de comparer le bruit d’une
pompe avec celui d’un moteur, en niveau d’une part, en fréquence d’autre part. Il en résultera des informations pratiques simples sur le bruit aérien d’un groupe motopompe.
Nous ne considérerons que les moteurs électriques asynchrones qui constituent le mode d’entraînement privilégié des pompes.
Sur ce type de machine, on peut, pour simplifier, regrouper les
diverses sources de bruit en 4 grandes familles :
— des bruits d’origine magnétique et électrodynamique ;
— des bruits d’origine mécanique ;
— des bruits d’origine aérodynamique ;
— des bruits dus à l’alimentation électrique (onde non sinusoïdale ou comportant une fréquence porteuse).
7.1 Bruits d’origine magnétique
et électrodynamique
Ils résultent soit de la déformation sous l’effet du champ magnétique des tôles empilées du stator et du rotor, soit de forces instationnaires qui s’exercent entre le stator et le rotor. Il s’agit donc à
l’origine d’un bruit vibratoire solidien intéressant la structure mécanique de l’ensemble rotor-stator.
Le bruit aérien n’est que secondaire. Les vibrations dues à la
déformation des tôles magnétiques n’interviendront pas, ou peu,
sur le bruit hydraulique de la pompe (sauf moteur immergé).
Les vibrations dues à la fluctuation des efforts électromagnétiques peuvent, éventuellement, intervenir sur le niveau de bruit
hydraulique s’ils génèrent une modulation suffisante du couple ou
de la vitesse d’entraînement.
Les principales fréquences sont :
— la fréquence f du courant électrique d’alimentation et ses multiples (en particulier 2f ) ;
— des fréquences liées au nombre d’encoches du rotor et du
stator ; les 6 premières fréquences de denture s’étagent de
f1 = mN – 2 f à f6 = 2 mN + 2 f (avec f1, f6 en Hz, N la vitesse de rotation en tr/s, m le nombre d’encoches du rotor).
Les fréquences de denture (liées au nombre d’encoches) se
situent habituellement au-delà du bruit fondamental de la pompe. Si
l’on avait reporté sur la figure 8 les fréquences de denture, elles
seraient apparues dans la partie droite du graphique, généralement
au-delà de toutes les raies propres à la pompe.
7.2 Bruits d’origine mécanique
Ils ont les mêmes origines que celles déjà mentionnées en 3.2 et
l’on s’y reportera. On notera toutefois que le bruit dû à la pivoterie
sera, sur un moteur électrique, moins amorti que sur une pompe, il
pourra aussi être plus facilement amplifié par une ou des résonances de structure. On a observé des différences de bruit aérien importantes entre des roulements à rouleaux, des roulements à bille et
des paliers lisses (par ordre croissant de qualité acoustique). Ces
derniers conduisent toujours à un niveau de bruit plus faible. L’écart
peut dépasser 10 dB.
7.3 Bruits d’origine aérodynamique
du circuit de refroidissement
Ils sont générés d’une part par le ventilateur, d’autre part par la
circulation de l’air à l’intérieur du moteur (rencontre d’obstacles,
impact d’un jet sur une paroi, changement brusque de direction). Le
rôle du ventilateur est généralement dominant et le bruit du circuit
de refroidissement est le bruit prépondérant (lorsque la pivoterie est
d’une qualité acoustique suffisante).
La puissance acoustique LW du ventilateur peut être estimée [3]
en dB par :
L W ( dB ) = 70 lg D + 50 lg N + K
avec
(28)
D (mm) diamètre roue,
N (tr/min) vitesse de rotation,
K
coefficient dépendant de la qualité du ventilateur.
On a :
K = 107 pour un ventilateur en tôle peu optimisé,
K = 100 pour un ventilateur en tôle bien adapté,
K = 94 pour un ventilateur adapté, à ailes profilées et inclinées
vers l’arrière, équipé d’une virole à l’aspiration.
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La formule (28) peut aussi s’écrire, toujours en dB :
L W = 10 lg D 7 + 10 lg N 5 + K
(29)
Sous cette forme, il apparaît que la puissance acoustique du
ventilateur varie, à vitesse constante, comme la puissance 7 du
diamètre, et à diamètre constant, comme la puissance 5 de la
vitesse. Ces lois sont très différentes de celles qui concernent la
pivoterie (§ 3.2.3) dont l’importance relative est, en bruit aérien,
plus grande sur les petits moteurs que sur les gros moteurs.
Le bruit fondamental (défilement des aubes de la roue) a les
mêmes origines sur un ventilateur que sur une pompe. Si le nombre
d’ailes nr est le même sur la roue du ventilateur et sur la roue de la
pompe, la fréquence Nnr en bruit aérien aura deux origines
possibles : hydraulique pompe ou ventilation moteur.
Le tableau 2 [11] donne le bruit aérien à 1 m d’une série de
moteurs asynchrones type IP 44 bipolaires (N = 3000 tr/min), à vide,
pour deux types de fonctionnement : ventilation ouverte et ventilation obturée.
Tableau 2 – Niveaux sonores mesurés à 1 m d’une série
de moteurs bipolaires IP 44 fonctionnant à vide
Niveau de bruit (dB A) à 1 m
Alimentation 50 Hz
Puissance moteur
(kW)
Niveaux maximaux
selon la norme
NF E 90600
Ventilation
normale
obturée
0,37
<75
53
47
0,55
<75
55
49
0,75
<75
58
51
1,1
<75
59
52
1,5
<80
62
56
1,85
<80
63
59
2,2
<80
63
60
3
<83
68
59
3,7
<83
69
62
4
<83
69
63
5,5
<83
70
63
7,5
<87
73
64
On constate sur ce tableau que l’obturation de la ventilation
amène une réduction du bruit importante, de 7 dB en moyenne pouvant atteindre 9 dB. Encore convient-il de remarquer que l’obturation de la ventilation n’arrête pas le bruit émis par le ventilateur mais
modifie seulement le mode de transmission vers l’atmosphère. Des
essais de courte durée sans ventilateur auraient montré des gains
plus importants.
7.4 Bruits liés à la forme d’onde
de l’alimentation électrique
Ils se rencontrent essentiellement lorsque le moteur fonctionne à
vitesse variable et est alimenté par un changeur de fréquence. Dans
ce cas, la tension et le courant aux bornes du moteur ne sont plus
sinusoïdaux. Ils sont à l’origine de forces magnétiques instationnaires nouvelles, étrangères à ce que nous avons décrit au § 7.2.
Il peut résulter d’une telle alimentation un relèvement du niveau
de bruit de 10 à 30 dB et plus. L’augmentation du bruit sera très
dépendante du type d’onduleur, de la fréquence de découpage, etc.
7.5 Valeurs numériques de la puissance
acoustique des moteurs
La règle VDI 3736 [12] (tableau 3) donne la puissance acoustique,
en bruit aérien, des moteurs asynchrones de 13 constructeurs différents.
Exemple : La puissance acoustique LW d’un moteur de 100 kW
tournant à pleine charge à 1500 tr/min, refroidi à l’air, sera de
96 ± 12 dB A. La valeur maximale de 108 dB A excédera souvent la
puissance en bruit aérien de la pompe seule.
Il est donc nécessaire pour la prévision du bruit aérien d’un
groupe motopompe de prendre en compte attenvivement la composante due au moteur électrique.
On remarquera l’importance de la partie aléatoire lue sur le
tableau 3 qui est de ± 12 dB = 24 dB pour N = 1500 tr/min.
L’écart de 24 dB correspond d’après l’équation (8) à un rapport
de 250 sur la puissance acoustique exprimée en watts. Il montre
un écart de qualité très important entre les différents moteurs.
Lorsque le bruit aérien est critique dans un projet, il conviendra
de ne pas opter pour un moteur quelconque, mais pour un
moteur se situant dans la partie basse de la fourchette, voire
pour un moteur spécial.
Tableau 3 – Puissance acoustique LW des moteurs asynchrones [12]
Moteur à pleine charge
Vitesse
Puissance des moteurs
refroidis par air
Moteur fonctionnant à vide
LW
Puissance des moteurs
refroidis par air ou par eau
Moteurs refroidis
par air
Moteurs refroidis
par eau
P (kW)
LW (dB A)
LW (dB A)
82 à 108
92
N (tr/min)
P (kW)
(dB A)
750
1,1 à 110
11,5 lg P + 67 ± 8
1000
1,1 à 220
12 lg P + 66 ± 9
1500
1,1 à 220
15,5 lg P + 65 ± 12
3000
1,1 à 220
11,7 lg P + 75,5 ± 9
BM 4 179 - 16
de 110
à
2500
83 à 110
92
83 à 115
94
85 à 114
93
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8. Mesure du bruit
8.2 Bruit hydraulique
8.2.1 Mesure du bruit en un point donné
8.1 Bruit aérien
8.1.1 Mesure du bruit en un point donné
de l’espace
Elle se fait avec un sonomètre qui mesure la pression acoustique
et utilise [3] les éléments suivants :
— un microphone qui convertit la pression acoustique en signal
électrique ;
— un système d’amplification du signal électrique ;
— des filtres de pondération ou d’analyse en fréquence
(éventuellement) ;
— un système de lecture donnant un niveau exprimé en dB ;
— des sorties pour la visualisation ou l’enregistrement du signal
électrique représentatif de la pression sonore.
Lorsque le système de filtres est hors-circuit, le résultat lu sur le
cadran correspond au niveau de bruit global dans la bande passante
du système micro-amplificateur (soit généralement dans l’intervalle
20 Hz – 20 000 Hz). Ce niveau est alors exprimé en dB linéaires
(dB lin).
Des filtres de pondération A, B ou C (§ 1.7) permettent de prendre
en compte la non-linéarité de l’oreille. Le niveau de bruit est alors
exprimé en dB A, B ou C.
8.1.2 Mesure de la puissance acoustique
Nous avons vu [équation (4)] que :
W =
ò
I n dS
S
La mesure se fera en mesurant In sur une surface fictive entourant
la source et en appliquant l’équation (4). On pourra procéder des
deux façons suivantes.
■ On mesure la pression acoustique, sur une surface géométrique
simple à maillage régulier, à une distance suffisante (un mètre ou
plus), pour que I [équation (2)] soit assimilable à In.
La qualité de la mesure sera améliorée si l’on pratique dans une
chambre semi-anéchoïque, ou dans un espace extérieur, pour éviter
les réverbérations. Les normes applicables sont ISO 3744 et 3746. Il
est nécessaire que les sources perturbatrices de l’environnement
soient beaucoup moins bruyantes que la machine testée.
■ On mesure directement l’intensité In avec un intensimètre, sur
une surface rapprochée de la source (jusqu’à 10 cm). Les sources
parasites, même de niveau élevé, se trouvent éliminées naturellement par la procédure d’intégration vectorielle sur une surface fermée. Les normes applicables sont NF S 31-100 ou ISO 9614.
La méthode intensimétrique présente l’énorme avantage de permettre la séparation et la hiérarchisation des sources de bruit élémentaires qui composent la source globale. Dans notre cas, ce sera
la séparation de la pompe et du moteur.
Il existe enfin une 3e méthode qui ne fait pas appel explicitement
à l’équation (4). Elle consiste à mesurer la pression acoustique dans
une chambre réverbérante où est introduit l’équipement à tester.
Les normes NF S 31-022/23 ou ISO 3743 sont applicables.
Elle s’effectue avec un système de mesure très proche de celui
décrit au § 8.1.1. Dans ce cas, le microphone qui mesurait la pression acoustique aérienne se trouve remplacé, par un hydrophone
qui plonge dans le milieu liquide, ou encore par un capteur à membrane affleurante. Les autres composants de la chaîne de mesure
sont conservés, à l’exception des systèmes de pondération A, B
ou C.
L’utilisation d’un hydrophone à bulbe n’est possible que si les
vitesses de circulation sont faibles ou nulles. En effet, l’écoulement
à vitesse élevée autour du corps de l’hydrophone constituerait une
source de bruit parasite (tourbillons de Karman) qui serait prise en
compte de façon préférentielle par l’hydrophone pour des raisons
de proximité.
Dans le cas d’un circuit de pompage où la vitesse de circulation
n’est pas négligeable, on utilise un capteur de pression à membrane affleurante, mis en place sur la tuyauterie ou sur le corps de
la pompe de telle façon qu’il assure une continuité aussi parfaite que
possible de la surface d’écoulement.
8.2.2 Mesure de la puissance acoustique
Elle diffère de ce que nous avons vu en bruit aérien par les deux
aspects suivants :
— d’une part, on est amené à définir non plus une puissance
acoustique mais deux puissances hydroacoustiques ; celle qui transite par la bride de refoulement de la pompe et se dirige vers le circuit aval et celle qui transite par la bride d’aspiration de la pompe et
se dirige vers le circuit amont ;
— d’autre part, la propagation du bruit en conduite diffère totalement de la propagation tridimensionnelle dans un espace aérien.
Pour mesurer la puissance hydraulique, il est nécessaire de disposer sur la conduite une terminaison ou une section, anéchoïque telle
qu’il n’y ait pas d’ondes réfléchies vers l’emplacement de la mesure,
ni de bruit parasite venant, par exemple, d’une vanne de réglage et
telle que l’indépendance des circuits d’aspiration et de refoulement
soit assurée.
Dans ces conditions, on mesure dans une section proche de la
bride de refoulement (ou de la bride d’aspiration) la pression
hydraulique pe, d’où :
W h = Sp e2 ¤ r c
Dans les cas où l’on ne peut pas disposer d’une terminaison anéchoïque, la mesure de la puissance hydraulique a une signification
réduite et ne caractérise pas vraiment la pompe.
8.3 Mesure des vibrations
8.3.1 Mesures réalisées en un point donné
La mesure vibratoire peut avoir pour objet de mesurer :
— le déplacement d’un point de la surface vibrante que l’on
caractérise par sa vitesse de déplacement et/ou son accélération ; le
capteur de mesure utilisé est alors un accéléromètre qui peut être
soit mono, soit bi, soit tridimensionnel ;
— le déplacement relatif, en un point donné, de deux surfaces
l’une par rapport à l’autre ; dans le cas des turbomachines, ce sera
souvent le mouvement relatif du rotor par rapport au stator ; on utilisera un capteur de déplacement électromagnétique, pour mesurer
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BM 4 179 - 17
Niveau (dB)
un déplacement monodimensionnel et 2 capteurs à 90° pour le
déplacement d’un arbre en rotation ;
— un effort vibratoire, par exemple l’effort que transmet la
pompe en rotation à sa structure porteuse, par l’intermédiaire de ses
pattes d’appui ; le capteur est alors un capteur de force.
Amplitude
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
Les autres éléments de la chaîne de mesure ne sont pas modifiés
par rapport à ce que nous avons vu au § 8.1.1, à l’exception des filtres de pondération A, B ou C qui n’ont plus de raison d’être.
Temps
1/T
Fréquence
1/T
Fréquence
T
Son pur
8.4 Analyse du signal en bandes
de fréquence
Le niveau de bruit global (aérien, hydraulique ou vibratoire) ne
fournit aucune indication sur la qualité du bruit, c’est-à-dire sur sa
composition en fréquence ou son « spectre ». La connaissance du
spectre est importante pour de multiples raisons. Elle permet, en
particulier, de connaître la fréquence du bruit dominant et la nature
du phénomène sur lequel il conviendra d’agir pour réduire le niveau
sonore.
Pour accéder à la composition du bruit en fréquence, un système
de filtres passe-bande est introduit dans la chaîne de mesure, qui ne
laisse passer que les composantes du signal électrique situées dans
la bande passante.
Niveau (dB)
Temps
Fonction périodique
Niveau (dB)
Il existe cependant des méthodes récentes qui permettent de
caractériser expérimentalement la vibration d’un corps de pompe,
non plus en un point particulier, mais de façon globale. Ce sont des
méthodes optiques qui permettent par interferométrie, ou par holographie, de visualiser le mouvement général du corps de la pompe
et, par conséquent, de localiser des zones soumises à des maxima
ou à des minima d’amplitude.
Amplitude
Nous avons vu (§ 2.2.2) que la puissance vibratoire avait un sens
très limité, parce que la propagation se faisait dans un milieu ayant
une forme et des frontières. On ne mesure donc pratiquement
jamais de puissance vibratoire, comme on mesure la puissance
d’une source en bruit aérien.
Amplitude
8.3.2 Aspect global de la vibration
Temps
Fréquence
Bruit large bande
Figure 13 – Exemple de signaux représentés en bande de fréquence
8.4.2 Analyse en bandes fines
La figure 13 [3] montre trois exemples de signaux et leur représentation en bande de fréquence.
Les analyseurs actuels disposent de filtres en nombre suffisant
pour analyser le signal en bandes très étroites qui permettent
d’accéder à une représentation très détaillée du bruit et par cela à
une meilleure compréhension des phénomènes.
8.4.1 Analyse en bandes de largeur relative
Df / f = Cte
La représentation type du bruit d’une pompe que nous avons donnée sur la figure 8 correspond à une analyse en bande fine du
signal.
Elle s’effectue conventionnellement de 2 façons :
— par filtre d’octave (intervalles allant de f1 à f2 = 2 f1) ;
— par filtre 1/3 d’octave (intervalles allant de f1 à f2 = 1,26 f1).
Dans une représentation logarithmique, de telles bandes
apparaissent avec une largeur constante. L’énergie reçue par
tiers d’octave est pour un signal « plat » 1/3 de l’énergie reçue
par octave. La valeur exprimée en dB se trouve ainsi réduite de
10 lg (1/3) = –5 dB.
L’encadré suivant donne la valeur normalisée des fréquences
pour les filtres d’octave et de tiers d’octaves.
Fréquence centrale des filtres d’octave (en Hz) : 16-31,5-63125-250-500-1000-2000-4000-8000-16000
Fréquence centrale des filtres 1/3 d’octave (en Hz) : 12,5-16-2025-31,5-40-50-63-80-100-125-160-200-250-315-400-500-630-8001000-1250-1600-2000-2500-3150-4000-5000-6300-8000-1000012500-16000-20000
BM 4 179 - 18
8.5 Exemples
La figure 14 [3] représente la mesure des bruits et vibrations faite
sur une pompe de 100 kW, N = 3000 tr/min avec une roue à 5 ailes.
La mesure des vibrations et du bruit hydraulique a été réalisée sur
et dans la tuyauterie de refoulement de la pompe, la mesure du bruit
aérien au voisinage de la pompe.
L’analyse en fréquence a été faite de deux façons, d’une part en
bandes fines, d’autre part en bandes de fréquence ayant une largeur
d’un tiers d’octave. On voit très bien sur les figures des bandes fines
la raie correspondant à la vitesse de rotation (50 Hz) et à ses harmoniques, ainsi que la raie due au défilement des aubes de la roue
(bruit fondamental à 250 Hz) et à ses harmoniques.
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Bandes de fréquence ayant une largeur
d’un tiers d’octave
Niveau de bruit (dB/0,1 Pa)
Pression (Pa)
Bandes fines
104
103
110
100
90
80
70
102
0
100
200
300
400
500
600
700
800
60
900 1 000
Fréquence (Hz)
31,5 63 125 250 500 1 kHz 2
4
8
16
25 Hz 50 100 200 400 800 1,6 3,15 6,3 12,5
40 80 160 315 630 1,25 2,5 5
10 20 A Lin
Fréquences centrales des tiers d’octave (Hz)
Niveau de bruit (dB/10--5 m.s2)
Accélération (m / s2)
a bruit hydraulique
1,5
0,75
0
0
100
200
300
400
500
600
700
800
120
110
100
90
80
70
900 1 000
Fréquence (Hz)
31,5 63 125 250 500 1 kHz 2
4
8
16
25 Hz 50 100 200 400 800 1,6 3,15 6,3 12,5
40 80 160 315 630 1,25 2,5 5
10 20 A Lin
Fréquences centrales des tiers d’octave (Hz)
Niveau de bruit (dB/2 10--5 Pa)
Niveau de bruit (dB/2 x 10--5 Pa)
b vibrations
84
80
70
90
80
70
60
50
60
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900 1 000
Fréquence (Hz)
40
31,5 63 125 250 500 1 kHz 2
4
8
16
25 Hz 50 100 200 400 800 1,6 3,15 6,3 12,5
40 80 160 315 630 1,25 2,5 5
10 20 A Lin
Fréquences centrales des tiers d’octave (Hz)
c bruit aérien
Figure 14 – Analyse en 1/3 d’octave et en bandes fines du bruit hydraulique, vibratoire et aérien d’une pompe
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BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
9. Réduction du niveau
de bruit
9.1 Réduction du bruit à la source
Dans ce paragraphe, nous ne nous intéresserons qu’aux deux
raies principales rencontrées sur une pompe :
— la raie à la fréquence de rotation N d’origine mécanique ;
— la raie à la fréquence nr N d’origine hydraulique.
■ Pivoterie
Elle peut contribuer au renforcement de la raie à la vitesse de rotation. Une pivoterie qui centre mal le mobile, peu amortie, ou à grand
jeu, favorise un mouvement orbital important de la soie d’arbre à
l’intérieur de son logement et renforce les forces qui en résultent.
On préfère des roulements à contact oblique, préchargés (soit 2
par 2, soit individuellement) aux roulements à rouleaux qui ne centrent le mobile qu’à l’intérieur d’un jeu assez grand (sur des moteurs
électriques, un écart de bruit de 10 dB a été mesuré entre ces deux
types de pivoterie).
Si le contexte le permet, on choisira des coussinets lubrifiés à
l’huile plutôt que des roulements. On préférera les coussinets autocentrants (à lobes, à patins, offset, etc.) aux coussinets lisses.
■ Qualité de réalisation
9.1.1 Raie à la fréquence N et ses harmoniques
Elle a pour origines principales :
— le balourd mécanique et le balourd hydraulique ;
— des imperfections de réalisation ;
— une pivoterie imprécise qui autorise des grands déplacements
de l’arbre ;
— un rotor faiblement amorti.
■ Équilibrage mécanique
On vérifiera que l’équilibrage se conserve après un ou plusieurs
démontages et remontages successifs des éléments constituant le
rotor. S’il n’en est pas ainsi, il conviendra de revoir la conception ou
le niveau des tolérances de réalisation du rotor.
Sur un mobile dont la qualité d’équilibrage est conservée et reproductible, on réalisera au moins le niveau d’équilibrage G = 6,3 de la
norme ISO 1940/1973 et plus si la fidélité du rotor le permet. Cependant, cette procédure, si elle n’est pas accompagnée d’actions complémentaires, pourra conduire à des résultats décevants, pour les
raisons suivantes.
● Le balourd mécanique est ordinairement nettement plus petit
que le balourd hydraulique. L’équilibrage, en air, n’agit donc que sur
une fraction des forces qui tournent à la vitesse N.
● La force tournante résultante est une composition vectorielle
des efforts de balourd mécaniques et hydrauliques dont la direction
individuelle est aléatoire. Lorsque, initialement, ces forces vont dans
des directions opposées, une réduction du balourd mécanique conduit à relever la raie à la fréquence N, au lieu de la réduire.
La recherche d’un niveau d’équilibrage en air, d’une grande qualité, n’a donc d’intérêt, et de sens, que si elle est accompagnée par
une action sur le balourd hydraulique.
■ Action sur le balourd hydraulique
Le balourd hydraulique est dû à des défauts de réalisation de la
roue, lorsque celle-ci est faite en fonderie. La meilleure action possible se trouve en amont, au moment de la conception et de la réalisation de la roue.
Il conviendra de choisir un mode de réalisation aussi précis que
possible, de vérifier toutes les cotes importantes (largeur, col, etc.)
et de les ajuster quand cela est possible (un espacement irrégulier
des aubes ne peut pas être corrigé).
Si les conditions financières le permettent, une roue faite par usinage permet de s’affranchir presque complètement du balourd
hydraulique.
Théoriquement une action a posteriori est possible. Elle consiste
à équilibrer, par un essai en eau, non seulement les forces dues au
balourd mécanique mais aussi les forces dues au balourd hydraulique par des masses ajoutées sur le mobile.
Cependant, la procédure à mettre en œuvre est difficile, coûteuse
et incertaine et elle n’est valable, en toute rigueur, que pour un point
de fonctionnement donné de la pompe.
BM 4 179 - 20
Nous avons déjà vu que le balourd hydraulique résultait d’une
réalisation imparfaite de la roue et que l’obtention d’un niveau
d’équilibrage convenable et reproductible nécessitait des tolérances
de fabrication suffisantes.
Pour obtenir une qualité de rotation du mobile au-dessus des
valeurs standards, il faut étendre la notion de qualité et de respect
des tolérances à l’ensemble de la pompe et même au-delà (alignement de la pompe avec son moteur d’entraînement).
■ Amortissement du rotor
Une étude de dynamique d’arbre, simple et peu coûteuse, montre
s’il est possible d’accroître l’amortissement du mobile, en jouant sur
la forme des garnitures, la prérotation du fluide à l’entrée des garnitures, la nature de la pivoterie, etc.
La réduction de la raie à la fréquence N a cependant des limites et il existe un seuil au-dessous duquel il est difficile de descendre.
9.1.2 Raie hydraulique à la fréquence nr N
Elle a pour origine (§ 3.1.1 et § 4) l’impact, sur le bec de la volute,
du champ de vitesse hétérogène régnant à la sortie de la roue.
L’action à la source consiste à réduire soit le niveau de distorsion de
l’écoulement, soit la vitesse moyenne au niveau du bec de volute,
soit les deux simultanément.
Il existe cependant, en ce qui concerne cette fréquence, une autre
possibilité d’agir à la source qui consiste à modifier la structure de la
pompe, par exemple en substituant à une pompe monocellulaire
une pompe multicellulaire.
9.1.2.1 Actions possibles sur une pompe de structure
donnée
En se reportant à la figure 14 (figures de gauche) on voit que la
raie à la fréquence N nr (250 Hz) a une influence majeure sur le bruit
hydraulique, une influence forte sur le bruit vibratoire et une
influence plus faible sur le bruit aérien. Ce qui suit concerne principalement le bruit hydraulique.
■ Éloignement du bec de volute
L’action la plus simple consiste à éloigner de la roue le bec de la
volute. Il est possible d’évaluer théoriquement le gain sur le niveau
de bruit, en négligeant les frottements, le mélange turbulent et les
écoulements secondaires.
Dans ces conditions, la vitesse V varie comme 1/r et la pression
dynamique (r V 2/2) comme 1/r 2. Si l’on éloigne le bec de volute
d’un rayon r 3 vers un rayon r 3¢ , le gain théorique en pression qui en
résulte est chiffré par :
¢ = ( r 3 ¤ r3¢ ) 2
p e3 ¤ p e3
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Le gain correspondant sur Lp en dB est :
Nota : Les gains plus importants que l’on obtient par coupure de la roue se situent dans
un autre cadre, car il y a modification des caractéristiques de la pompe. Dans ce cas, on
cumule deux effets, d’une part la réduction de la vitesse à la sortie de la roue due à la coupure, d’autre part l’éloignement du bec de la volute.
D L p = 20 lg ( r 3 ¤ r 3¢ ) 2
Exemple : en éloignant le bec de la volute de 12 %, soit
( r 3¢ ¤ r 3 = 1, 12 ), on réduit Lp de DLp = 20 lg ( r 3 ¤ r 3¢ )2 = –2 dB.
En réalité, le gain que procure l’éloignement du bec de volute est
beaucoup plus grand que la valeur théorique ci-dessus. En effet, le
mélange dû à la turbulence (dont le niveau est très élevé) et le brassage dû aux écoulements secondaires jouent un rôle dominant,
beaucoup plus important que la simple réduction de la vitesse en 1/r.
La figure 15 [13] [14] montre l’influence du jeu roue-diffuseur ou
roue-bec de volute dans quatre cas.
Exemple : reprenons l’exemple précédent d’un accroissement du
jeu de 12 %, sur une pompe à volute, soit une augmentation du rayon
r3 à l’entrée du bec de volute par rapport au rayon r2 à la sortie de la
pompe de 1,02 à 1,14. On lit sur la figure 15 (courbe 4) une réduction
de la pression efficace de 7,4 % à 2 %, soit une atténuation de
20 lg (2/7,4) = – 11 dB au lieu de – 2 dB calculés théoriquement en
négligeant les frottements et les phénomènes de mélange.
D’autres mesures viennent confirmer les valeurs précédentes.
Celles de la référence [15], bien que réalisées dans un contexte un
peu différent, montrent un gain de 5 dB lorsque le jeu entre la roue
et le bec de volute passe de 7 % à 11 %, et de 10 dB lorsqu’il passe
de 7 % à 18 %. Les travaux de la référence [16] montrent un gain de
5 dB environ lorsque le jeu passe de 3 % à 7 %.
On remarque sur la figure 15 que la réduction des fluctuations de
pression est plus rapide à petit débit (Q/Qn = 50 % ou 60 %) qu’au
débit nominal, ce qui correspond à un processus de mélange plus
actif, dû au relèvement de la turbulence par les recirculations.
On remarque encore que l’évolution est plus rapide avec un diffuseur qu’avec une volute.
■ Forme du bec de volute
Certains auteurs [17] ont obtenu une réduction du niveau de bruit
hydraulique en agissant sur la forme du bec de la volute (angle et
arrondi d’entrée) et en modifiant la forme des surfaces de raccordement avec le corps de la volute.
■ Évaluation par le calcul
Il est théoriquement possible d’évaluer l’influence du jeu et
de la forme du bec par un code de calcul tel que le code HARMONY
(§ 5.2.2). Des calculs réalisés sur l’influence du jeu ont fourni des
résultats qui concordent assez bien avec les valeurs de la figure 15.
■ Actions locales à la sortie de la roue
La figure 16 [13] montre l’influence sur le bruit de modifications
locales à la sortie d’une roue de pompe centrifuge fonctionnant au
débit nominal (Q = Qn). On remarque sur cette figure que la réalimentation de la face des aubes en dépression par des trous percés
dans l’aile (tests n° 14 et 24) a conduit 2 fois à une réduction du
niveau de bruit.
Les deux dernières configurations (n° 21 et 24) ne peuvent pas
être comparées avec les autres. En effet, elles associent trois actions
simultanées, une coupure oblique, une réduction du diamètre
moyen de la roue, un accroissement du jeu entre la roue et le stator
(voir note ci-avant)
On retiendra que pour des caractéristiques inchangées de la
pompe, (roue non coupée), des gains de 3 à 5 % peuvent être espérés avec ce type d’action. Ces gains sont loin d’être négligeables.
■ Action sur les grands paramètres de la roue
On peut difficilement envisager de rechercher l’influence des
grands paramètres (nombre d’aubes, angles, répartition de la
charge, etc.) par une démarche empirique et purement expérimentale.
■ Fonctionnement au point nominal
1
2
Il est important de vérifier que la pompe répond spécifiquement
aux besoins de l’installation. Une pompe surdimensionnée fonctionnant à débit partiel verra son bruit majoré (§ 3.1.9 et figure 7).
3
10--1
8
4
2
6
5
4
3
2
10--2
10--2
2
3
4 5 6 7 8 10--1
2
3 (r /r -- 1)
3 2
Pompes à diffuseur
- courbe 1 : Q / Qn = 60 %
- courbe 2 : Q / Qn = 100 %
Pompes à volute
- courbe 3 : Q / Qn = 50 %
- courbe 4 : Q / Qn = 100 %
Q débit
Qn débit nominal
Figure 15 – Influence du jeu entre roue et stator sur le niveau
des fluctuations de pression
Réduction du niveau
de bruit aérien (dBA)
Pression efficace (%)
La méthode exposée en 5.2.2, utilisant le code HARMONY, constitue une voie possible pour évaluer l’influence systématique des
grands paramètres.
4
2
0
--2
--4
--6
--8
1
6
5
7
11
13
14
21
24
N¡ de test
1
6
5
7
11
13
14
21
24
Figure 16 – Influence d’actions locales à la sortie de la roue
(ailes et bec de volute) sur le niveau de bruit
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BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
Tableau 4 – Niveau d’atténuation globale réalisable avec un capotage (doc. VDI 2711)
Pourcentage p maximal
d’ouverture par rapport
à la surface totale du
capot
Masse surfacique
d’une paroi
(kg/m2)
Simple paroi sans absorbant
intérieur
p<5%
5à6
II b
Simple paroi + absorbant
intérieur
p < 0,5 %
5 à 15
suspension antivibratile
nécessaire
7 à 25
II c
Simple paroi + absorbant
intérieur
p < 0,1 %
20 à 25
suspension antivibratile
nécessaire
10 à 30
III a
Double paroi + absorbant
intérieur
ou
paroi lourde maçonnée
p < 0,01 %
5 à 10 par paroi
» 100
suspension antivibratile très
efficace nécessaire
10 à 30
III b
Double paroi + absorbant
intérieur
ou
paroi lourde maçonnée
Aucune ouverture ni
passage de tuyauteries
10 à 15 par paroi
» 400
suspension antivibratile très
efficace nécessaire
30 à 50
Type de
capotage
Structure
II a
Dans ce cas, il conviendra de couper la roue pour ajuster la courbe
caractéristique de la pompe au point de fonctionnement demandé.
On obtiendra une triple réduction du bruit : meilleure adaptation,
réduction de la vitesse périphérique u, augmentation du jeu rouevolute.
9.1.2.2 Changement du type de pompe.
Modification du nombre d’étages
Nous prendrons pour exemple le passage d’une pompe comportant 1 étage à une pompe comportant n étages et nous supposerons
que les triangles de vitesse à la sortie de la roue sont homothétiques, de façon à voir l’influence séparée du nombre d’étages.
Dans ces conditions, toutes les vitesses à la sortie de la roue sont
réduites par un facteur n et les pressions dynamiques à la sortie
de la roue sont divisées par n. Il en résulte une réduction théorique
du bruit au niveau du bec de volute :
Fondation
Niveau
d’atténuation du
bruit
(dB A)
5 à 15
9.2 Réduction du bruit aérien
par un capotage
Le capotage consiste à entourer la source, c’est-à-dire le groupe
motopompe, par une enveloppe extérieure dont la masse par unité
de surface n’est pas inférieure à 5 kg/m2.
Le capotage nécessite une ventilation de l’enceinte dans laquelle
se trouve la pompe pour évacuer les pertes thermiques. Son efficacité est fortement dépendante du niveau d’étanchéité. Il conviendra
de laisser un jeu minimal à la traversée des tuyauteries et des câbles
électriques.
La norme VDI 2711 [18] de juin 1978 définit les conditions de réalisation d’un capotage et l’on s’y reportera. Le tableau 4, extrait de
VDI 2711, montre le niveau d’atténuation globale, en dB A qu’il est
possible d’atteindre avec différents types de capotages dont la complexité est croissante.
D L p = 20 lg 1 ¤ n
9.3 Silencieux hydraulique
Pour n = 2, la réduction théorique du bruit est de –6 dB.
Les puissances acoustiques des deux étages ne s’additionneront
jamais totalement, car elles ne sont jamais totalement en phase. En
outre, l’onde venant de l’étage 1 subira une forte atténuation à la traversée du canal de retour et de la roue 2.
Pratiquement, bien d’autres facteurs interviennent. On compare
une pompe monocellulaire qui bien souvent est à volute, avec une
pompe multicellulaire qui est toujours à diffuseur : il y a généralement changement de Ns etc. Malgré cela, on peut espérer un gain
effectif sur le bruit hydraulique de l’ordre de 4 dB pour un doublement du nombre d’étages.
Comme précédemment, la réduction du bruit aérien sera très inférieure à celle du bruit hydraulique. On a proposé pour chiffrer la
réduction du bruit aérien obtenue avec une pompe à n étages, par
rapport à une pompe à 1 étage, la formule suivante [3] en dB :
D L p = ( 10 ¤ 3 ) lg n ± 1
La figure 17 [19] montre le principe du silencieux et son efficacité
mesurée pour une réalisation particulière.
9.4 Contrôle actif
(30)
Numériquement, l’expression (30) donne pour le bruit aérien et
pour la comparaison entre 1 et 2 étages, DLp = (1 ± 1) dB. Cette
valeur est à comparer aux 4 dB de réduction que l’on peut espérer
sur le bruit hydraulique.
BM 4 179 - 22
Il existe d’assez nombreux types de silencieux applicables dans le
domaine de l’hydraulique, nous n’en citerons qu’un : le silencieux
à paroi souple. Il est constitué par un cylindre plus ou moins long,
percé de nombreux petits trous et entouré d’une vessie gonflée
d’air. Celle-ci est elle-même retenue par une enveloppe extérieure.
L’énergie est dissipée par perte d’énergie dynamique et frottement
visqueux de l’eau au passage des trous.
Déjà utilisé en bruit aérien, le contrôle actif est théoriquement
applicable au bruit hydraulique de deux façons :
— à la source, c’est-à-dire à proximité immédiate du bec de la
volute ; la validité du procédé a été démontrée au CETIM [20] sur un
ventilateur en air, où des gains importants ont pu être vérifiés ;
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____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Réduction du niveau de bruit (dB)
Le contrôle actif du bruit, dont le potentiel est grand, n’est pas
encore utilisé dans le domaine des pompes pour des raisons économiques mais aussi parce que les actuateurs, immergés, qui sont
nécessaires au procédé, n’existent pas ou n’ont pas atteint le stade
de l’industrialisation.
Pour des raisons déjà exposées, la réduction du bruit hydraulique
par une méthode de contrôle actif n’interviendrait que sur une fraction des termes qui constituent le bruit aérien. Ce dernier se verrait
donc réduit plus ou moins selon l’importance relative des différentes raies.
50
40
10. Niveaux de bruits courants
(valeurs statistiques)
30
20
10
0
100
300
500
700
900
Fréquence (Hz)
Figure 17 – Efficacité d’un silencieux à parois souples
— en conduite ; le dispositif de mesure et l’actuateur sont placés
sur une conduite de la pompe ; en toute rigueur, pour assurer une
protection convenable du circuit, il faut pratiquer le contrôle actif,
sur la tuyauterie d’aspiration et sur celle de refoulement.
Le contrôle actif du bruit consiste, en un point donné, à :
— mesurer le signal acoustique indésirable et en faire l’analyse ;
— constituer un contresignal électrique sur cette base ;
— transformer le contresignal électrique en signal acoustique au
moyen d’un actuateur (haut-parleur en bruit aérien) ;
— introduire, par l’intermédiaire de l’actuateur, le contresignal
acoustique dans l’écoulement, plus ou moins près de la source,
selon que l’on veut éliminer le bruit généré (à la source) ou seulement le bruit propagé (en conduite) ;
— suivre la progression du contrôle actif à partir de « capteurs
d’erreur » situés un peu en dehors de la source (contrôle du bruit
généré) ou dans la conduite (contrôle du bruit propagé) ;
— à partir des informations des capteurs d’erreur, corriger éventuellement la marche de la boucle.
10.1 Niveaux de bruit aérien courants
Les valeurs qui suivent (d’origine statistique) regroupent les résultats de nombreuses expérimentations. Dans la référence [3], on a
rassemblé des informations venant de 4 sources :
— des valeurs publiées dans le guide EUROPUMP [6] ;
— des valeurs issues de travaux de la Société SULZER [21] ;
— des valeurs publiées par la SHF [22] ;
— des valeurs résultant de la règle VDI 3743 [23].
Le tableau 5 ci-après fait la synthèse de toutes ces informations
pour des électropompes de différentes familles.
On note que seule l’expression résultant des études de la SHF fait
intervenir la vitesse de rotation. Cette influence reste cependant très
modeste, puisque l’augmentation de LW n’est que de 0,6 dB A, pour
un doublement de la vitesse de rotation.
Exemple : valeurs numériques et comparatives : pour une pompe
de 300 kW, centrifuge à volute, tournant à 1500 tr/min, le niveau de la
puissance acoustique aérienne LW est selon la première expression du
guide EUROPUMP 99,5 ± 8 dB A, selon l’étude SHF 105,3 dB A, selon
l’étude SULZER, pour des pompes de type E 103 dB A. On trouverait
selon VDI 3743 environ 105 dB A. Ces 4 résultats sont bien compatibles entre eux.
Tableau 5 – Niveaux de bruit aérien pour des électropompes
Source
Type de pompe
Niveau de puissance acoustique
aérienne L W (1)
(dB A)
Puissance de la pompe P
(kW)
Comparaison VDI 3743
EUROPUMP
A
66 + 13,5 lg P ± 8
10/2000
EUROPUMP+ 5 dB
EUROPUMP
B
78 + 8,5 lg P ± 8
10/2000
EUROPUMP + 5,5 dB
EUROPUMP
C
18 + 10 lg P + 57 Q/Qn ± 10
10/2000 (2)
EUROPUMP + 3,5 dB
SULZER
D
75,7 + 10 lg P ± 3,5
100/15000
SULZER
E
78,2 + 10 lg P
100/1500
77 + 14 lg P – 2 lg N
SHF
A centrifuge à volute
B centrifuge à diffuseur
C hélice
D pompe alimentaire
E pompe pour adduction d’eau
(1) avec P en kW, N en tr/min
(2) domaine de débit : 0,77 Q n < Q < 1,25 Q n
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BM 4 179 - 23
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
10.2 Variation du bruit aérien
avec la vitesse de rotation
de la pompe
Les informations du tableau 5 permettent d’évaluer l’influence de
la vitesse sur le niveau de bruit aérien. En effet, pour des points de
fonctionnement homologues (Q /N = Cte), la puissance P varie
comme le cube de la vitesse N, soit P = P0 (N /N0)3 (l’indice 0 désignant la valeur de référence).
En reportant P = P0 (N /N0)3 dans la première et la dernière
expression du tableau 5 qui se rapportent spécifiquement aux pompes centrifuges à volute, on est conduit aux valeurs suivantes.
EUROPUMP A : LW = LW0 + 40,5 lg (N /N0)
SHF
ou LW = LW0 + 10 lg (N /N0) 4,05
: LW = LW0 + 40 lg (N /N0)
ou LW = LW0 + 10 lg (N /N0) 4
On voit que la puissance acoustique aérienne varie comme la
puissance 4 de la vitesse, un doublement de N se traduisant par une
augmentation DLW = 12 dB.
BM 4 179 - 24
Il en va de même pour le niveau de bruit aérien Lp. Un observateur
situé, en champ libre, à une distance donnée de la source, percevra
une valeur de Lp proportionnelle à LW. Un doublement de N se traduira par une augmentation DLp = 12 dB.
Les valeurs ci-avant confirment, pour les pompes centrifuges à
volute, les valeurs théoriques du paragraphe 3.5 qui prévoyait déjà
une variation du niveau de bruit selon la puissance N 4 (expression
(26)) :
D L p = 10 lg ( N ¤ N 0 ) 4
Pour des pompes d’un type différent (centrifuges à diffuseur, hélices, pompes multicellulaires), les autres expressions du tableau 5
indiquent une variation moins rapide du bruit aérien avec la vitesse.
La variation de la puissance acoustique serait approximativement
de la forme :
D L W = 10 lg ( N ¤ N 0 ) 3
Il est probable que dans cette deuxième famille de pompes, le diffuseur des pompes centrifuges, ou le redresseur des pompes à hélices, joue un rôle d’atténuateur non linéaire, dont l’impédance
dépend de la fréquence, c’est-à-dire de la vitesse.
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Bruit des pompes
par Jean POULAIN
Ingénieur de l’École supérieure d’électricité
Ancien élève de l’Institut Von Karman
Conseiller scientifique de l’Association française des constructeurs de pompes AFCP
Bibliographie
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[3]
[4]
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[6]
[7]
[8]
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VDI-Richtlinien-VDI 3733 déc. 92 « Gerausche
bei rohrleitung ».
Documentation SULZER. – Élements d’hydraulique pour l’étude d’installations de
pompage.
Publications du CETIM « Guide acoustique
des installations de pompage », juin 1997.
BERT (P.F.), COMBES (J.F.) et KUENY (J.L.). –
Unsteady flow calculation in a centrifugal
impeller using a finite element methode,
1996.
CONESCO. – Study of fluidborne noise and
the development of fluid acoustic filter test
specifications, report F121, may 1964.
EUROPUMP. – Guide de prévision du bruit
aérien émis par les pompes rotodynamiques.
Le bruit des installations hydrauliques industrielles. Revue générale de thermique n° 176177.
LÉZÉ (F.). – Étude théorique et expérimentale
des écoulements instationnaires à l’intérieur
d’une turbomachine centrifuge. Thèse de
Doctorat, décembre 1995.
UBALDI (M.), ZUNINO (P.), BARIGOZZI (G.) et
CATTANEI (A.). – An experimental investigation of stator induced unsteadiness on centrifugal impeller outflow. A.S.M.E Journal of
turbomachinery, January 1996.
TROLLE (J.L.) et LEDUCQ (D.). – Comportement vibroacoustique de réseaux de tuyauteries excités par des écoulements. Revue
Française de Mécanique 1995-2.
Documentation fournie par les pompes
SALMSON. (Citée dans [3])
VDI-Richtlinien-VDI 3736 avril 1984 « Emissionskennwerte technischer Schallquellen –
Umlaufende elektrische Maschinen ».
[13]
ZOGG (H.) et BOLLETER (U.). – Generation
and propagation of hydraulic noise in centrifugal pumps. Publications du CETIM, Pump
noise and vibration 1st International Symposium, Clamart, France, 7–9 july 1993.
[14]
GÜLICH (J.F.) et BOLLETER (U.). – Pressure
pulsations in centrifugal pumps. Transactions of the ASME, Vol 114, 1992.
[15]
CHU (S.), DONG (R.) et KATZ (J.). – The effect
of blade-tongue interactions on the flow
structure, pressure fluctuations and noise
within a centrifugal pump. Publications du
CETIM, Pump noise and vibrations, 1st International Symposium, Clamart, France, 7–9
july 1993.
[16]
Caignaert 1997.
[17]
DI CONSTANZO (F.), ROULE (F.) et CARAGLIO
(D.). – Exemple de réduction des fluctuations
de pression sur une pompe centrifuge. Publications du CETIM, Pump noise and vibration
1st International Symposium, Clamart,
France 7–9 july 1993.
[18]
VDI-Richtlinien-VDI 2711-juin 1978 « Schallschutz durch Kapselung ».
[19]
Documentation D.C.N, Direction des Constructions Navales, Cherbourg.
[20]
BESOMBES (M.) et MICHEAU (P.). – Contrôle
actif à la source du bruit sur un ventilateur
centrifuge. Publications du CETIM 1995.
[21]
[22]
Société Hydraulique de France (SHF)
« Hydraulique et bruit », 21 mars 1985.
[23]
VDI-Richtlinien-VDI
3743-janvier
1982
« Emis-sionskennwerte technischer Schallquellen Pumpen Kreiselpumpen »
[24]
LECERF (J.P.) et MEURICE (P.). – Logiciel de
calculs acoustiques pour fluides confinés.
CETIM NORMAPULS Symposium EURO
NOISE 95 Lyon mars 1995 Publications
CETIM.
[25]
CARAGLIO (D.) et DI COSTANZO (F.). – Le
logiciel LACTUS : Simulation du comportement d’un réseau de tuyauteries. Symposium EURO NOISE 95. Lyon mars 1995.
Publications CETIM.
[26]
COMBÈS (J.F.), BERT (P.F.) et KUENY (J.L.). –
Numerical investigation of the rotor-stator
interaction in a centrifugal pump using a
finite element method. ASME Fluids Engineering, Summer Meeting June 1997.
Références du traité Génie mécanique
des Techniques de l’Ingénieur
POULAIN (J.). – Pompes rotodynamiques. Présentation. Description. B 4300.
POULAIN (J.). – Pompes rotodynamiques. Fonctionnement. B 4302.
POULAIN (J.). – Pompes rotodynamiques. Projet
d’une pompe. B 4304.
ZOGG (H.), BOLLETER (U.) et FLORJANCIC
(D.). – Valeurs d’émission de bruit des grandes pompes centrifuges. Revue technique
Sulzer 3/1983.
POULAIN (J.). – Pompes rotodynamiques. Problèmes mécaniques particuliers. B 4306.
PEMPIE (P.) et METAIL (J.P.). – Prédiction du
bruit des pompes centrifuges. Journée de la
LAPRAY (J.F.). – Pompes centrifuges, hélico-centrifuges et axiales. B 4313.
POULAIN (J.). – Pompes rotodynamiques. Exploitation. B 4308.
Codes de calcul des circuits
Les fluctuations de pression émises par une pompe (ou une vanne) doivent
être analysées de façon à définir le risque qu’elles représentent pour le circuit
(contraintes, niveaux vibratoires, fréquences propres, forces exercées sur la
structure).
Par ailleurs, nous avons vu (§ 5.2.2) qu’il convenait, pour effectuer un calcul
réaliste du bruit émis par une pompe, de prendre en compte les conditions
imposées par le circuit aux limites de celle-ci. Nous citerons [3] trois codes permettant d’évaluer les caractéristiques d’un circuit.
■ CIRCUS : dans le domaine qui nous concerne, il permet :
— l’analyse du fonctionnement ;
— le calcul de l’écoulement permanent ;
— l’estimation et la modélisation, à partir de données expérimentales, des
sources acoustiques (pompes, vannes, etc.) ;
— le calcul de la réponse acoustique et mécanique du réseau de
tuyauteries ;
— la vérification des critères de vitesse vibratoire ;
— le calcul des contraintes mécaniques.
Nota : Pour d’autres possibilités offertes par CIRCUS, se reporter à [10].
■ CETIM-NORMAPULS : il détermine les niveaux de pulsation de pression
hydraulique dans les réseaux, à partir de la caractérisation des pompes par
Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie
est strictement interdite. - © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
Doc. BM 4 179 - 1
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S
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O
U
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S
BRUIT DES POMPES ____________________________________________________________________________________________________________________
2 coefficients (impédance, débit pulsé) et à partir de la caractérisation des singularités (par une matrice). Se reporter à la référence [24].
— les transmissibilités acoustiques et les résonances du réseau ;
— les pertes (transmission, insertion de composants) ;
— les fluctuations de pression dans le réseau (à des fins d’optimisation).
■ LACTUS (Logiciel d’Aide à la Conception de réseaux de Tuyauteries
Silencieux) : développé par TECHNICATOME, ce logiciel permet de calculer :
Se reporter à la référence [25].
Normalisation
Mesure du bruit aérien
Tout ce qui concerne les normes d’essai est traité de façon extrêmement
complète dans la référence [3]. Nous en avons extrait les passages les plus
importants :
Le tableau A récapitule les normes de caractère général, non spécifiques
aux pompes, mais qui peuvent être appliquées pour la mesure du bruit aérien
généré par les pompes et les groupes motopompes.
Tableau A – Normes de caractère général
Norme AFNOR
Norme ISO
Numéro
ISO 3743
NF EN ISO 3743-1
NF S 31-024-1
Date
Titre
Sept. 1995
Acoustique-Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit – méthodes d’expertise en champ réverbéré applicables aux
petites sources transportables.
Partie 1 - méthode par comparaison en salle d’essai à parois dures.
NF EN ISO 3743-2 PR (N.B. : la norme NF
S ISO 3743 de mai 1989 ne sera pas annulée avant l’adoption du projet ci-dessus).
Acoustique-Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit à partir de la pression acoustique - méthodes d’expertise en
champ réverbéré applicables aux petites sources transportables
Partie 2 - méthodes en salle d’essai réverbérante spéciale.
ISO 3744 1994
NF EN ISO 3744
Nov. 1995
Acoustique-Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit à partir de la pression acoustique - méthode d’expertise dans
des conditions approchant du champ libre sur plan réfléchissant (remplace la
NF S 31-025 d’octobre 1977)
ISO 3746 1995
La norme NF S 31-027 d’avril 1977 est
remplacée en 1996 par la norme
NF EN ISO 3746)
Mai 1996
Acoustique-Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit à partir de la pression acoustique - méthode de contrôle
employant une surface de mesure enveloppante au-dessus d’un plan réfléchissant + rectificatif.
ISO 9614 1re partie
Acoustique. Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit en utilisant l’intensimétrie – Mesure par points.
ISO 9614 2e partie
Acoustique. Détermination des niveaux de puissance acoustique émis par les
sources de bruit en utilisant l’intensimétrie acoustique – Mesure par balayage.
Le tableau B précise les normes qu’il convient de choisir pour mesurer la
puissance acoustique aérienne d’une pompe seule (projet de norme européenne Pr EN [197017] de janvier 1996).
Tableau B – Choix des normes de mesure – Bruit d’une pompe seule
Puissance absorbée de la pompe (kW)
Dispositif d’essai
Classe (de précision)
0
Dispositif spécifique
Banc d’essai d’atelier
2
Doc. BM 4 179 - 2
300 et plus
ISO 9614
ISO 3744
ISO 9614
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3746
2
3
75
ISO 9614
ISO 3744
ISO 3743-2
2
3
Sur site
15
ISO 3744
ISO 3743-2
ISO 9614
Impossible
ISO 9614
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3746
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Impossible
ISO 9614
ISO TR 7849
____________________________________________________________________________________________________________________ BRUIT DES POMPES
Le tableau C précise les normes qu’il convient de choisir pour mesurer la
puissance acoustique d’un groupe motopompe (projet de norme Pr EN
[197017] de janvier 1996).
P
O
U
R
Tableau C – Choix des normes de mesure – Bruit d’un groupe motopompe
Puissance du groupe (kW)
Dispositif d’essai
Classe (de précision)
0
Dispositif spécifique
2
Plate-forme d’essai
hydraulique
2
3
Sur site
15
75
ISO 3744
ISO 3743-2
ISO 9614
ISO 3744
ISO 3743-1
(voir nota)
ISO 9614
ISO 3744
ISO 9614
ISO 3746
ISO 9614
2
3
300 et plus
ISO 3744
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3744
ISO 9614
ISO 3744
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3746
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3744
ISO 9614
ISO 3746
ISO 9614
ISO 9614
ISO 3746
L’ISO 3743-1 peut être utilisée pour les groupes motopompes testés sur une plate-forme d’essai hydraulique à condition que les tuyauteries soient correctement
isolées.
Mesure du bruit hydraulique
Réduction du niveau de bruit
La mesure de la puissance hydroacoustique, qui nécessite l’usage de terminaisons anéchoïques (§ 8.2.2) est précisée par les normes suivantes :
— norme NF P 52-101 pour les circulateurs de chauffage central ;
— instruction technique n° 1573 pour les pompes marines.
NF E 90600
Pour des informations plus complètes concernant les normes, se reporter à
[3].
NF EN 60034 avr. 96 (remplace NF C 51-119) Machines électriques tournantes. 9e partie : limite de bruit.
Oct. 85 (remplace ISO 1940/1973) Critères d’équilibrage des
rotors en état rigide.
E
N
S
A
V
O
I
R
Mesure du bruit des moteurs d’entraînement
Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie
est strictement interdite. - © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
Doc. BM 4 179 - 3
P
L
U
S