résolution des problèmes de vibrations de moteurs

Transcription

RÉSOLUTION DES PROBLÈMES DE VIBRATIONS DE MOTEURS –
APPROCHE ANALYTIQUE
Par William R. Finley, Mark M. Hodowanec, Warren G. Holter
Industrial Products Div.
Siemens Energy & Automation inc.
Norwood, OH
SOMMAIRE
Les problèmes de vibrations des moteurs à induction
peuvent s’avérer très frustrants et mener à une diminution
considérable de fiabilité. L’élimination ou la diminution des
temps d’arrêt dans les processus d’opération et de
fabrication se veut impérative. Si un problème survient, son
origine est rapidement identifiée et un correctif est apporté.
Par de bonnes connaissances et des méthodes de
diagnostic appropriées, il est normalement possible de
mettre rapidement le doigt sur la cause des vibrations. Une
mauvaise compréhension des origines du problème aboutit
trop souvent à des conclusions erronées. On se retrouve
alors à tenter de solutionner un problème mal diagnostiqué,
une démarche coûteuse en temps et en argent. En
effectuant une bonne cueillette d’informations et à l‘aide de
techniques d’analyse efficaces, les véritables sources d’un
problème de vibrations peuvent être identifiées. Un tel
problème peut provenir d’un des cinq points ci-dessous,
sans y être limité :
•
•
•
•
•
Déséquilibre électrique
Déséquilibre mécanique : moteurs, accouplements ou
pièces d’équipement menées
Effets mécaniques : jeu, frottement, roulements, etc.
Effets extérieurs : base, équipement entraîné,
désalignement, etc.
Résonance, vitesses critiques, contact critique, etc.
Une fois les interactions mécaniques et électriques
comprises, ainsi que l’influence qu’exercent les
composantes externes sur les vibrations qui affectent un
moteur, l’identification de l’élément responsable du
problème se voit grandement facilitée. Le présent document
propose une approche analytique permettant de mieux
comprendre et résoudre rapidement ce type de problème.
constituent le plus souvent la préoccupation principale. Afin
de solutionner un problème de vibrations, on doit faire la
différence entre la cause et l’effet. Pour ce faire, il faut
d’abord comprendre la cause originale des vibrations. En
d’autres termes : d’où provient la force? Est-ce que cette
force se révèle la cause des degrés élevés de vibrations ou
y a t-il une résonance qui amplifie la réponse vibratoire? Les
supports de la structure ne sont peut-être pas suffisamment
rigides pour minimiser les déplacements. Dans le présent
document, nous passerons en revue les diverses sources
de forces mécaniques et électriques. En outre, la façon dont
les moteurs réagissent à ces forces ou les transmettent
ainsi que la manière dont elles peuvent être minimisées ou
amplifiées seront également abordées. Lorsqu’un problème
de vibrations se présente, il est important d’utiliser une
approche systématique et analytique, en plus d’effectuer les
tests appropriés. Le processus débute par le dénombrement
de toutes les causes possibles propres à la fréquence de
vibrations identifiée et de toutes les variations provenant
des différentes conditions de service du moteur. Il faut
ensuite éliminer une à une les causes improbables du
problème jusqu’à ce qu’il ne reste plus que sa véritable
provenance, que l’on peut alors régler efficacement.
II. SOURCES DE VIBRATIONS
Il existe plusieurs forces électriques et mécaniques dans
les moteurs à induction susceptibles de provoquer des
vibrations. De plus, les interactions entre ces diverses
forces rendent parfois insaisissable l’identification des
origines du problème. Dans les sections qui suivent, les
principaux mécanismes seront traités. Afin d’obtenir une
liste plus complète des vibrations électriques et mécaniques
induites, consultez le tableau 1.
I. INTRODUCTION
Au fil des ans, de nombreux écrits ont été publiés
relativement aux vibrations. Entre autres, divers ouvrages et
livres ainsi qu’une certaine quantité de documents portent
spécialement sur les vibrations des moteurs à induction. Il
s’agit d’un sujet en constante évolution, puisqu’il progresse
au même rythme que les outils et les méthodes d’analyse et
de diagnostic. Pour cette raison, et parce qu’il s’agit d’un
élément important et complexe, connaissances, idées et
expériences actuelles et passées doivent être révisées
périodiquement.
Un problème de vibrations peut survenir à tout moment
de l’installation ou du fonctionnement d’un moteur. Lorsqu’il
se produit, il s’avère essentiel de réagir rapidement pour le
résoudre. Dans le cas contraire, on peut s’attendre à des
dommages à long terme ou immédiats qui peuvent
occasionner des arrêts de production. Ces derniers
TN40-1
Résolution des problèmes de vibrations de moteurs
VIBRATIONS À DEUX FOIS LA LIGNE DE FRÉQUENCE
Différentes forces et interactions issues de la source
d’alimentation et diverses interactions entre le rotor et le
stator sont présentées dans la figure 1. La source de
puissance est une tension sinusoïdale qui varie d’un
sommet positif à un creux négatif à chaque cycle. Différents
problèmes d’ordre électrique ou mécanique peuvent causer
des vibrations à des fréquences voisines ou identiques. On
doit procéder avec attention afin de différencier les
véritables sources de vibrations.
Une
source
d’alimentation
produit
une
force
électromagnétique d’attraction entre le stator et le rotor, qui
atteint son maximum lorsque le courant négatif ou positif qui
traverse le stator est lui aussi à son point culminant à cet
instant précis. Il en résulte deux pointes de force pour
chaque cycle de tension ou onde de courant, diminuant
jusqu’à une valeur nulle à un moment où le courant et
l’onde de flux arrivent à zéro, tel que l’indique la figure 2. On
obtient une fréquence de vibrations égale à deux fois la
fréquence de la source de puissance (vibrations à deux fois
la ligne de fréquence). Ces vibrations particulières se
veulent extrêmement sensibles à la rectitude de surface des
supports du moteur, à la structure ainsi qu’à la rigidité de la
base, mais aussi à la stabilité de l’entrefer, autour de
l’alésage du stator. Elles subissent également l’influence de
l’excentricité du rotor.
Certaines personnes soutiennent à tort que les vibrations
à deux fois la ligne de fréquence varient en fonction de la
charge. Cette fausse croyance vient de l’idée que de telles
vibrations proviennent d’un champ magnétique produit par
le courant circulant dans le bobinage du stator, selon la
charge, et créent une force magnétique qui fluctue en raison
du carré de la valeur du courant de charge. En réalité, les
ampères-tours du stator et du rotor tendent à s’équilibrer, à
l’exception des ampères-tours d’excitation. Pour ceux qui ne
sont pas familiers avec la théorie des moteurs électriques,
les ampères-tours d’excitation sont créés par le courant
hors charge du moteur. Ce dernier développe dans le
moteur le champ magnétique nécessaire à produire un
champ électromagnétique égal en intensité à la tension
appliquée. Lorsque la charge est appliquée au moteur, les
courants du stator et du rotor augmentent simultanément en
s’équilibrant. Il n’y a donc plus de variation importante de
flux. Ce qui signifie que les forces magnétiques de base
sont indépendantes du courant de charge, en plus de se
révéler à peu près semblables à pleine charge à celles que
l’on obtient sans charge. Par contre, la composante
principale des vibrations à deux fois la ligne de fréquence
TN40-2
o
Fiche technique n 40
se trouve créée par une attraction magnétique occasionnée
par un entrefer asymétrique. Elle ne varie pas en fonction
de la charge.
Dans les moteurs bipolaires, le degré de vibrations à
deux fois la ligne de fréquence semblera modulé avec le
temps de par son lien étroit avec les vibrations de rotation à
deux temps. Les problèmes rencontrés dans un moteur,
comme l’usure, le jeu excessif entre les pièces, la courbure
de l’arbre ou une portée d’arbre elliptique peuvent causer
des vibrations de deux fois la fréquence de rotation. En
raison de la similitude avec les vibrations à deux fois la ligne
de fréquence, les deux niveaux s’additionneront lorsqu’ils
seront en phase et se soustrairont lorsqu’ils seront
déphasés, et ainsi de suite. Cette modulation se répètera à
une fréquence de deux fois celle du glissement du moteur 2
pôles. Même en l’absence de charge, les vibrations à deux
fois la ligne de fréquence des moteurs bipolaires varieront
de 7 200 cpm (120 Hz) en raison du glissement. Puisqu’il y
a glissement dans les moteurs à induction, même à faible
intensité en l’absence de charge, il peut s’écouler entre 5 et
15 minutes pour un décalage d’une rotation complète. Pour
ceux qui ne sont pas familiers avec le terme glissement, il
existe un champ de rotation autour du stator avec lequel le
rotor tente de rester en phase, mais ce dernier accusera un
retard par rapport au champ du stator d’un certain nombre
de rotations par minute, selon la charge appliquée. Plus la
charge est élevée, plus le glissement sera important. La
valeur du glissement représente 1 % de la vitesse prescrite
à pleine charge et diminue jusqu’à 0 à charge nulle.
Puisque les degrés de vibrations ne sont pas constants, il
est nécessaire d’effectuer un test de modulation afin de
pouvoir prendre plusieurs mesures de vibrations. Dans un
test de modulation, on permet au moteur de fonctionner
pendant une période de 10 ou 15 minutes. Les vibrations
sont alors enregistrées de façon continue pour déterminer
les maximums et les minimums.
STATOR ELLIPTIQUE CAUSÉ PAR LE FLUX
FONDAMENTAL
Comme on peut le constater à la figure 3, dans les
moteurs bipolaires, la force électromécanique aura
tendance à déformer le stator de façon à lui donner une
forme elliptique. Les premières causes de résistance au
mouvement proviennent de la solidité du noyau
ferromagnétique et de la rigidité de l’enveloppe autour du
noyau du stator.
Dans les moteurs 4-pôles, la distance entre les nodules
n’est que de 45 degrés mécaniques, soit la moitié de ce que
l’on observe dans les moteurs 2-pôles, ce qui rend le stator
o
4-pôles beaucoup plus résistant au mouvement pour provoquer
ainsi des vibrations à deux fois la ligne de fréquence, cette
dernière étant beaucoup plus faible. Les calculs effectués sur un
moteur bipolaire de 1 000 HP type à 60 Hz indiquent des
vibrations de pointe de 120 Hz au diamètre extérieur du noyau
du stator d’environ 0,12 po/s (3 mm/s), tandis que les valeurs
pour un moteur 4-pôles de même taille sont de seulement 0,02 à
0,03 po/s (0,5 à 0,8 mm/s), soit entre le sixième et le quart de
cette valeur. Les vibrations à deux fois la ligne de fréquence se
trouvent donc transmises de la structure du moteur aux fixations
du palier où elles diminuent progressivement en amplitude.
ENTREFER ASYMÉTRIQUE
Les degrés de vibrations à deux fois la ligne de fréquence
peuvent augmenter de façon considérable lorsque le film d’air
entre le stator et le rotor n’est pas symétrique, tel que le montre
la figure 4.
Cette condition particulière provient d’une force plus grande
dans la direction du plus petit entrefer. En effet, une attraction
magnétique existe dans la direction où l’entrefer est au minimum.
Force B2/d (1)
mouvement correspond à celle de l’onde de flux, l’attraction
magnétique se déplacera avec l’entrefer minimal, occasionnant
ainsi des vibrations à la ligne de fréquence. Ces dernières
s’avèrent généralement très faibles ou inexistantes, mais si le
stator ou le rotor possède une fréquence de résonance
semblable à la ligne de fréquence, les vibrations produites
peuvent se faire importantes.
VIBRATIONS À UNE FOIS LA LIGNE DE FRÉQUENCE –
EXCENTRICITÉ ÉLECTRIQUE DU ROTOR
Un rotor excentrique, dont le diamètre extérieur du noyau
n’est pas concentrique à l’axe du palier, crée un point d’entrefer
minimal qui tourne avec le rotor à une fois la fréquence de
rotation. Associée à ce phénomène, il y aura une force
magnétique résultante au point de l’entrefer minimal, puisque la
force qui agit en ce point est plus grande que la force au point de
l’entrefer maximal, comme le montre la figure 5. Cette force
résultante tournera à la fréquence de rotation, avec l’entrefer
minimal, provoquant des vibrations à une fois la ligne de
fréquence.
Le flux qui cause la force magnétique est l’onde de flux
fondamentale qui tourne autour du stator à la vitesse du moteur
de manière synchronisée. Le rotor tend à suivre l’onde de
rotation du stator, mais il glisse derrière le champ du stator au
moment de développer le couple nécessaire. Lorsque le point de
l’entrefer maximal du rotor s’aligne avec le point maximal du flux
du stator, la force atteint son maximum et diminue ensuite
progressivement pour se retrouver légèrement sous le point de
flux minimal. Ainsi se crée une force de déséquilibre qui tourne à
la vitesse de rotation et change en intensité suivant le
glissement. Il en découle finalement une vitesse de rotation dont
l’amplitude module avec le glissement. Cette condition se produit
avec ou sans charge. Sans charge, la fréquence se rapproche
de la vitesse synchrone et peut avoir une période de modulation
de 5 à 15 minutes. À pleine charge, la fréquence de modulation
en cpm sera égale au glissement en tr/min multiplié par le
nombre de pôles. Le glissement est égal à la vitesse synchrone
moins la vitesse à pleine charge, généralement 1 % du nombre
de révolutions prescrit. Par exemple, un moteur bipolaire dont la
vitesse à pleine charge est de 3 564 tr/min à 60 Hz présentera
un glissement de 3 600 – 3 564 = 36 cycles par minute
(glissement de 1 %) avec une fréquence de modulation de 2 x
36 = 72 cycles par minute.
B = densité de flux
d = épaisseur de l’entrefer
Non seulement le stator est entraîné dans une direction, mais
le rotor est attiré dans le sens opposé, vers la partie de l’entrefer
qui présente la plus petite épaisseur. Il en découle une vibration
de l’arbre plus grande, au détriment de la durée de vie utile des
paliers. Notons qu’à la figure 4, le diamètre extérieur du rotor est
concentrique à l’axe de rotation, ce qui permet à la force de
demeurer à son maximum dans la direction de l’entrefer minimal.
VIBRATIONS À UNE FOIS LA LIGNE DE FRÉQUENCE
Même si elles ne se révèlent pas aussi importantes que les
vibrations à deux fois la ligne de fréquence, les vibrations à une
fois la ligne de fréquence existent également. Une attraction
magnétique peut entraîner des vibrations à la ligne de fréquence
(une fois) de même que les vibrations à deux fois la ligne de
fréquence. Si le rotor ou le stator bouge d’un côté à l’autre, le
point où l’entrefer est au minimum peut aussi se déplacer de la
même façon à l’intérieur du moteur. Lorsque la fréquence de ce
TN40-3
o
BARRE DE ROTOR BRISÉE
S’il existe un bris dans une barre du rotor ou un joint de
soudure ouvert, aucun courant ne pourra circuler dans la
barre, tel qu’illustré à la figure 6.
Il n’y aura donc pas de champ dans le rotor autour de
cette barre. Donc, la force appliquée sur ce côté du rotor
sera différente de celle qui existe sur l’autre côté, créant
encore une fois une force magnétique qui tourne à la
vitesse de rotation et qui module à une fréquence égale à
celle du glissement multipliée par le nombre de pôles. Si
l’une des barres du rotor possède une résistance différente,
un phénomène semblable peut se manifester (comme dans
le cas d’une barre de rotor brisée). Soulignons qu’il s’agit
d’une condition qui ne peut pas se retrouver à charge nulle.
Il y a toutefois un phénomène semblable lié à cette
condition que l’on peut observer en l’absence de charge
après que le moteur ait atteint sa température de
fonctionnement à l’aide de n’importe quelle méthode
permettant de générer un courant dans le rotor. Ces
méthodes comprennent un test à pleine charge couplé,
surchauffe sur deux fréquences, accélérations multiples ou
surchauffe par verrouillage du rotor et application de
tension. De plus, des barres de rotor brisées ou une
fluctuation de la résistance des barres entraîneront une
variation de chaleur autour du rotor. Le cas échéant, il
pourra se produire un fléchissement du rotor qui créera une
excentricité et causera un déséquilibre du rotor et une plus
grande attraction magnétique, entraînant à son tour une
fréquence élevée et quelques légères vibrations à deux fois
la ligne de fréquence.
VIBRATIONS À LA FRÉQUENCE DE PASSAGE DES
BARRES DE ROTOR
Une haute fréquence de vibrations magnétiques, liée à la
charge et semblable à la fréquence de passage des
encoches du rotor, s’exerce dans le stator lorsque le
courant est induit dans les barres du rotor sous l’application
de la charge. L’intensité de cette vibration varie
proportionnellement à la charge. Le courant électrique dans
les barres crée un champ magnétique autour des barres qui
produit une force d’attraction sur les dents du stator. Ces
forces radiales et tangentielles qui s’appliquent sur les dents
du stator, tel que montré à la figure 7, provoquent des
vibrations du noyau et des dents du stator.
TN40-4
La fréquence de cette source de vibrations est beaucoup
plus forte que les fréquences normalement mesurées durant
des tests de vibrations. Dû à ces fréquences extrêmement
élevées, même de très faibles déplacements peuvent
entraîner des vitesses élevées si la plage de fréquences
durant le test comprend cette gamme de fréquences. Même
si des fréquences semblables peuvent se retrouver sur la
structure du moteur et sur le corps de palier, on ne
constatera pas de degrés de vibrations dommageables à de
si hautes fréquences entre l’arbre et le corps du palier. Pour
cette raison, les spécifications concernant les vibrations ne
mentionnent pas ce niveau de fréquences. Puisque les
vibrations à la fréquence de passage des barres du rotor se
produisent à haute fréquence, la vélocité des vibrations peut
devenir significative, mais son effet sur la fiabilité du moteur
s’avère négligeable. En tenant compte de la contrainte
subie par le moteur en réaction à ces vibrations, on en
arrive à ce raisonnement. Par exemple, un moteur bipolaire
affichant des vibrations à 2 800 Hz (occasionnées par la
fréquence de passage des barres du rotor plus une
fréquence latérale de 120 Hz) donnerait le calcul suivant :
Vitesse po/s (mm/s) 0,1 (2,54) 0,5 (12,7)
Déplacement mils (mm) 0,011 (0,0003) 0,057 (0,0014)
Contrainte dans le noyau du stator psi (kg/cm2) 30
(2,11) 150 (10,55)
Contrainte dans les dents du stator psi (kg/cm2) 50
(3,52) 250 (17,58)
La résistance normale à la fatigue du noyau est de
35 000 psi (1 055 kg/cm 2). Des niveaux semblables de
basses contraintes peuvent être calculés pour toutes les
pièces du moteur (incluant les enroulements du stator). De
plus, l’épaisseur minimale normale du film d’huile se situe
entre 1,0 et 1,5 mils (0,03 mm à 0,04 mm). Tel que
mentionné précédemment, puisqu’un faible déplacement
variant entre 0,011 et 0,057 mils (0,0003 à 0,0014 mm) peut
être observé, ces vibrations n’auront pas d’effets
indésirables sur les performances du palier.
o
Les fréquences latérales et les encoches de rotor se
situent dans une échelle de fréquence normalement
associée aux bruits plutôt qu’aux performances en vibration,
et sont prises en compte lors de la conception du moteur
relativement au contrôle du bruit. En fait, ces éléments de
force constituent la principale source de bruit à hautes
fréquences dans les machines électriques, soumises depuis
longtemps aux mesures de contrôle et de limitation du bruit.
L’expérience a démontré que lorsque le bruit se situait à
l’intérieur de la gamme normale ou même élevée, aucun
dommage de structure n’avait été décelé. L’influence de ces
vibrations à hautes fréquences est faussée par la prise de
mesures de vitesse et par l’application des limites basée sur
l’expérience acquise avec les vibrations à hautes
fréquences.
FRÉQUENCES DES FORCES MAGNÉTIQUES
RELATIVES À LA CHARGE ET GÉOMÉTRIE DU
DÉPLACEMENT
Les fréquences des forces magnétiques en relation avec
la charge appliquée aux dents et au noyau du stator sont
égales à l’addition de la fréquence de passage des barres
du rotor et des fréquences latérales à + ou - 2f, 4f, 6f et 8f
Hz, où f correspond à la ligne de fréquence. Une force
magnétique est générée à la fréquence de passage des
encoches du rotor (FQR), soit la vitesse du moteur en
révolutions/seconde multipliée par le nombre d’encoches du
rotor, comme montré en (2) :
FQR = tr/min x Nr/60 Hz (2)
Nr = Nombre d’encoches du rotor
Pour un moteur bipolaire typique à 3 570 tr/min avec 45
encoches, suivant l’exemple ci-dessus, FQR = 2 680 Hz.
BARRE DE ROTOR ET FORCE RÉSULTANTE SUR LES
DENTS DU STATOR
Les fréquences latérales se forment lorsque l’amplitude
de cette force est modulée à deux fois la fréquence de la
source d’alimentation. Dans le cas d’un système à 60 Hz,
une modulation à 120 Hz produit les fréquences latérales,
donnant des fréquences d’excitation de FQR, FQR + 120,
FQR - 120, FQR + 240, FQR - 240 Hz, etc. Les forces
appliquées sur les dents du stator ne sont pas distribuées
également sur chacune des dents pour des temps donnés;
elles sont appliquées sur les dents à des magnitudes
différentes, selon la position qu’elles occupent sur le
système rotor-stator. Il en résulte des ondes de force tout le
long de la circonférence du stator. La géométrie de
déplacement résultant de ces forces magnétiques est le
résultat de la différence entre le nombre d’encoches du rotor
et celui du stator, comme montré en (3) :
que décrits ci-dessus, le stator vibrerait suivant l’une ou
l’autre de ses géométries de déplacement (m), tel qu’illustré
à la figure 8. Chacune des géométries possède sa propre
fréquence naturelle. Le noyau peut d’une certaine façon
être influencé par la structure du stator, mais au moment de
l’analyse, il s’agit d’un facteur négligeable pour sa
complexité et parce que ses effets sur les hautes
fréquences se font minimes.
Afin de mieux comprendre la fréquence de résonance du
noyau pour un mode vibratoire donné, disons que le noyau
peut être représenté par une poutre, supportée simplement
à ses deux extrémités et qui fléchit sous l’effet des forces
appliquées. La longueur de la poutre est égale à la
circonférence du diamètre normal (moyen) du noyau du
stator pour une demi-longueur d’onde de force (voir la
figure 9) [8] :
L = D s (4)
2M
M = (Ns – Nr ) +/- KP (3)
Ns = Nombre d’encoches du stator
Nr = Nombre d’encoches du rotor
P = Nombre de pôles
K = Suite de nombres entiers 0,1, 2, 3, etc.
GÉOMÉTRIE DE DÉPLACEMENT ET FRÉQUENCES
VIBRATOIRES NORMALES DU NOYAU
Sous l’application des forces magnétiques, le noyau du
stator entre en vibration de la même manière qu’une bague
d’acier qu’on frapperait contre une table. Suivant les
fréquences et le comportement de la force d’excitation, tels
TN40-5
o
à pleine charge. Dans le cas d’un moteur bipolaire, on a
donc un nombre de deux pôles multiplié par 36 tr/min
(glissement normal) ou 72 cycles par minute. Afin de faciliter
la compréhension du phénomène, prenons un point ou une
barre sur le rotor d’un moteur 2-pôles et que ce point tourne
à une vitesse de 3 564 tr/min Il se forme un champ à basse
fréquence autour de cette barre. Ce champ applique une
force d’intensité variable au stator en fonction du niveau de
flux dans le rotor à ce moment précis. Le flux provoque une
pulsation chaque fois qu’il passe près d’une encoche du
stator. Notons que la force rencontrée par le rotor est au
niveau de la fréquence de passage des encoches du stator
et module au double du glissement. Ceci produit une
vibration des barres du rotor à la fréquence de passage des
encoches du stator plus et moins les fréquences latérales
en multiples de (glissement) x (pôles).
Si la fréquence de résonance du noyau se rapproche de
celle de la force, un degré de vibrations élevé se produira.
Les modes vibratoires faibles peuvent engendrer des
fréquences de résonance voisines de la fréquence de force.
La fréquence de résonance des dents du stator doit
également être prise en considération. Les forces
tangentielles appliquées sur les dents peuvent provoquer
des conditions de résonance. La dent est en fait une poutre
en porte-à-faux supportée à sa base par le noyau. La
fréquence de résonance de la poutre est fonction de la
longueur et de la largeur de la poutre. Une poutre plus
longue et plus étroite produira une fréquence de résonance
plus basse.
La force appliquée sur chaque dent entraîne un
déplacement de la dent et du noyau. Ce déplacement sera
de plus grande amplitude lorsque la fréquence de la force
s’approche de la fréquence de résonance de la dent ou du
noyau (5) :
(5)
Facteur d’amplification = 1
1 - (f / f0 )
2
f = ligne de fréquence
fo = fréquence normale
Cette vibration se voit parfois incorrectement associée à
des jeux excessifs des barres du rotor, mais il existe des
raisons pour expliquer le fait que le jeu des barres de rotor
ne génère pas de vibration de passage des encoches du
rotor. Premièrement, dans les plus gros moteurs, la force
centrifuge est telle que la seule façon d’observer un
mouvement dans les barres de rotor est lors de la phase
d’accélération. Il s’agit d’un problème sérieux, puisque la
cause principale de rupture des connexions des barres
provient du mouvement provoqué à la suite de démarrages
successifs d’une masse à inertie élevée. La seule
augmentation en vibration occasionnée par un jeu excessif
des barres de rotor serait due à un déplacement de la cage
du rotor entraînant alors un débalancement mécanique à 1
temps. Deuxièmement, si on examine une barre de rotor, on
remarque que la barre n’est jamais soumise à une force au
point de passage d’une encoche du rotor. Les barres
tournent à une certaine vitesse de rotation. Il existe un
champ de rotation alternatif dans le rotor dont la fréquence
se rapproche de 0 cycles par minute en l’absence de
charge, et qui augmente ensuite à une fréquence égale à la
fréquence de glissement multipliée par le nombre de pôles
TN40-6
VIBRATION DE ROTATION À UN TEMPS –
DÉSÉQUILIBRE DU MOTEUR
L’équilibrage est nécessaire pour tous les types de
machineries rotatives, incluant les moteurs, afin d’obtenir un
bon fonctionnement. Cette opération est réalisée en usine à
l’aide d’un niveau de précision déterminé par la vitesse du
moteur, sa taille et les requis de vibrations. Les moteurs
bipolaires commandent une très grande précision. Les
moteurs 2-pôles et 4-pôles doivent être équilibrés à leurs
vitesses de fonctionnement. Les moteurs assemblés sont
soumis à un test de fonctionnement qui permet de s’assurer
que les exigences relatives aux vibrations ont été
respectées. Même si l’utilisateur n’est pas directement
concerné, certains facteurs d’importance qui affectent
l’équilibrage en usine doivent être abordés. Ils s’appliquent
principalement aux moteurs 2-pôles. La plupart des moteurs
moyens ou gros sont utilisés pour des applications à vitesse
constante, quoiqu’on ait récemment observé une
augmentation du nombre et de la taille des moteurs utilisés
à des vitesses variables. Les moteurs à vitesses constantes
peuvent être équilibrés sur une seule vitesse, soit leur
vitesse de service. Les applications à vitesses variables
demandent qu’un bon équilibrage du rotor soit maintenu
pour toute la gamme des vitesses de fonctionnement, soit
entre 40 et 100 % de la vitesse synchrone. L’équilibrage du
rotor implique la structure complète du moteur, construite à
partir d’une multitude de pièces, y compris l’arbre, les
laminations du rotor, les têtes d’enroulement, les barres du
rotor, les raccords d’extrémités, les bagues de retenue (au
besoin) et les ventilateurs. La conception et la fabrication de
tous ces éléments doivent être contrôlées afin d’obtenir un
équilibre précis. Les éléments fondamentaux d’un
équilibrage de précision sur tout type d’appareil sont les
suivants :
– Les pièces doivent être fabriquées avec précision de
manière à obtenir des concentricités serrées et un
minimum de déséquilibre.
–Un jeu excessif entre les pièces, pouvant être le
résultat de déplacements pendant le fonctionnement et
occasionnant un changement dans l’équilibrage, doit
être évité ou minimisé.
–Des contrepoids pour corriger l’équilibre doivent être
ajoutés au point de déséquilibre ou très près.
Pour les moteurs, le perçage du rotor doit être réalisé
avec précision, des concentricités serrées et un réglage de
l’arbre qui soit maintenu pour toutes les vitesses de service
o
du moteur et toutes les températures de fonctionnement.
Les perforations s’effectuent à travers l’empilage aligné
selon l’alésage, pressé uniformément et fixé en position lors
de l’ajustement avec l’arbre afin de prévenir tout
mouvement à la suite de changements de vitesses. Lorsque
les raccords d’extrémités requièrent des bagues de retenue,
ces dernières doivent être faites d’un matériau à haute
résistance et dotées des dimensions appropriées. Les
barres de rotor sont calées ou estampillées pour s’ajuster
parfaitement dans les encoches. Il existe d’autres méthodes
qui permettent de produire des barres de rotor serrées, tel
que le réchauffement du noyau et le refroidissement des
barres, mais ces méthodes sont rarement utilisées. Les
raccords d’extrémités doivent être soudés symétriquement
par induction aux barres de façon à éliminer les variations
d’équilibre occasionnées par les fluctuations thermiques.
L’arbre et l’assemblage du rotor sont usinés avec précision
et ajustés à des concentricités en deçà de 0,001 pouce
(0,03 mm). Le rotor est pré-équilibré sans les ventilateurs.
Les ventilateurs sont équilibrés individuellement avant d’être
assemblés sur le rotor. Ils sont ensuite installés en vue de
leur équilibrage final sur le rotor. Pour les moteurs équipés
de lourds ventilateurs extérieurs, un équilibrage des
ventilateurs sur deux plans peut se révéler nécessaire. Les
applications à vitesse constante ne requièrent généralement
pas plus qu’un arbre rigide pour les petites machines ou
encore un arbre flexible pour les moteurs plus volumineux.
Un arbre rigide fonctionne sous sa vitesse latérale critique,
tandis qu’un arbre flexible tourne au-dessus de la première
vitesse latérale critique [12]. Quand le rotor est conçu avec
précision et fabriqué tel que décrit plus haut, un équilibrage
sur deux plans, en faisant les corrections de poids sur les
extrémités du rotor, sera généralement suffisant même pour
les rotors flexibles. Cependant, il est possible qu’à
l’occasion un rotor flexible puisse nécessiter un équilibrage
sur trois plans afin de limiter les vibrations lorsque le moteur
atteint sa vitesse critique durant la phase préparatoire ou
durant un ralentissement. Cette étape est réalisée avec des
corrections de poids sur le plan central du rotor et aussi aux
deux extrémités.
Les applications à vitesses ajustables requièrent un arbre
rigide pour empêcher les changements importants
d’équilibrage en fonction de la vitesse et dus au
fléchissement de l’arbre, tel qu’on peut l’observer avec un
arbre flexible. De plus, la multitude d’autres facteurs qui
affectent l’équilibrage de cette structure complexe, tel que
discuté précédemment, doit aussi être contrôlée afin de
conserver un bon équilibrage pour une large gamme de
vitesses. Tout particulièrement, le moindre écart de jeu sur
une barre pourra entraîner une variation excessive de
l’équilibrage à mesure qu’augmente la vitesse. On peut
prévenir cette situation en ajoutant des cales aux barres du
rotor ou par estampillage. Des cales autour des barres
permettent aux barres d’être insérées fermement dans les
encoches sans avoir peur de créer un jeu excessif entre les
barres.
Cette méthode empêche aussi les barres de bouger
advenant le cas où les barres ne subiraient pas de phases
de contraction et d’expansion, durant les périodes de
réchauffement et de refroidissement, au même rythme que
le noyau.
Lors de l’équilibrage et du test sans charge en usine, la
clavette de la rallonge de l’arbre est complètement remplie
avec une demi clavette maintenue en place par un
manchon afin d’empêcher tout débalancement. Le test à
charge est réalisé avec le moteur monté sur une base rigide
et massive, alignée avec précision à l’aide d’un
dynamomètre joint à un accouplement balancé et une
clavette appropriée.
DÉSÉQUILIBRE THERMIQUE
Le déséquilibre thermique est une forme particulière de
déséquilibrage. Il est causé par une surchauffe inégale du
rotor ou une déformation due à la surchauffe. Il est
nécessaire de déterminer l’origine de cette surchauffe
inégale qui affecte la rectitude de l’arbre et bloque le rotor.
Avant d’entreprendre une telle réparation, la gravité du
problème thermique doit d’abord être constatée. Tous les
rotors subissent des variations de vibrations lorsqu’ils
passent du froid au chaud. La spécification API 541,
e
3 édition, recommande une vibration de 0,6 mils (0,02 mm)
(à la fréquence de rotation 1X) et de 0,05 in/s (1,27 mm/s)
pour le boîtier. Cependant, s’il s’agit d’un usage continu et
que les degrés de vibrations ne sont pas excessifs au
démarrage (soit quand le moteur est froid), il est convenable
de permettre une variation plus grande du froid au chaud
sans endommager le moteur. Dans ces situations, si on
désire maintenir un bas niveau de vibrations en
fonctionnement normal, une procédure d’équilibrage à
chaud peut être utilisée. Pour réaliser cette procédure, il
s’agit de faire fonctionner le moteur jusqu’à ce qu’il soit
thermiquement stable et de rapidement procéder à
l’équilibrage. Au besoin, faire fonctionner le moteur encore
une fois après l’installation des charges d’essai, puis laisser
le moteur se stabiliser thermiquement avant de reprendre
les mesures de vibration pour les corrections de poids
finales.
DÉSÉQUILIBRE DE L’ACCOUPLEMENT
Les limites accordées au déséquilibre de l’accouplement
dans la spécification API 671 de 40W/N, lorsque appliquées
à un moteur 2-pôles typique de 1 000 hp 3 600 rpm par
exemple, donnent des valeurs égales au tiers des limites de
déséquilibre du moteur sur une extrémité.
L’analyse montre qu’il s’agit d’une valeur acceptable pour
obtenir une vibration minimale sur le moteur. En la
comparant à la limite de déséquilibre d’accouplement de
AGMA, utilisée couramment dans l’industrie, on voit qu’elle
se compare à un équilibrage Classe 11, qui requiert un
accouplement équilibré. C’est beaucoup mieux qu’une
Classe 9 (par un facteur de 3), qui n’est pas un
accouplement équilibré. Les accouplements équilibrés
AGMA de Classe 9 sont parfois utilisés dans les moteurs 2pôles, mais ils ne satisfont pas à la norme API 671 et
peuvent occasionner des problèmes de vibrations dans les
moteurs de précision. L’utilisation d’une clavette appropriée
et d’accouplements équilibrés permet de considérer
l’alignement et le montage de la machine ainsi que
l’équilibrage des pièces d’entraînement comme les seuls
facteurs d’influence quant aux vibrations des systèmes.
ACCOUPLEMENTS SURDIMENSIONNÉS
Un élément qui mérite une attention particulière au
moment de choisir des accouplements est la taille de ceuxci. L’accouplement doit être suffisamment volumineux pour
répondre aux besoins de l’application, sans être au
contraire trop gros. Les conséquences d’un accouplement
surdimensionné sont les suivantes :
TN40-7
• Augmentation des vibrations du moteur due au plus
grand déséquilibrage de l’accouplement et/ou un
changement de la vitesse critique ou de la réaction du
rotor avec l’augmentation du poids (surtout dans le cas
des machines équipées d’arbres flexibles).
• Un accouplement largement surdimensionné peut
provoquer des fléchissements importants de l’arbre,
des vibrations excessives et un frottement des joints
d’étanchéité entraînant finalement un bris d’arbre
catastrophique. La principale fréquence de vibration
provenant
d’un
accouplement
surdimensionné
correspond à une rotation à 1 temps, tout comme pour
un déséquilibrage.
o
FORCER LA RÉPONSE EN FRÉQUENCE – BASE DE
MOTEUR FAIBLE
Si le moteur repose sur une base d’acier fabriquée, telle
qu’une base coulissante, alors il existe une possibilité que
les vibrations mesurées sur le moteur soient provoquées
par les vibrations de la base elle-même. Idéalement, la base
devrait être suffisamment rigide pour rencontrer les critères
« Massive Foundation » définis par la norme API 541 [1].
DÉSÉQUILIBRE DE LA MACHINE ENTRAÎNÉE
Dans des circonstances normales, le déséquilibre d’une
pièce d’équipement menée n’affectera pas de façon
significative les vibrations du moteur. Par contre, s’il s’agit
d’un déséquilibre important ou si un accouplement rigide est
utilisé, le déséquilibre de l’appareil entraîné peut alors se
transmettre au moteur.
CONSERVER L’ÉQUILIBRE SUR LE SITE
D’EXPLOITATION
Lorsqu’un moteur à haute vitesse équilibré avec précision
se voit installé sur un site d’exploitation, son équilibre doit
être maintenu jusqu’à ce qu’il soit uniforme au reste du
système. En plus d’un accouplement équilibré, une clavette
appropriée doit être utilisée. Une façon d’y arriver est de
remplir complètement le clavetage de l’arbre à l’aide d’une
clavette passant à travers le moyeu de l’accouplement et
ensuite comblée afin de correspondre au diamètre de
l’arbre. Une deuxième approche consiste à utiliser une
clavette rectangulaire dont la longueur soit telle que la partie
qui dépasse le moyeu de l’accouplement puisse
contrebalancer le déséquilibre correspondant à la partie
vide restante du clavetage. Cette longueur peut être
calculée si la longueur du moyeu de l’accouplement et les
dimensions du clavetage sont connues. Une clavette de
mauvaise dimension peut provoquer un déséquilibrage
important du système causant ainsi une vibration qui va audelà des limites acceptables. Par exemple, les calculs pour
un moteur 2-pôles typique de 1 000 HP 3 600 tr/min
montrent qu’une erreur dans la longueur de la clavette de
0,125 pouce (3,175 mm) provoquera un déséquilibre de
0,7 oz-po (50 g-cm.). Ce qui est à peu près égal à la limite
de déséquilibre résiduel de 4W/N accordée pour chaque
extrémité du rotor, selon la norme API 541, mais qui excède
par un facteur de 3 la tolérance de déséquilibre résiduel de
40W/N pour demi-accouplement type, tel que le prescrit la
norme API 671. Un problème survient à l’occasion sur le
site d’exploitation lorsqu’un moteur à arbre flexible,
présentant un équilibre à haute vitesse, est envoyé à un
centre de service pour être réparé. Si le rotor est de
nouveau équilibré à l’aide d’une machine à basse vitesse, il
en résultera une vitesse de service déséquilibrée et le
moteur fonctionnera rudement lorsque testée ou réinstallée.
Bien sûr, la solution consiste à ne pas le rééquilibrer, à
moins que la nature de la réparation l’exige. Si un
rééquilibrage est absolument nécessaire, il doit être réalisé
à la vitesse de fonctionnement du rotor; sinon, un réglage
de l’équilibre devra être effectué après le réassemblage du
moteur.
TN40-8
Essentiellement, cela implique que les vibrations sur les
supports près des ancrages du moteur correspondent à
moins de 30 % des vibrations mesurées sur les paliers. Afin
de tester le niveau de faiblesse d’une base, mesurer et
tracer les vibrations horizontales au niveau du sol, au bas,
au milieu et au-dessus de la base, ainsi que sur les paliers
du moteur. Une fois dessiné, ce renseignement
ressemblerait à l’illustration de la figure 11, pour un moteur
reposant sur une base faible. Dans cet exemple, si le
moteur avait été installé sur une base rigide, les vibrations
sur les paliers auraient été proches de 0,25 mils (0,006 mm)
plutôt que de 2,5 mils (0,064 mm). Une base de moteur
faible entraîne habituellement des vibrations 1X à
l’horizontal tel que montré à la figure 11. Elle peut aussi
provoquer des vibrations 2X (deux fois la fréquence de
rotation) ou 2f (deux fois la ligne de fréquence), qui sont
également communes parmi les fréquences de vibrations
des moteurs. Afin de déterminer la nature et l’origine de ces
vibrations 2X, il faut prendre des mesures de vibrations sur
les ancrages du moteur, horizontalement et verticalement,
et noter les phases ainsi que les amplitudes de façon à
mieux comprendre la géométrie du mode vibratoire. Un
mode de type « balancier » est observé dans le cas illustré
à la figure 12. La composante horizontale HV provenant du
balancement s’ajoute à la composante HM propre au moteur
pour donner une composante totale agissant sur le corps du
palier, comme montré ici (6) :
H = HM + HV (6)
H = vibration horizontale actuelle du moteur
mesurée sur le site
HM = vibration horizontale du moteur seul mesurée
sur une base massive en usine
o
HV = (D/E)VB, composante de vibration horizontale
due à VB, une vibration verticale mesurée sur
chacun des ancrages du moteur sur le site.
masse (b), ensuite comme l’équivalent d’un système de
deux masses et de deux ressorts (c).
Le type de réparation recommandé pour le moteur sur
base faible illustré consiste à attacher ensemble les poteaux
des supports de façon très rigide afin de pouvoir répondre
aux critères qui s’appliquent à une « Massive Foundation ».
Même lorsque la résonance de la base ne constitue pas un
facteur important, la solidification des supports trop faibles
d’une structure peut grandement réduire les vibrations.
FACTEUR CONTACT CRITIQUE
La fréquence critique de contact ou fréquence « reed »
(fréquence naturelle verticale) d’un moteur est fonction de
sa masse, de sa répartition de poids et de la géométrie de
sa base. La fréquence « reed » critique ne doit pas être
confondue avec la vitesse critique latérale du rotor.
Toutefois, dans les très gros moteurs, la vitesse latérale
critique du rotor peut s’avérer être un facteur déterminant
pour la fréquence critique de contact, particulièrement dans
le cas d’un moteur seul. Son effet sur le moteur peut être
déterminé en le considérant comme une masse séparée et
en incluant la flexibilité de l’arbre du rotor dans le calcul de
la fréquence « reed ». Ceci dit, considérer le moteur comme
deux masses distinctes d’un système à deux degrés de
liberté comme illustré à la figure 13, plutôt que comme un
système à un seul degré de liberté tel que le décrit la norme
NEMA MG 1-1998, 20.23. La figure 13 montre que la
structure du moteur (a) est simplement un système
comprenant deux masses pouvant être graduellement
simplifié, d’abord comme une structure schématique poutre-
Comme la vitesse latérale critique du rotor est inférieure
à la fréquence de contact calculée comme un système à un
seul degré de liberté, la véritable fréquence « reed » sera
inférieure à la valeur calculée. Elle sera à peu près égale à
la vitesse latérale critique du rotor. Cependant, lorsque
monté sur une base flexible sur le site d’exploitation, l’effet
de l’arbre du rotor sera moindre et un calcul ne tenant
compte que d’un seul degré de liberté est suffisant. Comme
dans le cas d’une latérale critique, si la vitesse d’opération
du moteur (ou toute autre fréquence où un élément
aggravant est présent) correspond à la fréquence « reed »
critique, une importante magnification dans l’amplitude des
vibrations se produira. Les fabricants de moteurs émettent
couramment des données au sujet du contact critique. Ceci
inclut la fréquence « reed » critique que le moteur seul
posséderait s’il avait été monté sur une masse rigide
sismique. Les fabricants fournissent également l’information
suivante afin d’aider à déterminer la fréquence de
résonance du système avec un moteur monté sur la base
de l’utilisateur : poids de la machine, position du centre de
gravité et déflexion statique. Les bases que l’on retrouve
dans les installations typiques ne sont pas aussi rigides et,
de ce fait, la fréquence critique « reed » sera inférieure. Si
cette dernière est abaissée à une fréquence à laquelle se
trouve un élément aggravant (habituellement la vitesse
d’opération), on doit forcément la modifier. Généralement,
on y arrive en changeant soit la rigidité de la base, soit le
poids de la base/moteur. Lorsque la fréquence « reed »
critique descend à environ 40 à 50 % de la vitesse de
fonctionnement, il en résulte une vibration subharmonique à
la vitesse de résonance du système dans les moteurs
équipés de paliers à coussinets. Ce phénomène peut être
dû à un effet saisissant de l’huile ou bien à un film d’huile
inadéquat dans le palier.
BASE RÉSONANTE
Si la vitesse d’opération du moteur (ou toute autre
fréquence où un élément aggravant est présent) correspond
à la fréquence de résonance de la base, une importante
magnification dans l’amplitude des vibrations se produira.
TN40-9
La seule façon de résoudre le problème est de modifier la
fréquence de résonance de la base. Généralement, on y
arrive en changeant soit la rigidité de la base, soit le poids
de la base/moteur.
VIBRATIONS ASSOCIÉES AUX PALIERS
Les vibrations reliées aux paliers sont communes à tous
les types d’équipements rotatifs, y compris les moteurs.
Elles seront abordées brièvement ici. Les machines
équipées de paliers à coussinets peuvent parfois être
soumises à des vibrations de tourbillons d’huile, qui se
produisent à une fréquence égale à environ 45 % de la
vitesse d’opération. Cela peut paraître énorme surtout s’il
existe une vitesse critique située à ou juste sous 45 % de la
vitesse d’opération. C’est ce qu’on appelle une condition de
tourbillon d’huile. En plus des considérations de base dans
la conception des paliers, qui ne seront pas traitées dans le
présent document, une cause fréquente est la viscosité
élevée de l’huile occasionnée par des températures basses
d’huile pour les moteurs opérant dans des conditions
froides. Des vibrations subharmoniques semblables, mais
de faible amplitude, peuvent se produire sur des paliers
équipés de bagues de lubrification et probablement dû à
une lubrification déficiente.
Des essieux de paliers dont la circularité est corrompue
ou des paliers désalignés peuvent aussi constituer des
sources de vibrations. Des paliers antifriction possèdent
quatre fréquences de défectuosités de rotation pour
lesquelles des formules de calcul ou des tables sont
fournies dans les ouvrages de référence. Ces fréquences
de défectuosités concernent les rotations intérieures et
extérieures ainsi que les mouvements des roulements et
des autres pièces d’entraînement. Des recherches
exhaustives n’ont pas permis de déterminer les amplitudes
acceptables pour les fréquences de défectuosités des
paliers. Toutefois, le facteur le plus important à considérer
pour reconnaître l’usure significative des paliers est la
présence d’un certain nombre de fréquences harmoniques
de
défectuosités,
particulièrement
si
elles
sont
accompagnées de fréquences latérales indépendantes de
l’amplitude [14]. La surveillance des vibrations devrait être
entreprise au moment de l’installation par l’observation de
ces indicateurs afin de pouvoir prédire la durée de vie
restante des paliers.
III. IDENTIFICATION DES CAUSES DES PROBLÈMES
DE VIBRATIONS
Une fois les causes des vibrations connues, le moment
est venu d’établir une approche systématique visant à
résoudre les problèmes qui pourraient survenir.
CUEILLETTE DES DONNÉES DE
VIBRATIONS/ANALYSE
La dynamique des rotors, la collecte des données de
vibrations et leur analyse sont des aspects qui n’ont pas été
traités de façon exhaustive dans le présent document. Pour
obtenir plus de renseignements, consulter les références [1]
et [2]. Il faut garder à l’esprit que toutes les sources de
vibrations électriques et mécaniques n’évoluent pas
nécessairement au même rythme. Pire encore, les
vibrations électriques peuvent moduler et, lorsque
superposées aux vibrations induites mécaniquement, elles
peuvent produire une réponse en vibrations résultantes
instables en amplitude et en phase. Par une cueillette de
TN40-10
o
données adéquate, des tests et une analyse, il est possible
d’identifier l’origine des vibrations.
UNITÉS DE VIBRATIONS
Les vibrations peuvent être mesurées en unités de
déplacement (d’un sommet à l’autre, en mils ou en mm), en
unités de vitesse (du zéro au sommet, en po/s ou en mm/s)
ou en unités d’accélération (du zéro au sommet, en G).
L’accélération met l’emphase sur les hautes fréquences, le
déplacement sur les basses fréquences et la vitesse sur
toute la gamme de fréquences. Cette relation est illustrée à
la figure 14. Dans cette figure, le niveau de vibration reste
constant à 0,08 po/s (2 mm/s) pour toute la plage de
fréquences, avec les niveaux de vibrations correspondants
en accélération (en G) et en déplacement (en mils). Il est
possible de faire la conversion d’une unité de mesure à
l‘autre pour une fréquence spécifique de vibration. Pour ce
faire, une connaissance complète de tout le spectre des
données d’une mesure de vibration est nécessaire
(l’amplitude pour chaque bande de fréquence, pour chaque
ligne de résolution).
Aujourd’hui, les unités les plus utilisées sont celles du
déplacement, pour les mesures de vibrations sur les arbres,
et de la vitesse, pour les mesures de vibrations des boîtiers.
L’utilisation de ces unités se retrouve également dans les
normes courantes telles que API et NEMA.
ORIENTATION DES MESURES
Les mesures devraient être prises selon les trois plans
(vertical, horizontal et axial) sur les deux boîtiers de paliers,
tel que montrés à la figure 15.
VIBRATIONS D’ARBRE VS VIBRATIONS DE BOÎTIER
L’obtention des données des vibrations d’arbre vs les
vibrations de boîtier est liée au type de problème rencontré.
Il est souvent avantageux de posséder les données
concernant l’arbre et celles rattachées au boîtier. Si le
problème origine du rotor (par exemple, déséquilibrage ou
tourbillon d’huile), il est alors préférable d’être en
possession des données des vibrations de l’arbre.
o
Sous pleine charge, la différence en fréquence est
suffisamment grande pour que chacune des composantes
puisse être mesurée directement avec la plupart des
dispositifs. Cependant, à charge nulle, les fréquences sont
si près les unes des autres que ce n’est pas possible, même
en utilisant le mode « grossissant » d’un analyseur à haute
résolution. Une méthode indirecte est alors préférable. Il
s’agit de mesurer la valeur 2 x « tr/min » à tension réduite
(25 %) où la composante 2 x « ligne » est négligeable et
ensuite de la soustraire de la composante 2 x « sommet »
du test de modulation qui est la somme des composantes 2
x « ligne » et 2 x « tr/min ». Cette façon de faire n’est
normalement possible qu’en usine ou dans un atelier de
réparation.
MÉTHODE DE RÉSOLUTION DE PROBLÈMES
Si un problème de vibrations se manifeste, plusieurs
tests peuvent être effectués. Mais les points d’entretien
suivants doivent d’abord être vérifiés.
Points d’entretien :
Si par contre le problème vient du boîtier ou de la
structure du moteur (par exemple, deux fois la ligne de
fréquence), alors les données concernant les vibrations du
boîtier sont préférables. Les vibrations du boîtier sont
généralement obtenues à l’aide d’accéléromètres montés
verticalement. Les vibrations de l’arbre peuvent être
collectées de deux façons : par un bâton de mesure (« shaft
stick ») ou par une sonde de proximité. Il est important de
bien distinguer les deux méthodes. La sonde recueille des
données sur les vibrations de l’arbre par rapport au boîtier,
tandis que le bâton mesure les vibrations par rapport à un
point de référence absolu (inertie). Les vibrations du boîtier
sont toujours obtenues par rapport à une référence absolue.
Si le moteur possède des sondes de proximité, ces
dernières doivent être utilisées. Dans le cas contraire, des
sondes de proximité peuvent être configurées à l’aide de
supports magnétiques. On doit alors s’assurer que le bout
de la sonde soit mis à la terre. Toutefois, même en prenant
cette précaution, les pertes électriques seront plus
importantes que celles d’un moteur fabriqué spécialement
pour être utilisé avec une sonde.
MODULATION CONTRE DONNÉE INSTANTANÉE
Une donnée instantanée fait référence à une donnée du
spectre de vibrations obtenue à un moment précis. Les
données d’amplitude vs fréquence existent déjà sous ce
format. Une modulation est une suite de données de
vibrations collectées sur une période de temps
(généralement 10 à 15 minutes). De cette façon, on peut
procéder à l’analyse de la variation des vibrations en
fonction du temps. Les fréquences suivantes sont relevées
par la prise d’une modulation : 1/2X, 1X, 2X, et 1f, 2f, et les
niveaux de vibrations résultants (non filtrés), où X
correspond à la fréquence de rotation et f à la ligne de
fréquence. De plus, les données sur les phases devraient
être prises avec la modulation, spécialement pour la
fréquence de rotation 1X. Ceci rendra possible
l’identification et la correction des divers problèmes de
vibrations.
Il est parfois souhaitable de distinguer la fréquence 2X
(« twice line frequency ») de la fréquence de rotation 2X
(« twice rotational frequency »). Différentes méthodes sont
requises pour y arriver à pleine charge comme sans charge.
• Vérifier les boulons de montage desserrés ou tout autre
pièce désajustée.
• Garder le moteur libre de saleté ou de débris.
• Vérifier que le refroidissement et les températures d’entrée
sont adéquates et que les ouvertures sont libres de toute
obstruction.
• Vérifier les températures du palier et du stator.
• Procéder à la lubrification tel que recommandé.
• Vérifier les niveaux d’huile.
• Vérifier périodiquement le degré de vibrations et consigner
les résultats par écrit.
Les fréquences affectées et les autres caractéristiques
des vibrations se trouvent détaillées au tableau 1.
• Est-ce que les boulons sont bien serrés? Est-ce que le
problème de support « mou » a été éliminé?
• Est-ce que l’alignement à chaud est correct? S’il n’est pas
possible de le vérifier, est-ce que l’alignement à froid a été
vérifié (avec les compensations thermiques pour le chaud
ou le froid)?
• Y a t-il une pièce, un couvercle de boîte, une tuyauterie qui
vibre de façon excessive (est-ce qu’une pièce quelconque
attachée au moteur est en résonance)?
• Est-ce que la base ou la structure du moteur est installée
de façon à générer des vibrations de plus de 25 % de celles
du moteur ?
• Y a-t-il un jeu excessif de certaines pièces du moteur ou
de l’arbre?
• Est-ce que des pales du ventilateur sont usées ou
brisées?
• Est-ce que des boulons de l’accouplement sont desserrés
ou manquants?
• Est-ce que la lubrification de l’accouplement est
suffisante?
Lorsqu’on peut répondre à toutes ces questions de façon
satisfaisante, mais que le degré de vibrations demeure
élevé, une analyse plus approfondie des vibrations
s’impose. Essentiellement, il n’y a que deux étapes pour
diagnostiquer un problème, soit :
TN40-11
o
• Obtenir les données de vibrations (qui ne sont pas
toujours claires à cause du bruit, des fréquences latérales,
de combinaisons de signaux, de modulation, etc).
• Déterminer quel facteur augmente, diminue ou n’a aucun
effet sur les vibrations durant les différents tests afin d’en
isoler la véritable cause. Idéalement, les mesures de
vibrations devraient être obtenues avec un moteur opérant
sous les conditions suivantes :
• Chargé, accouplé, pleine tension, conditions stables
(conditions d’opération normales) :
– Permet d’obtenir les premières mesures.
– Représente l’état de la machine en opération.
– Indique quel test doit être effectué ensuite.
• Déchargé, accouplé, pleine tension :
– Enlève les vibrations liées à la charge, conserve les
autres conditions.
– Pas toujours possible de ramener la charge
complètement à zéro, mais une charge réduite est
habituellement possible.
• Déchargé, découplé, pleine tension :
–Enlève tous les effets de l’accouplement et de la
machine entraînée.
– Isole le système moteur/base.
• Déchargé, découplé, tension réduite (25 % si possible) :
– Effet des forces d’attraction magnétiques minimisé
(plus efficace lorsque comparé aux vibrations à pleine
tension).
– Réduction à 25 % possible seulement à l’atelier de
réparation ou en usine. Si le moteur est connecté Wyedelta, alors la connexion Wye est effectivement à une
tension de 57 % par rapport à une connexion delta à la
même tension aux bornes. Une comparaison des
vibrations entre les deux types de connexions donnera la
sensibilité en tension du moteur.
• Déchargé, découplé, au ralenti :
– Rend n’importe quel problème de résonance/vitesse
critique apparent sur tout le système
moteur/base/équipement entraîné.
– L’observation des changements de vibrations lorsque la
puissance du moteur est coupée donne la même
infirmation que pour une tension d’opération réduite,
comme illustré à la figure 16.
Les données de fréquences ainsi que les données
temporelles
doivent
être
recueillies.
Durant
le
ralentissement, l’évolution des données de fréquences par
rapport à celles des vitesses produira un tracé en cascades.
Un graphique Bodé donnera l’amplitude et la phase vs la
vitesse. Bien sûr, une tension de 25 % n’est pas disponible
sur le site d’exploitation. La mesure des vibrations à tension
réduite est l’une des méthodes les plus efficaces pour
séparer les vibrations induites électriquement (qui se
manifestent à la fréquence 2X) de celles qui sont induites
mécaniquement (se produisant à la vitesse de rotation 2X)
dans les moteurs 2-pôles.
TABLEAU 2 : LIMITES DE VIBRATIONS*
Limites de vibrations des boîtiers utilisées dans l’industrie
Non filtrée
(ensemble)
Filtrée 1X
NEMA
1998
2,4,6
pôles
0,12 po/s
(3 mm/s)
NEMA – pre-1993
2 pôles
1.0 mil
(0,03mm)
4 pôles
6 pôles
2.0 mils
(0,05mm)
2.5 mils
(0,06mm)
e
API 541
e
3 éd.
2, 4, 6
pôles
API 541 2 Éd.
0.1 po/s
(2,5mm/s)
0.1 po/s
(2,5mm/s)
0,12 po/s
(3 mm/s)
Filtrée 2X
2 pôles
4 pôles
6 pôles
0.8 mil
(0,02mm)
1.5 mils
(0,04mm)
1.5mils
(0,04mm)
0.5 mil
(0,01mm)
1.0 mil
(0,03mm)
1.0mil
(0,03mm)
IEEE 841
2,4,6, pôles
0.08 po/s
(2,0mm/s)
0.1 po/s
(2,5mm/s)
Filtrée 2f
0.05 po/s
(1,3mm/s)
0.1 po/s
(2,5mm/s)
0.05 po/s
(1,3mm/s)
Limites de vibrations des arbres utilisées dans l’industrie
NEMA – avant 1998
2 pôles
4 pôles
6 pôles
Non filtrée
(ensemble)
Filtrée 1X
Filtrée 2X
Filtrée 2f
TN40-12
1,0 mil
(0,03mm)
2,0 mils
(0,05mm)
2,5 mils
(0,06mm)
e
API 541 3 éd.
2, 4, 6 pôles
1.5 mils
(0,04mm)
1.2 mils
(0,03mm)
0.5 mils
(0,01mm)
0,5 mils
(0,01mm)
e
API 541 2 Éd.
2 pôles
4 pôles
6 pôles
2,0 mils
(0,05mm)
2,5 mils
(0,06mm)
3,0 mils
(0,08mm)
1,5 mils
(0,04mm)
2,0 mils
(0,05mm)
2,5 mils
(0,06mm)
1,0 mils
(0,03mm)
1.5 mils
(0,04mm)
1,7 mils
(0,04mm)
o
LIMITES DE VIBRATIONS
Un grand nombre de publications existent concernant les
limites de vibrations. Le tableau 2 dresse une liste des
limites de vibrations pour divers secteurs de l’industrie. Les
révisions actuelles et périmées des normes sont
mentionnées. Ces limites de vibrations des moteurs
s’appliquent à des moteurs montés sur des masses
sismiques, couplés ou non, ou alors couplés à des
équipements de telle façon que les effets des vibrations
provenant de l’équipement entraîné ont été complètement
éliminés. Au fur et à mesure que le moteur vieillira, le niveau
des vibrations augmentera progressivement.
Il existe une multitude de raisons qui expliquent pourquoi
le niveau des vibrations augmente avec le temps :
• Dégradation des paliers (paliers à coussinets)
• Desserrement des barres du rotor
• Accumulation de débris dans les pare-éclaboussures,
entre le rotor et le stator, etc.
• Changements dans les conditions de montage :
détérioration de la base jointoyée, changement dans
l’alignement/pieds de support « mou », etc.
• Desserrement de pièces installées sur le moteur.
Évidemment, si des facteurs augmentant le niveau de
vibration du moteur sont identifiés, ils doivent être corrigés.
Si pour une raison quelconque il n’est pas possible de
rectifier ces conditions ou de les identifier, le niveau de
vibration devra être comparé à ce que le moteur peut tolérer
en toute sécurité. Les limites de vibrations appropriées pour
une application en particulier dépendent de plusieurs
facteurs, tels que la vitesse du moteur, sa taille, son type de
conception et finalement, l’aspect critique du processus. Les
limites de vibrations permises dans le moteur dépendent
grandement de ce que l’utilisateur est prêt à tolérer, tout en
tenant compte de ce que le moteur lui-même peut absorber.
En l’absence de toute autre information, le tableau 3 peut
servir de guide pour l’établissement des limites d’alarmes.
Les limites matérielles peuvent être fixées en toute sécurité
à 10 % au-dessus des limites d’alarmes.
TABLEAU 3 : LIMITES EXTRÊMES DE VIBRATIONS
Vitesse (tr/min)
3 600
Boîtier po/sec. mm/sec. 0,2(5)
Arbre (mils) (mm) 1 800
1 200
900
0,2(5)
0,2(5)
0,2(5)
3,0(0,08) 3,4(0,09) 3,9(0,10) 4,5(0,11)
* Ce tableau a été mis à jour par EASA afin de refléter les changements
de la norme NEMA MG 1-1998
Généralement, les paliers à coussinets (en comparaison
avec les paliers antifriction) sont plus restrictifs en ce qui
concerne les limites de vibrations. Les moteurs équipés de
paliers à coussinets peuvent opérer en continu à la moitié
du jeu diamétral de leurs roulements sans subir de
dommages.
Ils peuvent fonctionner à des niveaux légèrement plus
élevés durant de courtes périodes de temps, mais ces
limites plus élevées doivent être fixées en collaboration
avec le manufacturier. Si le moteur est positionné sur une
base faible, des limites de vibrations plus élevées (si
mesurées avec un bâton plutôt qu’une sonde) peuvent être
tolérées sur le boîtier ainsi que sur l’arbre. En effet, les
vibrations mesurées sur les pieds des supports du moteur
peuvent être soustraites des vibrations mesurées sur les
paliers. Référez-vous à la figure 11 et à la section « Forcer
la réponse en fréquence » pour plus d’information.
IV. CONCLUSION
Les problèmes de vibrations peuvent varier d’une simple
nuisance jusqu’à une indication de panne imminente du
moteur. Avec de solides connaissances des moteurs et de
l’analyse des vibrations, il est possible d’identifier l’origine
du problème et même de le corriger ou d’amoindrir l’impact
des vibrations sur la durée de vie du moteur et sur sa
fiabilité.
TN40-13
V. RÉFÉRENCES
e
[1] API Standard 541, 3 édition, Form-Wound Squirrel
Cage Motors–250 Horsepower and Larger, Washington,
D.C., 1995.
o
[10] Baumgardner, J., « Vibration in Squirrel-Cage Induction
th
Motors », Proceedings of the 18 Turbomachinery
Symposium, College Station, TX, p. 179-183, octobre 1989.
[2] NEMA Standards Publication n MG 1-1993, Rosslyn,
VA, 1996.
[11] Costello, M.J., « Understanding the Vibration Forces in
th
Induction Motors », Proceedings of the 19 Turbomachinery
Symposium, Dallas, TX, p. 67-76, septembre 1990.
[3] Sommers, Ernest W., « Vibration in Two Pole Induction
Motors Related to Slip Frequency », Transaction, AIEE (avril
1955), p. 69-72.
[12] Finley, W.R. et Holter, W.G., « Retrofitting Pipelines
with Induction Motors », IEEE Transactions on Industry
o
Applications, vol. 34, n 5, septembre/octobre 1998.
[4] Brozek, B., « 120 Hertz Vibrations in Induction Motors,
o
Their Cause and Prevention », IEEE, Catalogue n 71C35IGA, Paper PLI-7, 1-6 (1971).
[13] Hodowanec, M.M. et Bezesky, D.M., « Field Motor
Testing : Procedures Which Limit Amount of Risk
Involved », IEEE IAS PCIC Conference Records, p. 79-90.
[5] Robinson, R.C., « Line Frequency Magnetic Vibration of
A-C Machines », Transaction, AIEE, Power Apparatus and
Systems, vol. 81, p. 675-679, 1962-1963.
[14] Berry, J.E., « How to Track Rolling Element Bearing
Health with Vibration Signature Tracking », Sound and
Vibration, p. 24-35, novembre 1991.
o
e
[6] Alger, P.L., « Induction Machines », 2 édition, Gordon
and Breach Science Publishers, New York, 1970.
[7] Finley, W.R. et Burke, R.R., « Troubleshooting Motor
Problems », IAS, 1993, IEEE Transactions of Industry
o
Applications, 1994, vol. 30, n 5.
[8] Finley, W.R., « Noise in Induction Motors–Causes and
Treatments », IAS, 1991, IEEE Transactions of Industry
o
Applications, 1991, vol. 27, n 6.
[9] Eis, R.O., « Electric Motor Vibration–Cause Prevention,
and Cure », IEEE Transactions on Industry Applications,
o
vol. 1A-11, n 3, mai/juin 1975.
[15] Taylor, A.G., « Computer-Assisted Diagnosis of
Instability Problems : Four Case Histories », Orbit
o
Publication, Bentley Nevada, vol. 8, n 1, p. 5-13, février
1987.
Copyright © 2000, IEEE.
Imprimé avec l’autorisation de Record of Conference
Papers, IEEE Industry, Applications Society, Petroleum and
Chemical Industry Conference, septembre 1999 (Paper
o
n PCIC-99-20).
Nota : Cet article a été publié pour la première fois en
mars 2002.
TN40-14
o
Cause
TABLEAU 1 : TABLEAU DE DIAGNOSTIC DES MOTEURS ÉLECTRIQUES
Fréquence
Arrêt de
Angle de
Commentaires
Amplitude
de
puissance
phase
vibrations
Jeu dans le noyau du
stator
120 Hz. axial et
radial
Déformation
thermique du rotor
1X principalement.
Peut y avoir
120Hz. Peut y
avoir des
modulations sur
des vibrations 1X
et 2X.
Radial.
Structure et
logements paliers
en phase à 120 Hz
Instable
Dépendant de la
position des barres
brisées
Jeu dans les barres
1) 1X effet
possible
d’équilibrage
avec sensibilité
thermique
2) Fréquence
encoches du
stator plus
latérales à +
ou – (#pôles x
glissement)
60 Hz et 120 Hz.
Radial.
60 Hz et 120 Hz
sur encoches.
Radial.
120 Hz. radial
1) Vibration 1X
stable
2) Fréquence
encoches du
stator module
causant
fluctuation de
l’angle de
phase sur
l’ensemble de
la vibration.
N/A
Tension de ligne
déséquilibrée
Bruit de vibration
électrique
Résonance du
système
Contrainte
Essieu en mauvais
état
Instabilité du film
d’huile
Problème de palier
antifriction
Pièces en résonance
Ajustement du
couvercle supérieur
Désalignement :
1)
Palier
2)
Accouplement
Frottement :
1)
Joint/palier
(rpm x # encoches
du rotor)/60 + ou –
120, 240, etc.
radial.
1 x rpm ou autre
fréquence de
force. Un seul
plan, horizontal.
1 x rpm
Vérifier les mouvements relatifs du noyau par
rapport au boîtier.
1)
Petite diminution
mais les hauts
niveaux
descendent avec
vitesse
1) Lié à la chaleur.
2) Examiner l’empilement du rotor pour des
épaisseurs inégales ou un jeu.
3) Court-circuit sur rotor.
4) Vérifier jeu des barres.
Diminue
immédiatement.
1)
2)
3)
1X et module au
glissement x # de
pôles. Peut y avoir
fréquences des
encoches du stator
élevées sur
moteurs basse
vitesse.
Erreur de mise à la
terre
Diminue
immédiatement.
2)
Barres de rotor
brisées
Erreur d’interphase
Stable
N/A
N/A
À cause de la
modulation,
fluctuation de
l’ensemble de la
vibration.
Varie avec la
charge et la
vitesse
Change avec
temp.
Lié au temps
ou à la charge
Varie à la
fréquence de
glissement x
pôles
Fort battement
possibles.
1) Varie à la
fréquence de
glissement x
pôles
2) Amplitude
augmente
avec charge
Stable
Stable et
battement possible
Stable et
battement possible
1) Fréquence
encoches du
stator disparaît
immédiatement
2) Effet de
déséquilibrage
peut disparaître
immédiatement
à certaines
basses
vitesses
Disparaît
immédiatement.
Disparaît
immédiatement.
Stable à 120 Hz et
battement possible
Stable
Disparaît
immédiatement.
Disparaît
immédiatement.
Varie
Disparaît
rapidement.
Stable
Augmente avec augmentation de charge.
Les fondations peuvent avoir besoins de plus de
rigidité. Peut impliquer d’autres facteurs.
Occasionné par des distorsions des fondations à
cause des pièces attachées (tuyauterie).
Peut agir comme un frottement.
2 x rotation
Erratique
Stable
Env. (.43-.48)
rotation
Fréquences
variées selon
design de palier
À la fréquence de
force ou un
multiple
120 Hz. Radial.
Instable
Stable
Instable
Stable
N/A
Stable
Diminue
rapidement.
Peut venir des pièces adjacentes.
N/A
Stable
Disparaît
immédiatement.
Angle de phase
peut être erratique
Stable
Diminue
graduellement avec
la vitesse.
1) Magnification électrique de 120Hz.
2) Le couvercle supérieur repose sur le support
du noyau.
1) 2X peut dominer durant ralentissement.
2) 2X est prévalent avec un désalignement plus
prononcé.
DE180 degré
déphasé avec
ODE
Stable
Diminue
graduellement avec
la vitesse.
Erratique
Erratique
dépendant de la
gravité
Disparaît
subitement à
certaines basses
vitesses.
Principalement 2X.
Parfois 1X. Radiale
haute à DE et
axial.
Principalement 1X.
Parfois 2X.
Radiale haute à
DE et axial.
1/4X, 1/3X, 1/2X
ou 10-20X.
Principalement 2X.
Parfois 1X. Radial.
Peut disparaître à
basse vitesse.
Étincelles dans entrefer.
Variations à long terme dans les fréquences
d’encoches du stator peuvent indiquer
problèmes de barres.
3) Barres brisées causent des trous dans champ
magnétique.
4) Grandes fluctuations de courant.
5) Analyse du courant montre des fréquences
latérales de glissement.
Jeu excessif peut causer des problèmes
d’équilibrage sur moteurs haute vitesse.
Quatre fréquences de base.
1) Le parallélisme cause des forces radiales et
désalignement angulaire cause des forces
axiales.
2) Dépendant de la charge.
1) Le plein frottement tend à être 10-20X plus
élevé.
2) Le désalignement du palier peut donner des
symptômes de frottement.
TN40-15
o
2)
Rotor
1)
Palier
(immobile)
2)
Noyau du
rotor (en
rotation)
Jeu :
3)
1/4X, 1/3X, 1/2X et
1X avec fréquence
de glissement.
Latérale. Radial.
2X. 3X parfois.
Radial
Erratique
Haut
Stable
Fluctue
Disparaît à
certaines basses
vitesses.
1) Jeu des assises du palier.
2) Jeu à la séparation du palier.
1) Peut y avoir du
jeu
2) Jeu dans le
noyau
occasionne
symptômes
erratiques
Stable
Erratique, haute
amplitude
1)
1)
2)
Fluctue
Disparaît à
certaines basses
vitesses.
1X et 3X. Radial et
axial ODE
(extrémité
ventilateur)
N/A
Fluctue
1)
1X vitesse du
rotor. Radial.
1) ODE et DE en
phase
2) Le couple est
déphasé
1) Couple DE
2) 180 degrés
déphasé avec
EO
Stable
1-10X avec 1X, 2X
et 3X
prédominants.
Radial
Socle
(immobile)
1-10X avec 2X et
3X prédominants.
Radial et axial.
4)
Ventilateur
s externes
Rotor déséquilibré
Accouplement
déséquilibré
Allongement de
l’arbre courbé
Entrefer excentrique
1) 1X radial à
ODE
(extrémité
ventilateur)
2) 1X radial avec
haut à ODE
(extrémité
ventilateur)
1X radial et haut
sur DE
2X principalement.
1X parfois. Axial.
Fort 120Hz. Radial
Pieds de support
« mou », rotor
excentrique
1X principalement.
Parfois 60Hz et
120 Hz. Radial.
TN40-16
1) Coups intenses
2)
Diminue avec
la vitesse.
Peut
disparaître
soudainement.
Diminue avec
la vitesse.
2) Peut
disparaître
soudainement.
Niveau diminue
lentement.
Stable
Niveau diminue
lentement.
Stable
Niveau diminue
lentement.
Niveau diminue
lentement.
Diminue
immédiatement.
Diminue
immédiatement.
ODE 180 degrés
déphasé avec DE
N/A
Stable
Instable
Module en
amplitude avec le
glissement
Stable
Jeu dans la plaque arrière.
Jeu dans le diamètre intérieur du noyau.
Le déséquilibre peut être dû à des problèmes
thermiques.
Déséquilibre dû à l’accouplement ou la clavette.
Excès DE devrait donner une 2X axiale plus
élevée au bout. Excès normal au noyau (1-2 mils)
Différence entre entrefer min et max divisée par la
moyenne devrait être moins de 10 %.
1)
Excentricité limite 1-2 mils.
2)
Battement de glissement change en
fonction de vitesse/charge
o
(Cette page fut laissée blanche intentionnellement)
TN40-17

résolution des problèmes de vibrations de moteurs

Transcription

Documents pareils

Caractéristique Taille Haie Perche STIHL

Les ultrasons

Vibrations corps complet - Carsat Languedoc

aide-mémoire employeur

Diagnostic de l`état des machines par l`analyse des vibrations

Eurocopter EC 130

Licence professionnelle

DECOLLEUSE MOQUETTE TPE

Contraintes physiques - IRIS-ST

Moteurs Pas à Pas