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.
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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.
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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.
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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
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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
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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
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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
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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.
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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.
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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.
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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
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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
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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
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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.
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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
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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
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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.
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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)
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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.
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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.
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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
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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.
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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.
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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
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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.
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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
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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)
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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.
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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.
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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.
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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.
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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°
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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.
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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.
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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
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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.
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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
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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.
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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
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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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 34
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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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Figure 4.12 : Comparaison de courbes caractéristiques
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 36
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
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des performances d’un ventilateur axial de mine
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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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 38
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.
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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)
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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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
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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 ».
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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.
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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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 47
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 48
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 50
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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 51
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 52
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
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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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 54
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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 55
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 56
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 57
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.
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 58
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.
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des performances d’un ventilateur axial de mine
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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
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
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
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
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
PEI : Identification des paramètres d’amélioration
des performances d’un ventilateur axial de mine
Marc-André Brisson-Gironne Jessé Aumond-Beaupré Hiver 2009 66
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).