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MODULE DES SCIENCES APPLIQUÉES

IDENTIFICATION DES PARAMÈTRES D’AMÉLIORATION DES

PERFORMANCES D’UN VENTILATEUR AXIAL DE MINE

PROJET D’ÉTUDES EN INGÉNIERIE DANS LE CADRE DU PROGRAMME DE

BACCALAURÉAT EN GÉNIE ÉLECTROMÉCANIQUE

Présenté par : Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré

Superviseur : M. Guyh Dituba Ngoma, ing., Ph.D., Professeur

Représentant industriel : M. Mario Bussières, Président, BVentilation

24 AVRIL 2009

PEI : Identification des paramètres d’amélioration

des performances d’un ventilateur axial de mine

Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 II

REMERCIEMENTS

Nous voudrions remercier notre superviseur de projet, M. Guyh Dituba Ngoma, ing., Ph. D.,

professeur à l’Université du Québec en Abitibi-Témiscamingue, pour son aide tout au long du

projet et pour sa disponibilité.

Nous aimerions aussi remercier M. Mario Bussières, président de BVentilation, pour nous avoir

accordé toute l’aide dont nous avions besoin, pour ses explications et pour ses réponses à nos

nombreuses questions.

Enfin, un dernier merci à M. Massinissa Djerroud, étudiant à la maîtrise en ingénierie à

l’Université du Québec en Abitibi-Témiscamingue, pour ses conseils à propos du logiciel

Ansys CFX.



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 III

RÉSUMÉ

Dans le cadre de ce projet d’études en ingénierie, il était question au départ d’optimiser un

ventilateur axial sous de nombreux aspects. Entre autres, le mandat consistait à modifier un

ventilateur existant afin, si possible, d’en augmenter les performances aérodynamiques. Il était

aussi question de vérifier différentes possibilités pour diminuer le niveau de bruit, ainsi que

faciliter le montage en diminuant le nombre de pièces nécessitant des soudures.

Ce projet était de très grande envergure vu les innombrables possibilités d’optimisations. Il a

donc été nécessaire de limiter les domaines au niveau desquels les modifications seraient

effectuées, tout comme il a fallu délimiter des plages d’utilisations du ventilateur à l’intérieur

desquelles améliorer le rendement.

La méthode de travail utilisée au cours du projet a consisté à tester l’effet de différentes

modifications effectuées sur le ventilateur à l’aide de simulations informatiques puis à

comparer les résultats obtenus aux modèles proposés par la théorie afin d’en tirer des

recommandations. Par ailleurs, la difficulté à trouver de la documentation pertinente a ralenti

certaines étapes du projet, donc quelques-unes ont dû être répétées avant de parvenir à des

résultats fiables.

Étant donné le grand nombre de possibilités dans le projet, plusieurs modifications intéressantes

n’ont pas pu être effectuées. Certaines de ces possibilités sont par ailleurs développées au

chapitre 8 sur les modifications pertinentes et recommandations.



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 IV

ABSTRACT

Within this study in engineering, the objective was to optimize an axial fan under several

aspects. For example, we had to modify the existing fan to increase aerodynamic performance,

if possible. Another objective was about reducing the noise produced and facilitate the

assembly of the fan by reducing the number of parts requiring welding.

This project was very large given the countless opportunities for optimizations. It was therefore

necessary to limit the areas at which changes would be made. It was also necessary to

delimitate the range of use in which we wanted to improve performance.

The method used during the project was to test the effect of various changes to the fan by using

computer simulations and then compare the results with the models proposed by the theory in

order to make recommendations. Moreover, the difficulty in finding the relevant documentation

has slowed some stages of the project. Some steps had to be repeated to be able to obtain

consistent results.

Given the large number of opportunities in the project, several interesting changes could not be

made. Some of these possibilities are further developed in the recommendations section.



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 V

TABLE DES MATIÈRES

Introduction .......................................................................................................................... 1 Chapitre 1 : Étude des besoins et mandat ............................................................................ 2

1.1 Présentation de l’entreprise ........................................................................................ 2 1.2 Description et caractéristiques de l’appareil .............................................................. 2 1.3 Normes applicables .................................................................................................... 3 1.4 Formulation du mandat .............................................................................................. 3

Chapitre 2 : Cadre théorique et élaboration des hypothèses ................................................ 4 2.1 Termes conventionnels pour décrire les performances d’un ventilateur ................... 4 2.2 Lois de similitude ...................................................................................................... 5 2.3 Concept de pressions de ventilateur........................................................................... 6 2.4 Design de base ........................................................................................................... 7

Chapitre 3 : Simulations à l’aide de Ansys CFX ............................................................... 13 3.1 Modélisation du ventilateur ..................................................................................... 14 3.2 Maillage des pièces .................................................................................................. 16 3.3 Préparation des simulations ..................................................................................... 18 3.4 Calcul de la solution ................................................................................................ 20 3.5 Problèmes rencontrés ............................................................................................... 21 3.6 Analyse des résultats de simulation ......................................................................... 23 3.7 Erreurs sur les résultats de simulation ..................................................................... 24

Chapitre 4 : Amélioration des performances ..................................................................... 25 4.1 Paramètres de l’optimisation ................................................................................... 25 4.2 Modifications testées par simulation ....................................................................... 26

4.2.1 Diminution du nombre de déflecteurs à l’entrée .............................................. 28 4.2.2 Augmentation du diamètre du cône à l’entrée .................................................. 29 4.2.3 Diminution de l’angle des déflecteurs à la sortie .............................................. 31 4.2.4 Diminution du nombre de déflecteurs à la sortie .............................................. 32 4.2.5 Augmentation du nombre de déflecteurs à la sortie ......................................... 33 4.2.6 Augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie ..................................... 33 4.2.7 Combinaison des modifications avantageuses .................................................. 34

Chapitre 5 : Vérification des résultats de simulation par le modèle théorique .................. 37 Chapitre 6 : Étude des sources de bruits ............................................................................ 40

6.1 Causes de bruits ....................................................................................................... 40 6.1.1 Bruit aérodynamique ........................................................................................ 40 6.1.2 Bruit de raies ..................................................................................................... 41 6.1.3 Bruit de large bande .......................................................................................... 42 6.1.4 Bruit propre des pales ....................................................................................... 43 6.1.5 Bruit de bord de fuite ........................................................................................ 43



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 VI

6.1.6 Bruit dû à des décollements .............................................................................. 43 6.2 Lois de similitude acoustique .................................................................................. 45

Chapitre 7 : Santé et sécurité ............................................................................................. 46 Chapitre 8 : Modifications pertinentes et recommandations ............................................. 48

8.1 Possibilités de modifications pour l’amélioration des performances ...................... 48 8.1.1 Ajout d’un cône à la sortie ................................................................................ 48 8.1.2 Ajout d’un quadrillage à la sortie ..................................................................... 49 8.1.3 Ajustement de l’angle des déflecteurs à la sortie .............................................. 50 8.1.4 Modification de la courbure des pales .............................................................. 50

8.2 Possibilités de modifications pour la diminution du bruit ....................................... 52 8.2.1 Diminution des bruits de raies .......................................................................... 52 8.2.2 Diminution des bruits de large bande ............................................................... 53

8.3 Modification des conditions ambiantes dans le logiciel de simulation ................... 56 Conclusion ......................................................................................................................... 57 Références .......................................................................................................................... 58 Bibliographie ..................................................................................................................... 58 ANNEXE 1 : Dessins des pièces ....................................................................................... 59 ANNEXE 2 : Document sur l’estimation du bruit généré par un ventilateur .................... 66

LISTE DES TABLEAUX

Tableau 3.1 : Paramètres des maillages ............................................................................. 17 Tableau 3.2 : Paramètres des simulations .......................................................................... 19



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 VII

LISTE DES FIGURES

Figure 2.1 : Paramètres d’une hélice ................................................................................... 8 Figure 2.3 : Torsion des pales ............................................................................................ 12 Figure 3.1 : Fonction « loft » ............................................................................................. 14 Figures 3.2 et 3.3 : Pièces réalisées sur le logiciel Inventor .............................................. 14 Figure 3.4 : Vue en coupe du ventilateur ........................................................................... 15 Figure 3.5 : Maillage d’une pale ........................................................................................ 17 Figure 3.6 : Montage de test du ventilateur ....................................................................... 18 Figure 3.7 : Exemple de tourbillon .................................................................................... 22 Figure 4.1 : Puissance à l’arbre du moteur pour différents angles de pales ...................... 25 Figure 4.2 : Angle de référence utilisé pour les pales ........................................................ 26 Figure 4.3 : Diminution du nombre de déflecteurs à l’entrée ............................................ 28 Figure 4.4 : Effet du diamètre du cône sur le flot d’air à l’entrée ..................................... 29 Figure 4.5 : Augmentation du diamètre du cône à l’entrée ............................................... 30 Figure 4.6 : Effet des déflecteurs à la sortie en fonction du débit ..................................... 31 Figure 4.7 : Diminution de l’angle des déflecteurs à la sortie ........................................... 32 Figure 4.8 : Diminution du nombre de déflecteurs à la sortie ........................................... 32 Figure 4.9 : Augmentation du nombre de déflecteurs à la sortie ....................................... 33 Figure 4.10 : Augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie ................................ 33 Figure 4.11 : Combinaison des modifications avantageuses ............................................. 34 Figure 4.12 : Comparaison de courbes caractéristiques .................................................... 35 Figure 4.13 : Entrée modifiée du ventilateur ..................................................................... 36 Figure 5.1 : Ratio proposé en fonction de la vitesse spécifique [9] ................................... 37 Figure 6.1 : Exemple de spectre à bandes fines ................................................................. 41 Figure 6.2 : Décollement à l’extrados de la pale ............................................................... 43 Figure 6.3 : Évolution du spectre de fréquence acoustique ............................................... 44 Figure 8.1 : Air à la sortie du ventilateur ........................................................................... 48 Figure 8.2 : Ajout d’un quadrillage à la sortie ................................................................... 49 Figure 8.3 : Pale modifiée .................................................................................................. 50 Figure 8.4 : Effet des déflecteurs à l’entrée ....................................................................... 51 Figure 8.5 : Écoulement pour deux débits différents ......................................................... 53 Figure 8.6 : Pale déversée et non déversée ........................................................................ 54 Figure 8.7 : Dents de scie au bord de fuite ........................................................................ 54 Figure 8.8 : Usinage en biseau au bord de fuite ................................................................ 55



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 VIII

LISTE DES SYMBOLES ET ABREVIATIONS

A pi2 surface D po diamètre dh po diamètre du moyeu dt po diamètre au sommet f Hz fréquence N rpm vitesse de rotation Nb - nombre de pales p po d’eau pression ps po d’eau pression statique pt po d’eau pression totale pv po d’eau pression dynamique Q cfm débit V pi/s2 vitesse absolue ω rad/s vitesse angulaire ρ lb/pi3 masse volumique P HP puissance

FACTEURS DE CONVERSION

Impérial Métrique 1 po 0,0254 m 1 pi 0,3048 m 1 cfm 4,719 x10-4 m3

1 po d’eau 249 Pa 1 lb 2,205 kg 1 HP 746,0 W



Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 1

Introduction

La ventilation occupe une place importante lors de la création d’une mine. En effet, si celle-ci

n’est pas bien aérée, cela peut s’avérer dangereux d’y travailler. Par contre, l’utilisation d’une

ventilation trop élevée peut fortement augmenter la facture de l’entreprise. Il est donc

nécessaire que les ventilateurs soient bien optimisés pour la tâche qu’ils doivent accomplir.

L’entreprise BVentilation se spécialise dans la fabrication de différents types de ventilateurs

incluant des ventilateurs axiaux pour mines. Cette entreprise révolutionne le domaine de la

ventilation en mariant la technologie européenne aux besoins nord-américains. Afin d’offrir un

produit d’une qualité toujours croissante, il est donc nécessaire de chercher à constamment

l’améliorer afin de le rendre plus performant, ergonomique et rentable.

Les méthodes utilisées dans la théorie pour la conception de ventilateurs permettent uniquement

de fixer certains paramètres de base pour la conception. Par ailleurs, à cause du trop grand

nombre de paramètres en cause, il est presque impossible de prévoir l’effet de certaines

modifications sans faire l’essai sur un ventilateur réel.

L’objectif de ce projet est d’améliorer un ventilateur déjà existant. Toutefois, les recherches

d’améliorations ont été concentrées sur les paramètres étant les plus faciles à modifier et

entrainant les coûts les plus réduits. Le dernier chapitre porte d’ailleurs sur les nombreuses

autres modifications qu’il serait possible d’apporter au ventilateur, mais qui n’ont pas pu être

testées dans le cadre de ce projet. Plusieurs d’entre elles impliquent des modifications

importantes et ne seraient pas sans entraîner des coûts élevés.




Chapitre 1 : Étude des besoins et mandat

1.1 Présentation de l’entreprise

L’entreprise pour laquelle a été réalisé le projet est BVentilation, fabricant de ventilateurs

axiaux basé à Malartic. Celle-ci fabrique des ventilateurs industriels pour les secteurs minier,

agricole, forestier, industriel, de la construction, du loisir, etc. Cette entreprise est nouvelle en

région et fait affaire avec des sous-traitants locaux tels que Métal Marquis pour la fabrication de

certaines pièces de ses ventilateurs.

BVentilation accorde beaucoup d’importance à la recherche et au développement de nouvelles

innovations pour ses produits, dont certaines sont brevetées. Ces innovations permettent entre

autres de réduire le temps de maintenance des ventilateurs, réduire le niveau sonore de

fonctionnement et faciliter l’ajustement de la puissance du ventilateur.

1.2 Description et caractéristiques de l’appareil

Les ventilateurs axiaux fabriqués par BVentilation sont actuellement fabriqués à l’unité pour

des diamètres allant de 20 po à 60 po et utilisent des moteurs électriques allant jusqu’à 100 HP.

Dépendamment du diamètre du ventilateur désiré, deux différentes grosseurs de supports

centraux pour les pales sont fabriqués en série (12 po et 24 po). Les pales du ventilateur sont

moulées en aluminium à deux différentes longueurs standards, puis sont coupées en fonction du

diamètre voulu pour le ventilateur.

Le moteur installé dans le ventilateur est standard et ne nécessite aucune modification. La boîte

de connexions électriques est soudée au tube et permet d’éviter d’endommager le moteur si

quelque chose venait à accrocher les fils. Une entrée et une sortie permettent le graissage du

moteur et sont installées près de la boîte électrique. Un renforcement du tube est soudé sur le

tube autour des pales afin de le protéger contre les chocs et l’aider à garder sa forme ronde.

Cela évite que la paroi du tube entre dans le parcours des pales en rotation. Une trappe est

disposée sur la bande de renforcement du tube, vis-à-vis des pales, de façon à ajuster chaque

pale rapidement sans être dans l’obligation de retirer l’hélice du ventilateur.




Dans le cadre de ce projet, le ventilateur étudié sera un modèle ayant un diamètre interne de 24

po, équipé d’un moteur 40 HP tournant à 3600 RPM (environ 3450 RPM en réalité). Le support

central pour les pales a un diamètre de 12 po. Par ailleurs, 12 déflecteurs sont présents à l’entrée

du ventilateur et 9 sont situés à la sortie.

1.3 Normes applicables

Les ventilateurs axiaux sont fabriqués sur mesure en fonction des besoins du client et ne sont

pas directement réglementés par des règles précises au niveau de la conception. Cependant,

certaines normalisations s’appliquent au niveau des tests de performances et de bruit en

environnement contrôlé.

1.4 Formulation du mandat

Le but du projet consiste à tenter d’améliorer sous certains aspects un ventilateur axial déjà

existant. Il sera question d’identifier les paramètres affectant la performance, puis d’effectuer

des simulations par ordinateur afin d’examiner l’effet d’une modification de ces paramètres.

Le mandat pour ce projet sera en premier lieu de documenter les méthodes de conception

actuelles pour les ventilateurs axiaux industriels. Il sera alors nécessaire de dessiner le

ventilateur existant sur le logiciel Autodesk Inventor. Après avoir cerné les possibilités

d’optimisations de l’intérieur du ventilateur (nombre de déflecteurs, nombre de pales, etc.), des

simulations par ordinateur seront effectuées pour différentes possibilités afin de les comparer et

avoir une meilleure idée des points affectant la performance. Autant que possible, les

modifications devront être de nature à garder un coût de fabrication égal ou inférieur au coût

actuel, qui se situe autour de 5000 $. Il sera alors possible de comparer la solution obtenue au

ventilateur actuel. Par ailleurs, une analyse théorique du ventilateur sera aussi effectuée afin de

vérifier les résultats obtenus par simulations et en tirer des recommandations appropriées.




Chapitre 2 : Cadre théorique et élaboration des hypothèses

Les ventilateurs axiaux sont utilisés dans des situations où un large volume d’air doit être

déplacé. Ces derniers sont peu couteux et ont un bon rendement, mais ne permettent pas de

développer des pressions très élevées. Les pales utilisées dans leur fabrication peuvent être de

formes variées, mais les plus efficaces sont à profil d’aile d’avion. Des changements d’angle

ainsi que des torsions sont appliqués à la pale à des positions variées à partir du moyeu jusqu’au

bout de la pale. En général, des déflecteurs sont utilisés pour diriger l’air vers les pales du

ventilateur. La turbulence transmise à l’air par les pales peut être éliminée à l’aide de

déflecteurs à l’entrée du ventilateur et, dans certaines conceptions, à la sortie du ventilateur

aussi. La plupart des équations présentées dans ce chapitre sont tirées de Fan Handbook [1].

2.1 Termes conventionnels pour décrire les performances d’un ventilateur

La pression statique (ps) requise pour envoyer de l’air à travers un système est proportionnelle

au carré du débit de l’air (cfm) à la sortie. La pression statique est négative lorsqu’elle est sous

la pression atmosphérique, et positive quand elle est supérieure à la pression atmosphérique.

2cfmps (2.1)

L’air circulant à une vitesse V crée une pression de vitesse pv ; la pression de vitesse est donc :

2

2Vpv (En unités SI) (2.2)

La pression dynamique est toujours positive et est toujours exercée dans la direction du courant

d’air.

L’énergie transférée à l’air par l’hélice entraîne une augmentation des pressions de vitesse et

statique. La pression totale est la somme de ces deux pressions :

vst ppp (2.3)

Le bruit généré par le ventilateur est un autre facteur important à prendre en considération dans

plusieurs applications. Pour une pression donnée, le niveau de bruit est proportionnel à la

vitesse du bout des pales et à la vitesse de l’air qui quitte l’hélice. De plus, le bruit causé par le




ventilateur est environ proportionnel à la pression développée, peu importe le type de pales.

Pour un ventilateur donné, le rendement ne change pas avec la vitesse, cependant le débit, la

pression totale et la puissance dépendent de la vitesse.

2.2 Lois de similitude

Certaines relations simples entre le débit, la pression, la vitesse et la puissance d’un ventilateur

sont considérées comme étant les lois de similitude des ventilateurs. Les trois premières lois

sont les plus utiles et s’énoncent comme suit :

1. Le débit est directement proportionnel à la vitesse du ventilateur ;

2. La pression (statique, totale ou de vitesse) est proportionnelle au carré de la vitesse du

ventilateur ;

3. La puissance est proportionnelle au cube de la vitesse du ventilateur.

Ces formules sont utilisées pour déduire à partir des mesures faites sur un ventilateur de

diamètre D1 et ayant une vitesse N1, les performances d’un ventilateur de diamètre D2, tournant

à la vitesse N2. Il faut supposer que le deuxième ventilateur est homothétique au premier et que

le rapport D1/D2 est d’un ordre inférieur à 3.

31

32

1

212

D

D

N

NQQ

(2.4)

1

22

1

22

21

22

12

D

D

N

Npp

(2.5)

1

25

1

52

31

32

12

D

D

N

NPP

(2.6)

12 (2.7)

Où :

21 ,QQ : débits des ventilateurs 1 et 2 respectivement

21 , pp : pressions statiques générées par les ventilateurs

21 , PP : puissances

21 , : rendements




2.3 Concept de pressions de ventilateur

L’écoulement d’air entre deux zones est dû à la différence de pression entre ces deux zones.

Cette différence de pression contrait l’air à se diriger de la zone de haute pression vers celle de

basse pression. La circulation de l’air à travers un système requiert de l’énergie pour surmonter

la pression statique à l’entrée ou la sortie du système. Le ventilateur fournit cette énergie grâce

à la hausse de la pression totale de l’entrée à la sortie.

Pression totale d’un ventilateur

Il s’agit de la différence entre la pression totale à la sortie du ventilateur et la pression totale à

l’entrée de celui-ci.

ppp (2.8)

- Quand le ventilateur aspire l’air directement de l’atmosphère, 0p ;

- Quand le ventilateur souffle l’air directement dans l’atmosphère, p pression de

vitesse moyenne mesurée à la sortie.

Pression dynamique d’un ventilateur

Il s’agit de la pression correspondant à la vitesse moyenne de l’air traversant la sortie du

ventilateur.

22

2

2

A

Q

vpV

(2.9)

Où :

Q = débit en cfm à la sortie

A = surface à la sortie en pi2

= densité de l’air à la sortie en 3pilbm




Par exemple, la pression de vitesse générée par un ventilateur de 24 po de diamètre à 25000

cfm sera de :

eaudpopsi

eaudpopi

cfmpolbm

pV '58,4144

'1

2

sec60

min1

14,3

250000749,0

2

23

(2.10)

Pression statique d’un ventilateur

Il s’agit de la différence entre la pression totale et la pression dynamique d’un ventilateur.

vs ppp (2.11)

La pression statique d’un ventilateur est dérivée de la méthode pour tester des ventilateurs, où

la pression statique est égale à la mesure de la pression statique à la sortie du ventilateur quand

celui-ci aspire de l’air de l’atmosphère l’entourant.

2.4 Design de base

Une fois que la vitesse d’opération a été choisie, la prochaine étape est d’établir les dimensions

globales. Au départ, le diamètre minimum du moyeu peut être déterminé à l’aide de cette

équation :

Npd s00019min (2.12)

Où :

N : vitesse de rotation (RPM)

d : diamètre en po

ps : pression statique en po d’eau

porpmeaudpod 68,11)3450('5,400019min (2.13)

Cette valeur est légèrement inférieure à la valeur utilisée de 12 po.




Tout dépendant de la gamme de pression statique voulue, de moyen à haut, le diamètre du

moyeu peut varier de 30 à 80% du diamètre extérieur de l’hélice. Le rapport entre la base et le

bout des pales est défini par la relation suivante :

(2.14)

Où :

dH est le diamètre à la base

dt est le diamètre au bout

Figure 2.1 : Paramètres d’une hélice

Nombre de pales

Le nombre optimal de pales nb peut est déterminé approximativement à l’aide des diamètres de

la base et du bout des pales :

(2.15)

La pression statique produite est proportionnelle au nombre de pales nb multiplié par la largeur

L. Cela signifie qu’un modèle peut être modifié, par exemple, en doublant le nombre de pales et

réduisant la largeur de moitié sans changements marquants dans le design fondamental et dans

la performance du ventilateur, du moins pour ce qui a trait au volume d’air et à la pression

statique. La turbulence et le bruit sont surtout produits par le bord d’attaque et le bord de fuite

des pales et non par leur surface. Par conséquent, un plus petit nombre de pales plus larges

entraîne une meilleure efficacité et un niveau de bruit moins élevé. D’un autre point de vue, si

le nombre de pales devient trop petit et les pales trop larges, le moyeu du ventilateur devient

trop large, donc lourd, gros, cher et difficile à équilibrer. En général, le compromis entre

l’efficacité et le coût amène un nombre de pales entre 5 et 12.

d

dnb

1

6

5,024

12

po

po

d

dd

t

H




Solidité des pales

La solidité des pales, qui est donnée par le rapport entre la longueur de la corde et l’espace entre

les pales pc xx , détermine plus ou moins le débit par révolution pour un angle de pale donné.

px : l’espace entre les pales est la circonférence à un rayon donné 2πR divisé par le nombre de

pales nb. Donc :

(2.16)

cx : la longueur de la corde de la pale, c’est la

distance entre le bord d’attaque et de fuite au

même rayon. Figure 2.2 : Paramètres d’une pale

Fait à noter :

Du point de vue de l’aérodynamique, la longueur de la corde devrait augmenter de la base au

bout de la pale. Par contre, du point de vue de la structure, l’inverse serait préférable. Le

compromis suggère d’utiliser une longueur de corde environ constante pour toute la longueur

de la pale.

L’espace entre les pales augmente de la base au bout des pales. Un rapport entre l’espace entre

les pales et la longueur de la corde de 4 :1 ou plus élevé peut produire une bonne efficacité,

cependant, il est plus commun d’utiliser un rapport se rapprochant de 1. Celui-ci est utilisé

comme étant le rayon moyen efficace rm.

rm : Il s’agit du rayon moyen efficace d’un ventilateur axial. C’est le rayon qui divise le flux en

deux parties égales. En assumant une vitesse axiale uniforme de l’air, le rayon moyen est donc :

2

222 Ht

m

rrr

(2.17)

Où :

rH : rayon à la base de la pale

rt : rayon au bout de la pale

r

rR

n

Rx

bp 3

12




Largeur des pales

La largeur des pales est mesurée le long de l’intersection d’une surface cylindrique avec les

pales. À la base, les pales ne doivent pas se chevaucher de façon à éviter de bloquer le courant

d’air. En général, pour éviter de chevaucher les pales, la largeur doit suivre la relation suivante :

bndL 4,3

(2.18)

Où :

d : diamètre du moyeu

nb : nombre de pales

Pour le ventilateur actuel, le calcul donne :

poLpalespoL 08,410

124,3 (2.19)

Cette largeur représente la largeur minimale de la pale à la base pour éviter un chevauchement.

Dans certains modèles, la largeur de la pale est constante sur toute la longueur, mais cela peut

aussi varier dans un sens ou dans l’autre. Une première idée serait de réaliser une pale dont le

bout serait plus mince en raison de la plus grande vitesse à cet endroit. Par contre, il arrive que

l’utilisation de pales au bout plus large apporte des avantages, soit un niveau de bruit moins

élevé et une pression maximale plus élevée.




Angle de la pale ou torsion, et distribution de la vitesse

L’air se déplace dans un ventilateur axial approximativement de façon axiale. Dans l’entrée, la

direction du flux est axiale, c’est-à-dire parallèle à l’axe de rotation. Les pales du ventilateur

dévient le courant d’air ce qui amène que l’air dévié a une forme hélicoïdale, et la vitesse de

l’air peut être séparée en deux composantes : la vitesse axiale et la vitesse tangentielle. La

composante utile est la vitesse axiale, tandis que la vitesse tangentielle est partiellement ou

totalement perdue.

Pour une bonne efficacité, le courant d’air d’un ventilateur axial devrait être distribué tout le

long de la pale, c’est-à-dire que la vitesse axiale de l’air devrait être la même de la base au bout

de la pale. Cependant, la vitesse de la pale n’est pas distribuée de façon égale : la vitesse à la

base est beaucoup moins élevée que la vitesse au bout de la pale :

rV (2.20)

60

2 rpm (2.21)

V : vitesse (tangentielle)

r : rayon (distance du centre au point voulu)

: vitesse angulaire (rad/s)

Avec les paramètres du ventilateur étudié, les vitesses sont les suivantes :

sradrpm /28.36160

23450

60

2

(2.22)

Vitesse tangentielle au bout des pales :

spipopipos

radV /28,3611211228.361 (2.23)

À la base des pales :

spipo

piposradV /64,180121628.361

(2.24)




Il est donc nécessaire de compenser ce changement de vitesse à l’aide d’une torsion dans la

pale, ce qui résulte en une inclinaison de la pale plus élevée à la base et moins élevée au bout de

la pale. À des pressions statiques élevées, la torsion dans la pale est plus importante sinon la

base de la pale permettra à l’air de circuler dans le mauvais sens, ce qui diminuera l’efficacité

du ventilateur.

Figure 2.3 : Torsion des pales

Les équations dont il a été question dans cette section seront utilisées au chapitre 5 lors de la

vérification des résultats de simulation par le modèle théorique. Le chapitre qui suit présentera

les étapes suivies pour parvenir à la simulation du ventilateur à l’aide du logiciel Ansys CFX.




Chapitre 3 : Simulations à l’aide de Ansys CFX

Ce chapitre présentera les différentes étapes suivies afin de tester numériquement le ventilateur

sous différentes configurations, à la recherche d’une amélioration des performances :

‐ Modélisation du ventilateur ;

‐ Maillage des pièces ;

‐ Préparation des simulations et paramètres utilisés ;

‐ Problèmes rencontrés avec le solutionneur (CFX-Solver) ;

‐ Analyse des résultats de simulation ;

‐ Erreur sur les résultats de simulation.

Dans la plupart des documents consultés sur le sujet, le dispositif à analyser était créé

directement à partir du logiciel de simulation, ce qui n’était pas le cas avec le ventilateur axial

déjà existant que l’on voulait analyser. La méthode décrite ici est donc plutôt flexible pour ce

qui est de faire des tests sur un dispositif complexe.




3.1 Modélisation du ventilateur

La modélisation de l’ensemble du ventilateur a été réalisée à l’aide d’Autodesk® Inventor™,

présentant plusieurs fonctions de dessin fort utiles et permettant d’exporter les fichiers vers

plusieurs autres logiciels. Par exemple, la fonction « loft » a été utilisée afin de former la pale

du ventilateur en trois dimensions à partir des vues en coupe, comme le montre la figure 3.1.

Les figures 3.2 et 3.3 montrent des dessins utilisés pour l’étape suivante des simulations.

Figure 3.1 : Fonction « loft »

Figures 3.2 et 3.3 : Pièces réalisées sur le logiciel Inventor




La figure suivante montre une coupe du ventilateur tel que testé dans le logiciel de simulation :

Figure 3.4 : Vue en coupe du ventilateur

L’annexe 1 présente des dessins plus détaillés des pièces composant le ventilateur, telles

qu’utilisées pour les simulations.




3.2 Maillage des pièces

Le maillage des différentes sections du ventilateur a été réalisé à l’aide du logiciel Ansys

Workbench. Dans le cas d’une analyse aérodynamique, le maillage consiste à diviser l’air

autour des pièces du ventilateur en petits éléments. Ces derniers posséderont au final chacun un

ensemble de paramètres tels qu’une pression et une vitesse de l’air à cet endroit. Dans le cas

présent, de petits éléments de forme tétraédrique ont été utilisés.

Plus le maillage est fin, plus les éléments sont petits et plus le résultat sera précis. Par contre, si

le maillage est trop fin, certains problèmes apparaissent tels que des temps de calcul très longs

ou des problèmes de convergence. Lors du maillage, le logiciel Ansys Workbench a

automatiquement raffiné la dimension des éléments dans les zones où les détails sont plus

petits, entre autres sur les bords d’attaque et de fuite des pales. Afin d’éviter des avertissements

et des erreurs du logiciel lors du maillage, certains petits détails ont donc été volontairement

enlevés sur le ventilateur modélisé (par exemple des boulons sur le moyeu de l’hélice). De cette

façon, le principal du détail a été concentré sur les pales et les déflecteurs.

Les différentes pièces du ventilateur ont été séparées en trois groupes avant de procéder au

maillage : les déflecteurs et le cône à l’entrée, l’hélice, le moteur et les déflecteurs à la sortie. Il

a fallu procéder de cette manière puisque les groupes 1 et 3 sont immobiles alors que le 2

(l’hélice) est en rotation. Les trois maillages étaient donc trois sections cylindriques

représentant l’air à l’intérieur du ventilateur. Comme il sera mentionné en 3.6, la longueur des

sections à l’avant et à l’arrière du ventilateur n’avait que peu d’influence sur les résultats de

simulation.

Le type de maillage utilisé dans Ansys Workbench était « CFX-Mesh ». Les paramètres utilisés

pour le maillage étaient les paramètres par défaut, à l’exception du « mesh scale ». La taille des

éléments du maillage dépend de la taille de la pièce, pour cette raison les plus grosses pièces

présentent un « mesh scale » plus faible. Le tableau 3.1 regroupe les paramètres utilisés pour les

différentes sections du ventilateur.




Tableau 3.1 : Paramètres des maillages

Section Longueur de la

section (po) Mesh scale Nombre approximatif

d’éléments générés Cône et déflecteurs d’entrée 50 0,35 32000

Hélice 5 0,5 75000 Moteur et déflecteurs de sortie 80 0,25 36000

Le nombre d’éléments de l’hélice est plus élevé, car certains interstices d’air étaient très minces

(entre les pales et le moyeu). Il a donc fallu diminuer la taille des éléments pour permettre au

logiciel de fonctionner correctement. La figure 3.5 montre un exemple de maillage pour une

pale, contenue dans une portion de cylindre d’air divisé en petits éléments tétraédriques.

Figure 3.5 : Maillage d’une pale




3.3 Préparation des simulations

Afin de résoudre certains problèmes de convergence qui seront décrits plus loin, les maillages

des différentes sections du ventilateur ont été réduits en fonction de leur nombre d’éléments, de

manière à profiter des symétries de chaque section. Par ailleurs, cette méthode permet pour un

même temps de simulation d’obtenir des résultats beaucoup plus précis. Par exemple, le

maillage final pour l’hélice ne contenait qu’une seule pale. La figure 3.6 montre les trois

sections de maillage ayant été réduites afin de conserver un seul élément de chaque partie du

ventilateur.

Figure 3.6 : Montage de test du ventilateur

Il suffisait alors d’ajouter une condition de «périodicité » de chaque côté d’une section pour

indiquer au logiciel chargé de faire les calculs (CFX-Solver) que le ventilateur réel contient

plusieurs de ces sections disposées tout autour de l’axe de rotation.

Bien qu’à un instant donné, le flot d’air n’est pas nécessairement symétrique dans le ventilateur

réel, il devrait théoriquement être symétrique en moyenne pour ce qui est d’un régime

permanent. De plus, le type d’interface utilisé entre les sections de maillage tient compte du

déplacement relatif entre l’hélice et les déflecteurs sur une rotation complète afin d’en faire la

moyenne, il ne devrait donc pas y avoir d’erreur supplémentaire due à cette configuration.




Lors de l’utilisation de méthodes numériques pour effectuer des simulations, les conditions aux

frontières sont en quelque sorte une manière de fixer certains paramètres de façon à avoir le bon

nombre d’équations et d’inconnues pour le problème à résoudre. Parmi les différentes

possibilités de conditions aux frontières, la plus directe permettant d’obtenir les performances

du ventilateur a été choisie. La pression à l’entrée du ventilateur a été fixée, ainsi que le débit

volumique à la sortie. Les inconnues que le logiciel permettra d’identifier seront la pression

statique à la sortie du ventilateur, ainsi que la puissance demandée au moteur, qui sera

déterminée à partir de la pression exercée sur les pales. Le tableau 3.2 regroupe les paramètres

utilisés pour les simulations qui ont été modifiés par rapport à leur valeur par défaut.

Tableau 3.2 : Paramètres des simulations

Type Paramètre Option

Condition à l’entrée du ventilateur

Mass and Momentum Total pressure

Relative pressure : 0 (Correspond à 1 atm à l’entrée)

Flow Direction Normal to boundary condition Turbulence Zero Gradient

Condition à la sortie du ventilateur

Mass and Momentum Mass Flow Rate

(divisé par le nombre de sections ou déflecteurs)

Mass Flow Update Scale Mass Flow

Paramètres de l’hélice Angular Velocity 3450 RPM

Shroud: Wall Velocity Counter Rotating Wall

Paramètres du solver Advection scheme High Resolution Timescale control Physical Timescale : 1x10-4 s

Interfaces entre les sections Frame change Stage Pitch change Specified pitch angles

Autres paramètres Wall roughness Smooth Wall Simulation Type Steady State

Critère d’arrêt 100 itérations




3.4 Calcul de la solution

Lors du calcul de la solution, le logiciel CFX-Solver doit résoudre de nombreuses équations très

complexes qu’il n’est pas possible de résoudre autrement que par une méthode numérique,

méthode des éléments finis dans le cas d’Ansys CFX. Cette méthode permet de résoudre de

manière approximative (mais tout de même suffisamment précise) des équations aux dérivées

partielles décrivant un comportement physique réel [2]. Dans le cas présent, les équations à

résoudre sont les équations de Navier-Stokes, présentées ici sous forme différentielle [3] :

Équation de continuité :

(3.1)

Équation du bilan de la quantité de mouvement :

(3.2)

Équation du bilan énergétique :

(3.3)

Où :

: contraintes visqueuses (Unités SI : Pa)

f

: résultante des forces massiques (Unités SI : N/kg)

e : énergie totale (Unités SI : J/kg)

q : perte de chaleur par conduction thermique (Unités SI : W/m2)

r : perte de chaleur par rayonnement (Unités SI : W/m3)




Les effets de la compressibilité de l’air peuvent être ignorés pour des vitesses en dessous

d’environ le tiers de la vitesse du son [4]. Comme il a été vu précédemment (équation 2.19), la

vitesse maximale dans le ventilateur atteinte à l’extrémité des pales est de sft /361 , ce qui

correspond à un peu moins du tiers de la vitesse du son (1136 pi/s à 25°C) [5]. L’hypothèse

d’incompressibilité permet alors de simplifier les équations de continuité et de quantité de

mouvement à résoudre par Ansys, qui deviennent alors :

Équation de continuité :

(3.4)

Équation du bilan de la quantité de mouvement :

(3.5)

3.5 Problèmes rencontrés

Un des principaux problèmes rencontrés lors du processus d’analyse par éléments finis du

ventilateur était la difficulté à obtenir la convergence avec le CFX-Solver d’Ansys. Dans

certains essais, il se produisait des tourbillons dus en bonne partie à la grande complexité du

modèle à analyser. Bien que ceux-ci se produisent dans la réalité, le solutionneur recherche une

solution moyenne en régime permanent, ce qui est alors impossible puisque le tourbillon

change sans cesse de position. Le solutionneur crée un tourbillon, qui disparait ou change de

position à l’itération suivante et ainsi de suite. Le solutionneur s’arrête alors avant d’arriver au

résultat.




La figure 3.7 montre un exemple extrême de tourbillon très asymétrique observé lors d’un

essai. La pression à la sortie du ventilateur a volontairement été fixée à une valeur très grande

pour amplifier l’effet de tourbillon :

Figure 3.7 : Exemple de tourbillon

La division de chaque élément du ventilateur en fonction de ses symétries a permis de résoudre

ce problème. En forçant le mouvement de l’air à être identique autour de chaque pale (en

moyenne), la convergence est beaucoup plus stable et rapide.

Une autre cause des problèmes de convergence observés avait pour origine le maillage des

différentes sections. Lors du maillage, si certains éléments sont trop petits, le logiciel Ansys

Workbench envoie des avertissements (parfois des erreurs, mais dans ce cas il faut

recommencer le maillage). Dans la majorité des cas, les avertissements lors du maillage se

traduisent par des difficultés à converger et parfois à une moins bonne précision du résultat.




3.6 Analyse des résultats de simulation

Pour l’analyse des résultats, le logiciel CFX-Post, de la suite Ansys CFX, possède plusieurs

outils d’analyse pour visualiser et obtenir les valeurs recherchées à partir des données brutes

renvoyées par le solutionneur. Différentes équations ont été définies afin de trouver les données

suivantes à partir des paramètres des éléments du maillage :

‐ Débit volumique ;

‐ Puissance à l’arbre du moteur ;

‐ Puissance de sortie du ventilateur.

Le débit volumique était donné directement à partir de la condition de débit massique à la

sortie :

mN

Q

(3.6)

Où N représente dans ce cas le nombre de sections (déflecteurs) à la sortie, m est le débit

massique passant par une section et est la densité de l’air.

Pour ce qui est de la puissance à l’arbre du moteur, celle-ci était calculée à l’aide de l’équation

suivante :

n

iiimoteur FVP

1

(3.7)

Où n représente le nombre d’éléments de maillage à la surface de l’hélice. iV

est la vitesse

absolue de l’élément, alors que iF

est la force exercée par la pression ( surfacepression ).

Pour la puissance à la sortie du ventilateur, l’équation suivante a été utilisée :

ssortie pQP (3.8)

Où sp est la différence de pression statique entre l’entrée et la sortie du ventilateur. On obtient

donc le rendement statique du ventilateur.




3.7 Erreurs sur les résultats de simulation

Le principal problème rencontré avec l’analyse des résultats renvoyés par Ansys était de trouver

la puissance de sortie du ventilateur. Dans un premier lieu, le tube à la sortie du ventilateur était

d’une longueur assez limitée. En analysant les résultats par la suite, il a été observé que la

condition à la sortie du ventilateur faussait la valeur de la pression. Pour résoudre ce problème,

la condition à la frontière a été fixée de manière plus flexible et la longueur du tube à la sortie a

été augmentée. Il a été remarqué par la suite que la longueur du tube à la sortie ne modifiait

pratiquement pas les résultats, le problème venant uniquement de la condition à la frontière.

Le problème de tourbillons discuté plus haut était aussi une cause d’erreur pendant l’analyse

des résultats. Cependant, ce problème a pu être résolu en divisant les sections en fonction du

nombre de symétries. Par ailleurs, lors de l’arrêt du solutionneur Ansys, le taux de variation

entre les deux dernières itérations (stabilité), donné par le « rate », doit être proche de 1, sinon

les résultats seront beaucoup moins significatifs.

Une autre cause d’erreur sur les résultats est les pertes qui n’ont pas pu être considérées lors des

simulations. Les efficacités réelles pourraient donc être inférieures à celles trouvées par

simulation. Les principales causes sont les suivantes :

‐ Le pied et le support du moteur n’ont pas été considérés ;

‐ Les pertes mécaniques du moteur ne sont pas considérées ;

‐ Les surfaces à l’intérieur du ventilateur ont toutes été considérées lisses ;

‐ La température de l’air est supposée à 25°C.

À l’aide d’équations utilisées dans la littérature, il sera possible de vérifier les résultats obtenus

par simulation. Plusieurs facteurs ne pouvant pas être considérés en simulation peuvent amener

un certain écart avec les performances réelles du ventilateur. Cependant, le point principal de ce

projet étant d’optimiser le ventilateur, les simulations apportent la possibilité intéressante de

comparer entre elles les performances de différents concepts sans avoir à les tester dans la

réalité, ce qui serait dispendieux. Si changer un détail amène de meilleures performances en

simulation, il est vraisemblable qu’il en sera de même en réalité.




Chapitre 4 : Amélioration des performances

4.1 Paramètres de l’optimisation

Optimiser un ventilateur est un objectif plutôt large et il est bien entendu impossible de rendre

celui-ci optimal pour tous les cas d’utilisation en même temps. Plusieurs contraintes ont donc

été établies afin de fixer les limites à l’intérieur desquelles l’amélioration des performances du

ventilateur serait recherchée. Les paramètres suivants ont été établis comme n’étant pas

modifiables :

‐ Vitesse de rotation du ventilateur (3450 RPM) ;

‐ Type de moteur utilisé (TECO Westinghouse AEHH8N, frame no. 324TS, 40 HP) ;

‐ Diamètre intérieur du ventilateur (24 po) ;

‐ Plage de débit (entre 15000 et 30000 CFM).

Dans un premier temps, plusieurs séries de simulations ont été effectuées afin de déterminer un

angle de pale pour lequel les puissances de moteur se situaient autour de 40 HP (figure 4.1). Le

même angle a alors été conservé pour tous les autres essais visant à optimiser le ventilateur. Si

les modifications sont bénéfiques à cet angle, il est probable qu’elles le seront aussi au

voisinage de cet angle.

Figure 4.1 : Puissance à l’arbre du moteur pour différents angles de pales

20

30

40

50

60

10000 15000 20000 25000 30000

Puissance (HP)

Débit (CFM)

40°

35°

30°




À partir de la figure 4.1, l’angle utilisé pour tous les autres essais a donc été fixé à 35°. Cet

angle est mesuré à partir de la droite de référence des vues en coupes utilisées pour la

modélisation, comme le montre la figure 4.2.

Figure 4.2 : Angle de référence utilisé pour les pales

4.2 Modifications testées par simulation

Après avoir fixé les limites à l’intérieur desquelles le ventilateur serait optimisé, la liste des

modifications possibles à tester par simulation a été élaborée. Puisqu’il existe une infinité de

possibilités de modifications, la liste suivante n’en regroupe donc qu’une partie :

‐ Modifications au niveau des déflecteurs (à l’entrée et à la sortie) :

o Largeur des déflecteurs ;

o Nombre de déflecteurs ;

o Angle des déflecteurs ;

o Diamètre du cône à l’entrée.

‐ Modifications au niveau de l’hélice :

o Nombre de pales ;

o Courbure du profil des pales ;

o Diamètre du moyeu supportant les pales.

‐ Modification au niveau du guidage du flot d’air dans le ventilateur :

o Ajout d’un cône à l’arrière du moteur ;

o Remplacement du cône à l’entrée par une forme plus arrondie ;

o Ajout d’un quadrillage pour guider l’air à l’arrière du moteur.




Parmi les possibilités de modifications, les solutions les plus simples à mettre en œuvre et au

coût le plus bas ont été favorisées au départ. Par exemple, un nouveau moule pour les pales ou

une forme plus arrondie à la place du cône à l’entrée seraient des modifications dispendieuses,

il faudrait donc parvenir à démontrer que celles-ci rendraient le ventilateur significativement

plus performant pour en justifier l'installation. Voici la liste des modifications qui ont pu être

testées dans le cadre de cette étude :

‐ Diminution du nombre de déflecteurs à l’entrée ;

‐ Diminution du nombre de déflecteurs à la sortie ;

‐ Augmentation du nombre de déflecteurs à la sortie ;

‐ Augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie ;

‐ Diminution de l’angle des déflecteurs à la sortie ;

‐ Augmentation du diamètre du cône à l’entrée.

Pour chaque modification testée, un seul paramètre était modifié à la fois, étant donné le trop

grand nombre de possibilités de combinaisons. Tous les paramètres dépendent l’un de l’autre

d’une certaine manière, comme il a été possible de le constater lors de certains essais, mais il a

tout de même été supposé que l’addition de modifications individuellement avantageuse serait

elle aussi avantageuse. Après les différentes simulations avec Ansys CFX, le critère suivant a

été fixé pour évaluer les effets des différentes modifications : si l’efficacité énergétique du

ventilateur augmente de façon générale sur la plage de débits cernée, la modification est

retenue. Si l’efficacité diminue de façon globale sur cette plage, elle est rejetée.




4.2.1 Diminution du nombre de déflecteurs à l’entrée

Pour cet essai, le nombre de déflecteurs à l’entrée a été ramené à 9 au lieu de 12. Étant donné le

nombre déjà élevé de déflecteurs à l’entrée, une augmentation du nombre de déflecteurs n’a pas

été testée. Dans la pratique, il serait par ailleurs difficile d’en placer davantage qu’actuellement.

Figure 4.3 : Diminution du nombre de déflecteurs à l’entrée

Bien qu’un des points présente un rendement légèrement inférieur à l’essai sans modifications,

il est à remarquer qu’avec cette modification, le rendement est légèrement amélioré (environ

1%) sur pratiquement toute la plage de débits observée. Cette modification a donc été retenue.

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

12 Déflecteurs

9 Déflecteurs




4.2.2 Augmentation du diamètre du cône à l’entrée

Cette modification a été ajoutée à la liste après l’observation du comportement de l’air arrivant

par l’entrée du ventilateur (cas initialement observé à gauche) :

Figure 4.4 : Effet du diamètre du cône sur le flot d’air à l’entrée

Dans le cas initial, l’air arrivant sur les pales de l’hélice est fortement dévié, ce qui lui donne

une importante composante de vitesse radiale avant d’être frappé par la pale.




Les résultats suivants ont été obtenus après avoir ramené le diamètre du cône à 12 po, soit le

même diamètre que le moyeu supportant les pales :

Figure 4.5 : Augmentation du diamètre du cône à l’entrée

Il est possible de constater que l’efficacité autour de 26000 CFM augmente d’environ 5%, cette

modification a donc été retenue.

Cette hausse d’efficacité à débit plus élevé s’explique principalement par le fait que l’air

arrivant à l’hélice ne rencontrera pas le moyeu comme un obstacle, sa trajectoire ayant été

graduellement déviée auparavant par le cône à l’entrée.

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

Cône de 8 po

Cône de 12 po




4.2.3 Diminution de l’angle des déflecteurs à la sortie

Il a été observé après plusieurs essais que l’angle des déflecteurs à la sortie était vraiment un

paramètre déterminant dans l’optimisation du ventilateur. C’est en observant les figures

suivantes obtenues par Ansys qu’il est possible de se rendre compte que l’angle de ces

déflecteurs aura une influence marquée dépendamment du débit :

Bas débit (12517 CFM) Haut débit (28789 CFM)

Figure 4.6 : Effet des déflecteurs à la sortie en fonction du débit

À bas débit, l’angle des déflecteurs n’est pas assez prononcé alors qu’il l’est trop à haut débit.

En effet, à haut débit, il semblerait que l’hélice parvient tout juste à redresser l’air provenant

des déflecteurs à l’entrée, l’air est donc déjà redressé avant même de passer par les déflecteurs

de sortie. L’aspect du tracé d’efficacité pour les trois modifications qui suivent (augmentation

et diminution du nombre et augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie) s’explique par

l’angle des déflecteurs. En effet, puisque l’angle était trop grand et nuisait au flot de l’air à haut

débit, en augmenter le nombre ou la largeur diminuera nécessairement les performances.




Le graphique suivant a été obtenu en diminuant l’angle des déflecteurs. L’efficacité à haut débit

augmente radicalement, comme le laisse supposer la figure 4.6 :

Figure 4.7 : Diminution de l’angle des déflecteurs à la sortie

4.2.4 Diminution du nombre de déflecteurs à la sortie

En diminuant le nombre de déflecteurs à la sortie, l’efficacité est légèrement plus grande pour

les débits élevés. Bien que cela s’explique par l’observation précédente, cette modification a été

retenue.

Figure 4.8 : Diminution du nombre de déflecteurs à la sortie

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

Angle de 34°Angle de 22°

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

9 Déflecteurs

7 Déflecteurs




4.2.5 Augmentation du nombre de déflecteurs à la sortie

Pour les mêmes raisons que les deux essais précédents, cette modification nuisait au rendement

à haut débit et a donc été rejetée.

Figure 4.9 : Augmentation du nombre de déflecteurs à la sortie

4.2.6 Augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie

Étant donné qu’à haut débit les déflecteurs avec l’angle originalement utilisé pour les essais

nuisent au flot de l’air, il est normal d’observer une diminution de la performance en les

élargissant. Cette modification a donc aussi été rejetée. Il faut cependant noter que si la

courbure de ces déflecteurs avait été modifiée en plus de la largeur, les résultats auraient été

différents.

Figure 4.10 : Augmentation de la largeur des déflecteurs à la sortie

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

9 Déflecteurs11 Déflecteurs

25%

35%

45%

55%

65%

10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 24000 26000 28000

Efficacité

Débit (CFM)

Largeur de 2 poLargeur de 3,5 po




4.2.7 Combinaison des modifications avantageuses

Les dernières simulations ont été effectuées sur un ventilateur regroupant les modifications

retenues, c’est-à-dire avec la configuration suivante :

‐ 9 déflecteurs à l’entrée ;

‐ Cône de 12 po de diamètre à l’entrée ;

‐ 7 déflecteurs à la sortie ;

‐ Angle des déflecteurs de sortie placés à 22° (par rapport à la direction axiale).

La courbe d’efficacité obtenue est la suivante :

Figure 4.11 : Combinaison des modifications avantageuses

Pour les débits plus bas, aucune différence significative n’est observable, alors que pour les

débits plus élevés, l’amélioration est pratiquement la somme directe des avantages apportés par

chaque modification individuelle.

Les graphiques de la page suivante (figure 4.12) permettent de faire la comparaison des courbes

expérimentales d’un ventilateur axial similaire (diamètre 24 po, 3450 RPM) avec les courbes

simulées du ventilateur modifié, en rouge, et du ventilateur non modifié, en bleu.

20%

30%

40%

50%

60%

70%

10000 15000 20000 25000 30000

Efficacité

Débit (CFM)

Sans modification

Modifications combinées




Figure 4.12 : Comparaison de courbes caractéristiques




Il est possible de constater que les angles de pales correspondant aux courbes expérimentales

sont inférieurs à l’angle de 35° correspondants aux courbes simulées. Cette différence provient

du fait que l’angle de 35° utilisé pour les simulations est mesuré par rapport à une référence au

centre de la pale, tandis que les angles des courbes expérimentales sont vraisemblablement

mesurés par rapport au bord d’attaque de la pale.

Il est aussi possible de remarquer que les courbes de pression/débit obtenues par simulations

ont une pente plus abrupte que les courbes expérimentales, et atteignent des pressions beaucoup

plus élevées. Comme il en a été question au chapitre 2, le rapport diamètre externe des pales sur

diamètre du moyeu est probablement la principale cause du fait que le ventilateur, même

modifié, serait davantage optimisé pour la pression que le ventilateur des courbes

expérimentales, mais légèrement moins pour les débits.

Bien entendu, le logiciel Ansys ne tenant pas compte de plusieurs pertes mécaniques, le

ventilateur est plus efficace que le laissent supposer les courbes expérimentales si la courbe de

puissance à un angle de 25° est associée à la courbe rouge (ventilateur modifié). Les valeurs à

25° pour la courbe de pression sont alors plus élevées avec les données de simulation

qu’expérimentalement. La figure 4.13 illustre les déflecteurs et le cône à l’entrée avec une

combinaison des modifications effectuées sur celui-ci.

Figure 4.13 : Entrée modifiée du ventilateur




Chapitre 5 : Vérification des résultats de simulation par le modèle théorique

Le modèle théorique ne permet pas dans le cas actuel de déterminer un angle optimal pour les

pales ou encore les paramètres des déflecteurs, mais il permet de donner une idée de paramètres

généraux du ventilateur tel que le diamètre du moyeu ou le nombre de pales.

La vitesse spécifique d’un ventilateur est donnée par :

1,76632

'11

18000345075,075,0

eaudpo

rpm

SP

CFMNN s (5.1)

Figure 5.1 : Ratio proposé en fonction de la vitesse spécifique [9]

À l’aide du diagramme de la figure 5.1, il est possible de constater que pour la vitesse

spécifique obtenue, le rapport de diamètre devrait se situer entre 0,5 et 0,75, dont la valeur cible

est de 0,6. Celui utilisé dans le modèle de base est de 0,5, ce qui prouve que les résultats

obtenus à l’aide des simulations avec Ansys CFX sont près des valeurs obtenues à l’aide d’un

cas général.




Selon ce rapport, le diamètre de moyeu optimal serait le suivant :

popodh 146,024 (5.2)

Ce modèle amène le nombre de pales suivant :

d

dnb

1

6

(5.3)

palesnb 96,01

6,06

(5.4)

Encore ici, le résultat obtenu s’approche de la valeur réelle. Bien que ce paramètre ait une

influence minime sur les performances du ventilateur, il sera vu dans le chapitre 6 que ce

paramètre a une grosse influence sur le niveau sonore du ventilateur.

À la lumière de ces résultats, il est possible de constater que le logiciel Ansys CFX a permis

d’obtenir des valeurs très près de la théorie. Cela prouve que ce logiciel est crédible et que

l’industrie peut se fier aux conclusions qu’il apporte.

Pour le modèle de base (ventilateur de 24 po avec 12 po de moyeu), le calcul théorique

permettant de trouver la valeur de la pression pour un diamètre et un débit fixé est donné ici.

Tout d’abord, il faut trouver le ratio des diamètres du ventilateur :

5,024

12

po

po

d

d

t

h (5.5)

palesnb 65,01

5,06

(5.6)

Bien que ce résultat soit assez loin de la valeur réelle utilisée, il peut être avantageux pour des

raisons mécaniques d’utiliser un plus grand nombre de pales étant donné que celles-ci seront

moins larges et, ainsi, auront moins d’impact sur la largeur du moyeu.




Par la suite, il est nécessaire de trouver la vitesse spécifique à l’aide du diagramme de la figure

5.1 :

Ns ≈ 95 000 rpm

Il est maintenant possible de fixer une valeur de débit pour trouver la pression statique

correspondante :

sN

CFMNSP 75,0 (5.7)

eaudporpm

cfmrpm

N

CFMNSP

s

'26,895000

18000345075,075,0

(5.8)

Si un ventilateur de 36 po dont le moyeu est de 12 po est utilisé, il faut tout d’abord trouver le

ratio des diamètres du ventilateur :

33,036

12

pouces

pouces

d

d

t

h (5.9)

palesnb 397,233,01

33,06

(5.10)

Par la suite, il est nécessaire de trouver la vitesse spécifique à l’aide du diagramme de la figure

5.1 :

Ns ≈ 155 000 rpm

Il est maintenant possible de fixer une valeur de débit pour trouver la pression statique

correspondante :

eaudpoucesrpm

cfmrpm

N

CFMNSP

s

'35,5155000

25000345075,075,0

(5.11)




Chapitre 6 : Étude des sources de bruits

Les ventilateurs fabriqués par BVentilation sont équipés de silencieux permettant d’isoler en

partie le bruit produit par le ventilateur de l’environnement extérieur. Ce chapitre portera sur les

causes du bruit produit par le ventilateur, et quelques moyens de les diminuer directement

seront présentés au chapitre 8.

Le bruit du ventilateur est dû principalement au contact entre l’écoulement de l’air entre les

pales et les parties fixes. Il y a trois types d’origines de bruit dans un ventilateur [6] :

- Le bruit aérodynamique ;

- Le bruit du moteur électrique ;

- Le bruit mécanique.

Les bruits mécaniques et du moteur électrique seront tous deux négligés de ce document. Leurs

influences ne sont pas négligeables, mais sont tout de même moins importantes. Il va donc de

soi que de considérer que leurs pertinences dans un écrit spécialisé sur les ventilateurs est futile.

6.1 Causes de bruits

6.1.1 Bruit aérodynamique

Le bruit aérodynamique est la source majeure de bruit dans un ventilateur. Il s’agit du bruit

causé par l’interaction entre l’écoulement de l’air et les parties du ventilateur. Il faut noter que

ce type de bruit intervient sur les trois propagations de bruit : la voie aérienne, la voie

solidienne et la voie en conduit. Le spectre de bruit d’un ventilateur est formé de raies marquées

à la fréquence de passage des pales et ses harmoniques (seulement si l’espacement est constant

entre les pales) et d’un spectre large bande. Chacun des deux types de bruit est tout aussi

important.




Figure 6.1 : Exemple de spectre à bandes fines

6.1.2 Bruit de raies

Le bruit de raies est créé par le fait que la vitesse absolue à l’entrée de l’hélice n’est jamais

parfaitement uniforme, ce qui crée des variations de forces périodiques sur les pales. Les bruits

causés par ces cycles de force se trouvent à la fréquence de passage des pales ainsi que ses

harmoniques. De plus, dans un ventilateur avec redresseur, communément appelé déflecteur, ce

bruit est aussi créé par l’interaction du sillage tournant de l’hélice avec le déflecteur.

L’espacement entre celui-ci et l’hélice est donc un facteur essentiel, ainsi que le nombre de

pales et de déflecteurs.

La forme du sillage des pales a une grande influence sur le bruit. En effet, plus l’amplitude du

défaut de vitesse dans le sillage est grande, plus la fluctuation de force sur l’obstacle aval est

importante et plus la raie émise est élevée. C’est le phénomène qui est engendré très près du

bord de fuite des pales. Le sillage est donc très prononcé et très fin dans ce cas. Dans le cas

contraire, le sillage des pales perd de l’amplitude. Le champ de vitesse agissant sur l’objet

obstruant l’écoulement est donc plus uniforme, ce qui amène une amplitude de la raie à la

fréquence de passage des pales plus faible. Il est donc évident de constater l’influence de la

distance entre la roue et un redresseur. Cette interaction se nomme « interaction visqueuse ».




Il existe aussi une interaction potentielle. Celle-ci est due à un rayonnement créé par un

obstacle situé en amont vers la roue. Cela amène des perturbations, encore une fois à la

fréquence de passage des pales, ainsi que ses harmoniques.

6.1.3 Bruit de large bande

Le bruit est large bande est dû à quatre facteurs :

- L’interaction de l’écoulement turbulent incident avec les pales ;

- Le bruit de bord de fuite ;

- Certains décollements sur les pales ;

- L’écoulement turbulent dans le jeu périphérique.

De plus, dans un ventilateur avec déflecteurs, ceux-ci ont une influence due à l’interaction de la

turbulence créée par les pales avec les ailettes. Chaque obstacle entravant la trajectoire de

l’écoulement, tel que le moteur et son appui, a aussi une influence. En général, il s’agit de

l’impact de la turbulence de chacune des pales avec les obstacles fixes en aval. En effet, selon

R.K. Amiet[6] qui a beaucoup étudié la question, « si l’échelle intégrale de turbulence est petite

devant l’espacement entre deux pales, le spectre de la fluctuation de force, et donc du bruit

rayonné, est à large bande, car chaque pale émet un bruit décorrélé de celui émis par les pales

adjacentes». En d’autres mots, plus le flot d’air est turbulent, moins le bruit sera concentré à

des fréquences précises. Le bruit sera donc davantage réparti sur tout le spectre de fréquences.




6.1.4 Bruit propre des pales

Il s’agit de toutes les causes du bruit qui ne sont pas dues à aucun autre facteur que la présence

de pales dans un écoulement homogène. Ce bruit est donc en lien direct avec l’écoulement dans

les couches limites sous la pale et sur la pale. Il est possible de séparer ce type de bruit en deux

catégories distinctes :

- Le bruit de bord de fuite ;

- Le bruit dû à des décollements.

6.1.5 Bruit de bord de fuite

Le bruit de bord de fuite crée un bruit à large bande surtout lorsque le ventilateur est utilisé à

basse pression. Ce bruit se partage en trois mécanismes qui sont en relation avec la géométrie

du profil et les caractéristiques de l’écoulement dans les couches limites :

- Bruit d’interaction des fluctuations de pression pariétale avec le bord de fuite ;

- Bruit associé aux instabilités de la couche limite laminaire ;

- Bruit d’échappements tourbillonnaires.

Il est possible qu’il n’y ait pas qu’un seul de ces mécanismes qui entre en cause.

6.1.6 Bruit dû à des décollements

Un décollement apparaît lorsque l’angle de la pale est plus prononcé. La pale se trouve plus

chargée et l’écoulement ne demeure pas attaché à la pale. Lorsque ce phénomène est plus

évolué, le décollement est franc et l’écoulement ne reprend pas contact avec la pale.

Figure 6.2 : Décollement à l’extrados de la pale




Le spectre associé à ce type de bruit est de large bande et se situe à basse fréquence. Le

phénomène à la cause de ce type de bruit n’est pas encore bien expliqué. Cependant, il est bien

documenté que lorsqu’il y a décollement avec rattachement, le niveau de bruit est à son

maximum.

Figure 6.3 : Évolution du spectre de fréquence acoustique




6.2 Lois de similitude acoustique

Il s’agit d’une loi qui date des années 1950 [6]. Elle est fondée sur un grand nombre

d’expérimentations :

1

2

1

212 log20log10

p

p

Q

QLL WW

(6.1)

WL = niveau global en décibels linéaires (niveau en décibels par bande d’octave ou tiers

d’octave

Q1,2 = débits

p1,2 = pressions statiques

Pour appliquer cette équation, il faut respecter les lois de transposition aéraulique entre les

conditions 1 et 2 (même forme de ventilateur, etc.). Il est possible de modifier cette équation

pour l’exprimer en débit, pression, vitesse de rotation et diamètre :

1

2

1

212 log70log50

D

D

N

NLL WW

(6.2)

Cette expression est très générale et imparfaite, mais elle permet de constater l’évolution du

bruit à l’aide de ces paramètres.




Chapitre 7 : Santé et sécurité

Les principales règles de santé et sécurité auxquelles doivent se soumettre les personnes qui

travaillent à proximité d’un ventilateur sont en rapport avec le bruit. Par ailleurs, puisque ces

ventilateurs sont constamment en fonction, il est difficile de s’en approcher dangereusement. Il

n’est donc pas nécessaire d’énoncer des règles de sécurité à ce sujet. Cependant, une brève

explication du cadenassage, qui peut être nécessaire, sera donnée.

Un ventilateur axial comme celui fabriqué par BVentilation peut développer entre 80 et 120

décibels. Il s’agit d’une valeur qui s’approche de celle d’un marteau pneumatique à une

distance de 5 pieds. Ce niveau de bruit a donc des effets flagrants sur la santé. Ces effets sont

classifiés en deux types : les effets auditifs et les effets non auditifs [7]. Les effets non auditifs

regroupent tous les quelconques effets psychologiques liés au fait de travailler dans un

environnement bruyant : risques pour la sécurité, car le bruit amène un état de nonchalance,

stress, etc. Les effets auditifs sont plus importants et comprennent certains dommages au

système acoustique suivants : acouphène, déficit auditif temporaire et déficit auditif permanent.

L’acouphène et le déficit auditif temporaire sont moins graves, puisqu’ils n’impliquent aucun

dommage à l’oreille de façon permanente. L’acouphène est un bourdonnement dans l’oreille et

le déficit auditif temporaire est une perte des capacités auditives après une exposition à un effet

sonore élevé. Ces deux phénomènes disparaissent au bout de quelques heures.

Le déficit auditif permanent est une défaillance qui s’accumule avec le temps. De plus, avec

l’âge l’ouïe diminue de façon naturelle, donc l’effet s’en trouve amplifié. Il est possible de

vérifier, de préférence au moins une fois par année, le déficit auditif à l’aide d’un audiomètre.

Ainsi, il est possible de constater si les mesures prises pour la protection contre le bruit sont

suffisantes. Les mesures utilisées pour diminuer le bruit sont de type « protection individuelle »

ou élimination à la source. Comme il est impossible d’éliminer complètement le bruit créé par

un ventilateur, il est nécessaire d’utiliser des appareils de protection. Ceux-ci viennent sous la

forme de casque de protection et de bouchons pour les oreilles. Ces deux types de protection

offrent une protection qui diminue le niveau de bruit d’environ 30 décibels. Le décret 2006-892




du 19 juillet 2006 recommande de réduire le niveau équivalent de bruit à moins de 85 dB(A).

Ainsi, un travailleur utilisant une protection auditive, en tenant compte du fait qu’il ne doit pas

toujours travailler à proximité du ventilateur, est suffisamment protégé contre le déficit auditif

permanent [8].

Pour poursuivre, il est de mise qu’un individu qui veut effectuer des réparations ou

modifications de paramètres sur le ventilateur suive une procédure de cadenassage. Le

cadenassage est une méthode utilisée dans la plupart des entreprises pour s’assurer qu’il soit

impossible de mettre en marche un appareil lorsque quelqu’un se trouve dans une zone le

mettant en danger. L’utilisation d’un cadenas pour verrouiller la mise en marche de l’appareil,

dont seul l’individu l’ayant installé possède la clé, est le principe de cette mesure de sécurité.




Chapitre 8 : Modifications pertinentes et recommandations

Plusieurs des modifications qui ont été testées précédemment par simulations étaient les

modifications de paramètres ne pouvant pas être calculés théoriquement de façon précise. Par

ailleurs, bien que certaines modifications n’aient pas été retenues étant donné leur coût

d’application trop élevé, il pourrait quand même être intéressant de vérifier leur impact à l’aide

de nouvelles simulations. Le présent chapitre présente les différentes possibilités de

modifications qu’il n’a pas été possible de tester dans le cadre de ce projet.

8.1 Possibilités de modifications pour l’amélioration des performances

8.1.1 Ajout d’un cône à la sortie

Cette modification consisterait à ajouter immédiatement à l’arrière du moteur un cône similaire

à celui présent à l’entrée du ventilateur. Cette modification a été jugée pertinente après

l’observation du phénomène présenté à la figure 8.1 :

Figure 8.1 : Air à la sortie du ventilateur

La figure 8.1 montre un effet de tourbillon à la sortie, ce qui dans la réalité entraîne des pertes

d’énergie et pourrait créer des tourbillons comme ceux décrits à la section 3.4.




8.1.2 Ajout d’un quadrillage à la sortie

Cette modification se traduirait par l’ajout d’une structure permettant de guider l’air à la sortie

du ventilateur, telle qu’illustrée à la figure 8.2. Celle-ci permettrait de diminuer les tourbillons

réels et pourrait aussi avoir un effet similaire à l’ajout d’un cône à l’arrière du moteur. Les

possibles avantages apportés par cette modification seraient cependant difficiles à vérifier par

simulation étant donné que le flot d’air à la sortie est déjà contraint à être symétrique avec la

méthode actuelle.

Figure 8.2 : Ajout d’un quadrillage à la sortie




8.1.3 Ajustement de l’angle des déflecteurs à la sortie

Cette modification consisterait à ajuster l’angle des déflecteurs de sortie en fonction du débit

spécifié par un client. Il a en effet été observé à la figure 4.6 que cet angle était responsable de

pertes importantes de performances lorsqu’il n’est pas utilisé à un débit particulier. D’avantage

de tests (par simulation ou expérimentalement) seraient nécessaires afin de déterminer de

manière précise un angle optimal à un certain débit. Enfin, l’installation de déflecteurs

ajustables à la sortie pourrait être une option à envisager.

8.1.4 Modification de la courbure des pales

Parmi les différentes modifications possibles au niveau des pales, il y aurait l’augmentation de

la différence entre l’angle du bord d’attaque et du bord de fuite, ainsi que l’augmentation de la

différence entre l’angle à la racine de la pale et l’angle à son extrémité. Cette dernière

modification est illustrée à la figure 8.3, représentant une pièce qui était initialement prévue

pour des tests.

Figure 8.3 : Pale modifiée




Il faut noter que dans le cas du ventilateur de BVentilation, l’utilisation de déflecteurs en amont

et en aval fait en sorte qu’il n’est pas nécessaire d’avoir une vitesse axiale uniforme. La figure

8.4 montre l’effet des déflecteurs à l’entrée sur l’air arrivant sur les pales.

Figure 8.4 : Effet des déflecteurs à l’entrée

Sur cette figure, il est possible de remarquer que l’angle arrivant à la base de la pale a un angle

plus important que celle arrivant à son extrémité. L’effet est donc similaire à celui observé pour

une pale ayant une courbure plus prononcée dans la direction radiale. Une modification de la

pale en ce sens n’amènerait donc probablement pas d’amélioration significative.




8.2 Possibilités de modifications pour la diminution du bruit

8.2.1 Diminution des bruits de raies

Pour réduire les bruits de raies, qui sont surtout présents lorsque le ventilateur est utilisé à haute

vitesse, il est important de s’assurer que l’écoulement à l’entrée soit aussi homogène que

possible. C’est-à-dire qu’il faut éviter tout obstacle dans une distance d’environ quatre fois le

diamètre. Pour ce qui est des obstructions fixes en aval, ils se doivent d’être éloignés le plus

possible du rotor. Il faut absolument éviter le moindre obstacle dans une distance d’une corde

du rotor (environ 4 po dans ce cas-ci). Il est évident que l’éloignement du déflecteur externe

peut amener une perte de performance, alors il faut tenter à l’aide d’expérimentation de trouver

le meilleur compromis entre les performances et le niveau de bruit.

Un autre moyen pour diminuer l’intensité des bruies de raies et l’utilisation de pales non

équidistantes sur l’hélice. Cette diminution est marquée à la fréquence de passage des pales et à

ses harmoniques. Cela a pour effet de distribuer l’énergie à d’autres fréquences, ce qui fait en

sorte que le bruit est moins incommodant. Cependant, le bruit global du ventilateur en décibels

demeure le même.

Il est aussi possible de diminuer le bruit de raies en augmentant le nombre de pales. Les

performances demeurent les même, cependant le bruit de large bande est augmenté, alors il n’y

a aucun bénéfice.




8.2.2 Diminution des bruits de large bande

Tout comme dans le cas du bruit de raies, l’augmentation de l’espace entre les obstacles et

l’hélice est un facteur majeur. En effet, la réduction de turbulence dans l’écoulement est

favorable pour la diminution de bruit. Il est donc tout aussi important pour ce type de bruit

d’avoir une assez grande distance entre l’hélice et le redresseur en aval.

Figure 8.5 : Écoulement pour deux débits différents

Pour continuer, il est possible de diminuer le niveau sonore en s’assurant qu’il n’y ait pas de

décollement sur la surface de la pale. Pour éviter que cela se produise, il est nécessaire de

fonctionner dans une zone de grand débit. Cela peut même aller jusqu’au point ou l’écoulement

est inversé près du moyeu. Ce type d’écoulement amène une augmentation importante du bruit.

S’il est nécessaire que le ventilateur soit utilisé à un faible débit, il est nécessaire d’utiliser une

géométrie de roue différente, avec une plus grande torsion, pour faire en sorte que le courant

d’air soit complètement axial. De plus, pour éviter le décollement, une étude de la cambrure

serait nécessaire. Si celle-ci est trop grande, cela amène un décollement, mais si elle n’est pas

assez cambrée, le bruit s’en trouve aussi augmenté. Il faut donc obtenir la cambrure maximale

sans décollement.




Pour poursuivre, le bruit occasionné par un ventilateur peut être diminué en modifiant la

géométrie de la pale. S’il est possible de le faire, il faut tenter d’obtenir une pression et un débit

voulu en utilisant une vitesse de rotation plus basse. Pour ce faire, il est nécessaire d’augmenter

la cambrure des pales ainsi que leur inclinaison. Par contre, il est difficile d’obtenir une

pression élevée de cette façon, alors cela dépend des besoins du client.

Pour amener une diminution du bruit à haute fréquence ( 1 ), il s’avère intéressant de

diminuer le nombre de pales et de favoriser une corde de pale plus élevée au sommet de celle-

ci. Ces fréquences sont parmi celles générant le plus de décibels, alors il est bénéfique de les

diminuer le plus possible.

Figure 8.6 : Pale déversée et non déversée

D’autres solutions amènent une diminution du bruit telle que le dévers des pales dans le sens de

rotation, une découpe en dents de scie au bord de fuite des pales et un biseautage des pales au

bord de fuite sur l’extrados.

Figure 8.7 : Dents de scie au bord de fuite




Figure 8.8 : Usinage en biseau au bord de fuite

Finalement, un dernier moyen pour diminuer le bruit est de diminuer le jeu périphérique entre

les pales et le tube. Plus ce jeu est petit, plus le bruit s’en trouve diminué (et les performances

augmentées). Par contre, il importe que la roue et le tube soient parfaitement concentriques, le

cas contraire amènerait une augmentation du bruit avec la diminution du jeu.




8.3 Modification des conditions ambiantes dans le logiciel de simulation

Cette modification ne concerne pas directement la fabrication du ventilateur, mais le cadre dans

lequel sont faites les simulations. Les principaux paramètres à modifier seraient les conditions à

l’entrée du ventilateur ainsi que les caractéristiques de l’air utilisé dans les simulations.

Pour ce qui est des conditions à l’entrée du ventilateur, la pression totale y a été fixée à 1 atm,

ce qui ne représente pas toujours la réalité dans une application industrielle réelle. En effet, en

plus d’une différence de pression atmosphérique due à l’altitude ou aux conditions

météorologiques, la pression de l’air à l’entrée du ventilateur est aussi affectée par la présence

d’obstacles en amont.

Concernant les caractéristiques de l’air, le taux d’humidité n’était pas considéré dans les

simulations. De plus, la température utilisée par Ansys était fixée à 25°C. Évidemment, si la

température diminue, la densité de l’air augmentera en conséquence et la puissance demandée

au moteur sera elle aussi augmentée.

Il serait donc pertinent d’effectuer d’avantage de simulations en tenant compte de ces

différentes conditions d’utilisation.




Conclusion

L’optimisation d’un ventilateur axial est un processus n’ayant pas réellement de limites et il y a

toujours place à l’amélioration. Ce projet a permis de faire l’essai par simulation de quelques

possibilités d’optimisation, mais encore plusieurs tests n’ayant pas pu être effectués seraient

très pertinents.

Au cours de ce projet, il a été possible de remarquer que les équations théoriques utilisées pour

la fabrication d’un ventilateur axial sont assez limitées. Étant donné que les équations

théoriques pour le calcul des paramètres d’un ventilateur ne sont pas précises à 100%, la

simulation, et surtout l’expérimentation, sont les seules méthodes pouvant réellement aboutir à

des résultats concrets.

Or, vu le nombre de paramètres qu’il est possible de modifier dans le design d’un ventilateur, la

meilleure méthode revient donc à fixer certains paramètres et à modifier les autres à partir de

cette base, en tenant compte des coûts relatifs aux différentes possibilités. Les différentes

modifications testées au cours de ce projet ont d’ailleurs été priorisées en fonction de la facilité

et du faible coût de leur application. Par ailleurs, il est impossible d’arriver à un modèle de

ventilateur qui soit optimal sous tous les aspects. Par exemple, si le ventilateur est optimisé

pour un débit élevé, il sera moins performant à d’autres conditions d’utilisation. Dans la même

optique, si l’objectif est de diminuer le bruit produit par un ventilateur, il faudra dans certains

cas faire des concessions au niveau des performances.

Cette étude a permis d’identifier un bon nombre de paramètres qu’il est important de tenir en

compte lors de la conception d’un ventilateur axial industriel. Il a aussi été possible d’améliorer

dans une certaine mesure les performances du ventilateur (d’après les simulations d’Ansys), ce

qui était l’objectif principal de cette étude. Par ailleurs, certaines méthodologies telles que la

démarche utilisée pour réaliser les simulations à l’aide d’Ansys CFX pourront être réutilisées

dans des projets futurs pour l’analyse des performances d’une turbomachine.




Références

[1] BLEIER P., Frank P.; Fan Handbook, McGraw-Hill, New York, 1997.

[2] Wikipedia, Méthode des éléments finis, <http://fr.wikipedia.org/wiki/ %C3%89l%C3%A9ments_finis>, Consulté le 2009-03-11.

[3] Wikipedia, Équations de Navier-Stokes, <http://fr.wikipedia.org/wiki/ %C3%89quations_de_Navier-Stokes>, Consulté le 2009-03-25.

[4] Wikipedia, Dynamique des fluides, <http://fr.wikipedia.org/wiki/Dynamique_des _fluides#Flux_compressible_et_incompressible>, Consulté le 2009-03-28.

[5] Célérité du son, Masse volumique de l'air humide, <http://www.petoindominique.fr/ php/hpc.php>, Consulté le 2009-03-25, Dernière mise à jour: 2008-17-14.

[6] GUÉDEL, Alain, Bruit des ventilateurs, < http://www.techniques-ingenieur.fr/ book/bm4178/bruit-des-ventilateurs.html>, Consulté le 2009-03-14.

[7] CCHST, Bruit, Effets auditifs,<http://cchst.com/oshanswers/ phys_agents/noise_auditory.html>, Consulté le 2009-03-14.

[8] Wikipedia, Protections auditives, <http://fr.wikipedia.org/wiki/Protections_auditives>, Consulté le 2009-03-14.

[9] PENG, William W., Fundamentals of turbomachinery, John Wiley and Sons, Hoboken, New Jersey, 2008.

Bibliographie

PATANKAR, Suhas V., Numerical Heat Transfer and Fluid Flow, McGraw-Hill, 1980.

WARSI, Z.U.A, Fluid Dynamics Theoretical and Computational Approaches, CRC Press, 1993.

Ansys FAQ, CFD-Wiki, the free CFD reference, <http://www.cfd-online.com/Wiki/Ansys_FAQ>, Consulté le 2009-01-30.

Standard k-epsilon Turbulence Model, <http://staffweb.cms.gre.ac.uk/~ct02/ research/thesis/node54.html>, Consulté le 2009-03-25.




ANNEXE 1 : Dessins des pièces

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

SHEET 1 OF 1

DWG NO

TITLE

SIZE

BSCALE

REV

Hélice

1/4

n12.00

23.75

n4.16

n2.72

3.632.75

brim01

Zone de texte

Toutes les mesures sont en pouces

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

SHEET 1 OF 1

DWG NO

TITLE

SIZE

BSCALE

REV

Silencieux en amont avec déflecteur

24.00

n30.25

n28.06

24.38

n.50

8.00

1/8

18.00

.25

n24.00

2.00

.25

2.00

28.06

brim01

Zone de texte


1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

SHEET 1 OF 1

DWG NO

TITLE

SIZE

BSCALE

REV

Silencieux en aval

n30.25

n28.25

n24.44

n.50

7.75

.44

.252.00

24.81

48.00

1/10

brim01

Zone de texte


1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

SHEET 1 OF 1

DWG NO

TITLE

SIZE

BSCALE

REV

Moteur et déflecteurs de sortie

1/8

n24.00

n27.4424.25n25.63

.256.50

2.00

7.99

24.00

1.85

n16.23

.382.10

brim01

Zone de texte


1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

SHEET 1 OF 1

DWG NO

TITLE

SIZE

BSCALE

REV

Déflecteur d'entrée modifié

1/4

n12.00

brim01

Zone de texte





ANNEXE 2 : Document sur l’estimation du bruit généré par un ventilateur

Fan noise 7/12/2000 11.1

11. FAN NOISE PREDICTION The sound power produced by centrifugal and axial fans can be approximated by a simple equation (ref. ASHRAE Handbook)

LW = KW + 10 log10 Q + 20 log10 P +BFI +CN where: LW= sound power level (dB) KW = specific sound power level depending on the type of fan (see Fig 9-3), from

empirical data provided by fan manufacturer Q = volume flow rate (cfm) P = total pressure (inches of H20) BFI = Blade Frequency Increment = correction for pure tone produced by the blade

passing frequency (bpf) from Fig 9-3, add this correction only to the octave band whose center frequency is closest to the blade passing frequency.

bpf= blade passing frequency = #of blades × RPM/60 (Hz) CN = efficiency correction (because fans that are operated off their optimum flow

conditions get noisier) CN = 10 + 10 log10 (1-η)/η typical values:

η Cn 90% 0 75% 5.2 40% 12.2

η= Hydraulic efficiency of the fan = Q×P/(6350×HP) HP = nominal horsepower of the fan drive motor

Fan noise 7/12/2000 11.2

Fan Application The choice of a fan depends on the desired ventilation requirements (volume, pressure, density, and speed) and other considerations including noise, initial cost, operating costs, environment, etc. Aerodynamic selection of type and size can be done with the aid of charts such as Figure 95 and 102 (ref. Fan Engineering, Buffalo Forge, 1970). Figure 17 (ref. Handbook for Mechanical Engineers, Baumeister and Marks) compares data for various commercial fan types. Specific diameter (DS) and efficiency vs. specific speed (NS) are shown. p=pressure drop (inches water), D=fan wheel diameter (ft), d= density of air (.075 lb/ft3 at standard temperature and pressure), Q = flow volume (cfm), RPM = fan rotational speed (rpm).

( )( )

QDdpD

dp

QRPMN SS

41

43

/

/==

Generally, efficiency increases and fan size decreases as specific speed increases. This figure can be used to determine the most efficient size and type of fan for a particular application.

Fan noise 7/12/2000 11.3

Noise Comparison For lowest noise output, fans should always be operated near their peak efficiency point. A common mistake is to use a fan that is too small (or too large) for the application, so that it cannot be run at its most efficient point. Variable airflow applications can also cause noise problems. The cheapest way to achieve variable volume (and the noisiest) is with VAV (Variable air volume) units, which basically throttle the flow with louvers. A better way from a noise standpoint (but more expensive), is a variable speed motor drive. The typical noise characteristics of various fans are compared in Table 1 below. Table 1. Comparison of noise from various fan types Fan Type Noise (broad band) Blade passing tone Flow Centrifugal

Airfoil blades Lowest Moderate Very efficient Backward Inclined Blades Lower Moderate Forward Inclined Blades Moderate Lowest Low pressure drop

applications Radial Blades High High

Axial Vane Higher than

centrifugal Can be high, depends on flow obstructions

Very efficient

Tube More than vane “ Propeller Highest “

Fan noise 7/12/2000 11.4

Fan noise 7/12/2000 11.5

Fan Laws: Size and Speed Fan performance can be predicted over a wide range of sizes and speeds using basic scaling relations (ref. Handbook of Acoustical Measurements and Noise Control, by C. Harris, 1991).

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