Equilibrage et align..

SYS 865 Vibrations
expérimentales
Leçon 4: Équilibrage et
alignement des machines
Marc Thomas, Ing., Ph.D.
Département de génie mécanique
École de Technologie supérieure, Mai 2003
Plan :Équilibrage des rotors
„
„
„
Causes de déséquilibre
Théorie du déséquilibre
Équilibrage des rotors
Impact du déséquilibre
„
Le déséquilibre est une des principales
sources de vibration.
Autres
40%
Déséquilibre
50%
Mauvais
alignements
Causes du déséquilibre
„
Le déséquilibre provient:
„ des tolérances d'usinage (fini de surface)
„ des tolérances de montage (excentricité, jeu)
„ des déformations thermiques
„ des défauts de fabrication
„ de la corrosion (usure)
„ de l'encrassement du système.
„ Il est souvent préférable d’équilibrer in Situ plutôt
que sur des machines à équilibrer.
Erreurs commissent lors de
l’assemblage
„
Travail médiocre versus travail de précision
et de qualité
„
„
„
„
„
„
la clavette - dimensions
encoches ou égratignures
siège de joint sale, boulons mal nettoyés, etc
filets de boulons ou d’écrous endommagés
Mauvais serrage
Rondelles d’ajustement mal calibrées
Dimensions de la clavette
‹introduction
de moyens de fixation (clavette)
‹La norme 8821 spécifie une convention concernant
l’équilibrage des assemblages clavetés.
Chemin de clé
sur l ’arbre
Chemin de
clé sur
l ’accouplement
Déséquilibre du à la clavette
Le prolongement de
la clavette produit
un déséquilibre de
couple
Déséquilibre du à la clavette
A
Longueur de la
=
clavette
A ++ B
2
B
Exemples d’excentricité
Palier excentrique
Roue d’engrenage
Poulie excentrique
Induit de moteur
Déséquilibre
Ligne de centre
du rotor
Rotor équilibré
Déséquilibre
Rayon d’action
du balourd
Force de déséquilibre
m
X
ω
„
„
e
f (t )= me ω 2 sin ω t
La force de déséquilibre se manifeste à la fréquence de
rotation du rotor et est proportionnelle à la masse de
déséquilibre m, à l’excentrique e et au carré de la vitesse
de rotation. Elle se manifeste dans une direction radiale au
rotor.
Le balourd me est défini comme le produit de la masse de
déséquilibre m par son excentrique e et s’exprime en gr.
mm.
Signature typique d’un déséquilibre
Forte amplitude à 1 x rpm
Équations du déséquilibre
„
Les équations du déséquilibre ( 1 ddl)
sont les suivantes:
Mx(t )+Cx(t )+ Kx(t )= meω 2eiωt
me
X =
„



 1− 




ω 2
M ω n2
2 



2 ζω

ω
 + i ⋅



ω n 
 ω n

M ⋅X =
m ⋅e




r2
 1− r 2 




2
+ (2 ⋅ζ ⋅ r )2
Les logiciels balourd et balourdX calculent
l’effet d’une force de déséquilibre.
Réponse vibratoire au déséquilibre
„
L'amplitude du déplacement dynamique est:
2
„ X = (me/M) ( r ) (Amplification)
me/M s'appelle le balourd spécifique (gr . mm / kg = microns)
où M est la masse de la structure (kg).
V ib r a tio n d e
b a lo u r d
1 2
Am p litud e no rm a lis é e d e d é p la c e m e nt
„
1 0
8
6
4
2
0
0
0 .5
1
1 .5
2
r a p p o r t r d e s fr é q u e n c e s
2 .5
3
Principes de conception de systèmes
soumis à un déséquilibre
„
Zone d'isolation
„
Le déplacement tend vers 0 pour des structures rigides
(fréquence naturelle deux fois plus grande que l'excitation).
Il faut rigidifier un mécanisme qui subit un déséquilibre (fréquence
naturelle 2 fois plus grande que la fréquence d'excitation)
„ l'amortissement n'a pas d'effets
Zone d'amplification
„ Il faut ajouter de l'amortissement si on ne peut pas éviter cette zone.
Zone flexible
„
„
„
„
„
„
„
Le déplacement tend vers le balourd spécifique pour des
structures flexibles: X = me/M
La fréquence naturelle est 3 fois inférieure à la fréquence d'excitation.
Il faut réduire le balourd (équilibrer) ou ajouter de la masse .
l'amortissement n'a pas d'effets.
Principes de conception en cas
de déséquilibre.
„
„
On doit rigidifier les rotors tournant à des
vitesses inférieures aux vitesses critiques pour
éviter l’effet du déséquilibre. Il est inutile dans
ce cas d ’amortir.
Si le rotor tourne très rapidement (à des
vitesses supérieures aux fréquences
naturelles), on doit équilibrer à la perfection. Si
le déséquilibre est indépendant de la masse du
rotor, on doit augmenter la masse du rotor. Il
est inutile dans ce cas d’amortir.
Exemple
„
Soit un rotor à axe vertical dont la masse est de 200 kg et
excité en flexion par un balourd de 5000 gr. mm. Le jeu entre le
disque du rotor et le stator est de 5 mm. On néglige
l'amortissement. Le rotor doit opérer pour des vitesses variant
entre 600 et 6000 RPM. On fait l'hypothèse que l'arbre d'acier
supportant le rotor est encastré à son palier. Déterminez la
rigidité de l'arbre en flexion afin que le rotor ne cogne pas
contre le stator.
600 <N< 6000 rpm
Stator
Rotor, m = 200 kg
H = 5 mm
Effet du déséquilibre sur la
durée de vie des roulements
Effet du déséquilibre sur la durée de vie des roulements
9
8
Durée de vie (ans)
7
y = 7,647e-0,1325x
R2 = 0,9906
6
5
4
3
2
1
0
0
2
4
6
8
Vitesse (m m /s)
10
12
14
16
Types d'équilibrage
„
„
Équilibrage 1 ou 2 plans des structures
rigides:
„ Équilibrage 1 plan (dit statique):
équilibrage des forces de translation
„ Équilibrage 2 plans (dit dynamique):
équilibrage des moments de rotation.
Équilibrage multi-plans des structures
flexibles: on ajoute 1 plan par fréquence de
résonance inférieure à la fréquence de
rotation.
Types de déséquilibre
Statique
Couple
Dynamique
Équilibrage des rotors flexibles
„
„
„
On doit ajouter autant de plans d’équilibrage que le
nombre de fréquences de résonances inférieures à la
vitesse de rotation de l’arbre (ISO 5406).
Pour l’équilibrage des rotors flexibles, il est toujours
préférable de réaliser l’équilibrage dans les conditions in
situ, mais ce n’est pas toujours possible.
Lorsque on utilise une machine à équilibrer, on doit
reproduire le plus fidèlement possible les conditions de
fixation du rotor, et on doit ajuster les vibrations
admissibles Y sur la machine à équilibrer en fonction des
vibrations admissibles in situ V. (ISO 5343)
Équilibrage des rotors flexibles sur machine
(ISO 5343) :Y = V C0 C1 C2 C3
Type de machines
V (mm/s)
C0
C1
C2
C3
Petits moteurs électriques (<15kW)
1.12
1
0.6 à 1.6
1
≥1
Machines à papier
1.8
0.7 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Machines électriques moyennes (15 kW <P< 75 kW)
1.8
0.7 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Compresseurs
1.8
0.7 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Petites turbines
1.8
1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Gros moteurs électriques
2.8
0.7 à 1
0.6 à 1.6
2à5
≥1
Pompes
2.8
0.7 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Générateurs bipolaires
2.8 à 4.5
0.8 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
Turbines et générateurs multipolaires
2.8 à 4.5
0.9 à 1
0.6 à 1.6
2à6
≥1
4.5
1
0.6 à 1.6
2à5
≥1
Turbines à gaz
Choix du type d'équilibrage
„
„
„
„
Le choix dépend de la vitesse de rotation du
rotor et du rapport de longueur sur diamètre
du rotor.
Plus le rotor est long, plus le besoin d'un
équilibrage des couples se fait sentir.
Au delà de 1000 rpm, on doit toujours
équilibrer 2 plans (au minimum).
En général, on choisira la vitesse vibratoire
comme descripteur du déséquilibre.
Choix du type d'équilibrage
Rotor
Rapport
L/D
L
Correction d’équilibre
Un plan
(statique)
Deux plans
(dynamique)
Moins que 0.5
Jusqu’à
1000 RPM
Plus de
1000 rpm, mais
f < 0.5 fn1
Plus que 0.5
Jusqu’à
150 RPM
Plus de
150 RPM, mais
f < 0.5 fn1
Multi-plans
(flexible)
On rajoute 1 plan d’équilibrage
par nombre de fréquences de
résonance inférieures à f.
D
L
D
f > 1.7 fn1
Appareillage nécessaire à
l'équilibrage in situ
„
L'équilibrage in situ est toujours préférable à
l'équilibrage sur machines pour tenir compte des
défauts inhérents au fonctionnement
(température, montage, jeu, etc..).
Diagramme à bulles
„
Étapes d’interprétation du déséquilibre
„
Faire la preuve
„
„
„
„
Comparez les phases des directions verticales et horizontales elles doivent être déphasées de 90 ou 270 degrés entre aux
mêmes positions
Les amplitudes de vibration en directions horizontales devraient
être plus grandes que dans les directions verticales
Les différences entre les phases dans la direction axiale devraient
être de 0 degré
Les amplitudes de vibration dans la direction axiales devraient être
inférieures au tiers des mesures en direction radiale
Déphasage de 90 degrés entre
horizontal et vertical.
0
x
x
900
0
90
0
Qualité d’équilibrage
„
„
La norme ISO 1940 établit le balourd
admissible résiduel. On doit d'abord
déterminer le degré de qualité d'équilibrage
en fonction de l'application (Le G6.3 est le
degré utilisé pour la machinerie générale)
En fonction de la vitesse de rotation du rotor
et du degré de qualité, on détermine le
balourd admissible (mr e /M).
Types de rotors
Qualités d’équilibrage
G 4000
Entraînement par vilebrequin de moteurs diesels à vitesse lente ( v piston < 9 m/s)
G 1600
Entraînement par vilebrequin de gros moteurs à 2 temps
G 630
Entraînement par vilebrequin de gros moteurs à 4 temps
G250
Entraînement par vilebrequin de moteurs diesels à 4 cylindres à vitesse rapide ( v piston > 9 m/s)
G 100
•Entraînement par vilebrequin de moteurs diesels à 6 cylindres à vitesse rapide ( v piston > 9 m/s)
•Moteurs complets de véhicules
G 40
•
•
Roues de véhicules
Vilebrequin de moteurs de véhicules
G 16
•
•
•
Rotors généraux
Arbres d'entraînement d'automobile
Pièces de concasseur et de machines agricoles
G 6,3
•
•
•
•
•
•
••
••
Machinerie générale
Engrenages de turbines
Tambours centrifuges
Volants d’inertie
Ventilateurs;
Pompes centrifuges;
Machines-outils;
Rotors
de petits moteurs électriques
Rotors de
de turbine,
moteursturbo-génératrices,
électriques et de génératrices
Rotors
G 2,5
•
•
G1
Précis
G 0,4
ultra-précis
Entraînements de machines-outils,
Pompes turbo-commandées
•
Entraînement de meules et d’affûteuses
•
Petites armatures électriques.
•
Induits, arbres et meules d'affûteuses de précisions.
•
•
Gyroscopes
Meules de précision
Qualité d’équilibrage
Exercice
„
„
„
Un ventilateur axial de 10 kg tourne à 1000 rpm
dans le sens horaire et doit être équilibré de façon
statique. La mesure de vibration initiale montre une
amplitude de vitesse de 8 mm/s avec une phase de
135 degrés.
a) Quelle qualité d’équilibrage préconisez vous
d’après la norme ISO 1940.
b)
Quel est le balourd résiduel admissible selon la
norme ISO 1940.
Appareillage nécessaire à
l'équilibrage in situ
Rotor
Accéléromètre
Analyseur
Amplitude +
Phase
Trigger
„
On a besoin: d'un accéléromètre (qu'on intègrera en vitesse)
„ d'une sonde de rotation (photoélectrique, magnétique,
stroboscope)
„ un analyseur amplitude-fréquence
„ un phasemètre
Méthodologie d'équilibrage
sur un plan
„
„
Établir les conditions initiales de déséquilibre:
„ Mettre le capteur sur un palier.
„ Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse Vo et la
phase To entre la vibration et le trigger.
Établir les conditions initiales de déséquilibre plus
celle d'une masse d'essai.
„ Calculer la masse d'essai et l'appliquer sur le rotor.
„ Mettre le capteur sur un palier.
„ Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse et la
phase entre la vibration et le trigger.
„ Valider la mesure
Calcul de la masse d'essai.
„
„
„
Le balourd résiduel admissible (mre/M) est
défini d'après les normes.
La masse résiduelle admissible mr est calculée
en multipliant le balourd résiduel admissible
par la masse du rotor et en le divisant par la
distance où on veut poser la masse d'essai.
La masse me d'essai est choisie entre 5 à 10
fois mr ( 10 fois est préférable).
Calcul de la masse d'essai.
„
„
La valeur de la masse d'essai doit
générer une variation supérieure à 25
% de la vitesse vibratoire (règle de
l’art).
La position de la masse d'essai sur la
circonférence doit générer une variation
supérieure à 25 degrés de la mesure de
phase (règle de l’art).
Exercice
„
„
Un ventilateur axial de 10 kg tourne à 1000
rpm dans le sens horaire et doit être équilibré
de façon statique. La mesure de vibration
initiale montre une amplitude de vitesse de 8
mm/s avec une phase de 135 degrés.
Quelle masse d’essai préconisez vous pour
faire les essais d’équilibrage, si on la pose à un
rayon de 30 cm.
Méthodologie d'équilibrage
sur un plan
„
Calcul de la masse de correction
„ Calcul de l'effet de la masse d'essai seule me sur la
vibration (amplitude Ve et phase Te )
„ Calcul de la masse de correction mc :
mc = Vo x me /Ve.
„ Calcul de la phase de correction T c par rapport à
la masse d'essai:
T c = To +180 - Te
„ Pose de la masse de correction (dans le sens de
rotation si phase positive ou sens contraire si
phase négative). On peut ajuster la masse selon
de rayon de correction.
Diagramme vectoriel
d’équilibrage 1 plan
Vo
Sens de
rotation
θm
Vess
θo
θess
Direction du
contrepoids
θc
Vm
Méthodologie d'équilibrage sur
un plan
„
„
„
„
„
Mesurer la vibration résiduelle et la phase Vr
et Tr.
Calculer la vibration résiduelle admissible,
d’après la norme.
Vadm = Vm x madm / mess = 0.1 x Vm
Itérez le processus d'équilibrage si la norme
n'est pas satisfaite.
Le logiciel equil1planphas (Matlab) effectue
les calculs d’équilibrage
Exercice
„
„
Un ventilateur axial de 10 kg tourne à 1000 rpm
dans le sens horaire et doit être équilibré de façon
statique. La mesure de vibration initiale montre une
amplitude de vitesse de 8 mm/s avec une phase de
135 degrés.
a) Après avoir posé la masse d’essai à un rayon de
30 cm, la vibration tombe à 4 mm/s avec une phase
de 45 degrés. Déterminez la masse d’équilibrage à
poser à un rayon de 30 cm ainsi que sa position par
rapport à la masse d’essai.
Détermination du balourd résiduel et
de la vibration admissibles.
„
La vibration admissible est calculée en fonction de
la masse résiduelle admissible et de la vibration
due à la masse d'essai seule: Vr = mr x Ve /me
Exercice
„
„
Un ventilateur axial de 10 kg tourne à 1000
rpm dans le sens horaire et doit être équilibré
de façon statique. La mesure de vibration
initiale montre une amplitude de vitesse de 8
mm/s avec une phase de 135 degrés.
Après avoir installé la masse d’équilibrage, la
vibration tombe à 1 mm/s. Est-ce que
l’équilibrage est suffisant?
Détermination du balourd résiduel
pour un équilibrage deux plans.
Plan 1
C.G.
H1
Plan 2
H2
B
„
Le balourd admissible à chaque plan est déterminer
par:
„
„
„
(me/M)1 = h2/b (me/M) total
(me/M)2 = h1/b (me/M) total
La norme donne le balourd admissible total que l’on doit
répartir par plan.
Exercice
„
„
Un rotor de turbine tourne à 20 000
rpm. On l ’équilibre sur deux plans. On
le suppose symétrique. Quel est le
balourd résiduel admissible par plan.
Réponse: 0.7 microns
Appareillage pour l’équilibrage 2 plans
Accéléromètres
Analyseur
d’amplitude
et de phase
Rotor
Plans d’équilibrage
Trigger
„
„
„
1 ou 2 accéléromètres
1 analyseur d’amplitude et de phase
1 trigger
Méthodologie d'équilibrage sur
deux plans Conditions initiales
„
Établir les conditions initiales de déséquilibre:
„ Mettre le capteur sur le palier 1.
„ Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse Vo1
et la phase To1 entre la vibration et le
trigger.
„ Mettre le capteur sur le palier 2.
„ Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse Vo2
et la phase To2 entre la vibration et le
trigger.
Méthodologie d'équilibrage sur
deux plans: Masse d’essai plan 1
„
Établir les conditions initiales de déséquilibre plus celle
d'une masse d'essai.
„ Calculer la masse d'essai et l'appliquer sur le rotor du
coté 1.
„
„
„
„
„
„
Le balourd résiduel minimal (gr.mm) à chaque plan est obtenu
en multipliant le balourd résiduel minimal spécifique (microns
mètres) par un pourcentage du poids du rotor (kg) .
Mettre le capteur sur le palier 1.
Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse et la phase
entre la vibration et le trigger.
Mettre le capteur sur le palier 2.
Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse et la phase
entre la vibration et le trigger.
Valider les mesures.
Méthodologie d'équilibrage sur
deux plans: Masse d’essai plan 2
„
„
„
„
„
„
„
Enlever la masse d’essai du plan1 et l'appliquer
sur le rotor du coté 2.
Mettre le capteur sur le palier 1.
Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse et la
phase entre la vibration et le trigger.
Valider la mesure
Mettre le capteur sur le palier 2.
Mesurer l'amplitude vibratoire en vitesse et la
phase entre la vibration et le trigger.
Valider la mesure
Exemple
„
Une machine horizontale a un rotor de
50 kg et son balourd résiduel spécifique
est de 0.5 microns. Déterminez la
masse d’essai à chaque plan si on la
positionne à un rayon de 100 mm et
qu’on effectue un équilibrage 2 plans.
Résultat des mesures
Masse d’essai
Vibration mesurée (Amplitude et phase)
Grandeur et position
Plan 1
Plan 2
Initial (0)
V10 mm/s
θ10°
V20 mm/s
θ20°
Mess1 g au Plan 1
V11 mm/s
θ11°
V21 mm/s
θ21°
Mess2 g au Plan 2
V12 mm/s
θ12°
V22 mm/s
θ22°
Méthodologie d'équilibrage sur
deux plans
„
„
„
„
„
Calculer les masses de corrections (poids et
phase) dans les deux plans.
Enlever les masses d’essai et poser les
masses correctives.
Mesurer la vibration résultante aux deux
plans.
Répétez les opérations si nécessaire.
Le logiciel equil2plans fait les calculs des
contrepoids
Exemple
Pour équilibrer 2 plans, on obtient les résultats suivants en
ayant utiliser une masse d’essai de 20g à un rayon de 10 cm.
Équilibrez le rotor
Masse d’essai
Vibration mesurée (Amplitude et phase)
Grandeur et position
Plan 1
Plan 2
Initial (0)
V10 mm/s
18
θ10°
45
V20 mm/s
27
θ20
°
90
Mess1 g au Plan 1
V11 mm/s
25
θ11°
79
V21 mm/s
12
θ21
Mess2 g au Plan 2
V12 mm/s
5
θ12°
160
V22 mm/s
30
10
θ22
°
40
Répartition des masses correctives
„
La position des masses correctives peut être
décomposée en plusieurs plans selon un
calcul vectoriel de décomposition.
G
G
G
V m 1 =V1 +V 2
G
G G
Vm2 =V3 +V4
Les problèmes de lignage
Le mauvais lignage est un problème aussi courant
sinon plus que le déséquilibre.
Active Vibration Workorders 4/2/90
2
2
2
Electrical
4
5
Belts
12
13
13
14
Bad Gears
Clean Fan
22
Soft Foot
37
43
Alignment
0
10
20
30
40
50
Millwide Work Orders Generated by The Vibration Analysis Program
Alignement
„
Causes de mauvais alignement
„
directes
„
„
„
expansion thermique
desserrage
latentes
„
„
„
„
outils
formation
temps
tolérances admissibles
Causes du désalignement.
„
Les causes peuvent être dues à :
„ mauvais montages (mauvais montage de
l'arbre dans le palier, de poulies à
courroies)
Causes de mauvais lignage
„
„
la dilatation thermique.
un échauffement dissymétrique
Chaleur
Moteur
Chaleur
Causes de mauvais lignage
„
des forces de cisaillement sur les paliers, etc..
Palier 1
Palier 2
Force
Écrous de blocage de
l’accouplement
Écrous de blocage de
l’accouplement
Alignement des poulies
Pieds boiteux
Types de désalignement
Désalignement
Angulaire
Désalignement
Parallèle
Désalignement
combiné angulaire
et parallèle
Vibration de lignage correcte
„
Lorsque le lignage de rotors est acceptable,
„
„
la vibration dans la direction axiale sera inférieure
à la vibration dans la direction radiale et
on trouvera des vibrations aux 2e, 3e et parfois 4e
harmoniques dont l’amplitude sera inférieure à la
vibration à la fréquence de rotation.
Problème naissant d’alignement mais encore correct
Désalignement angulaire.
Vibration
axiale
„
Vibration
radiale
Le désalignement angulaire survient lorsque
les axes des arbres se croisent. La vibration
est radiale et axiale. Un arbre courbé se
comporte de façon identique.
Désalignement angulaire.
„
Lorsque le désalignement angulaire est
critique,
„
l'amplitude de la vibration axiale est supérieure à
l'amplitude de la vibration radiale.
Spectre typique de mauvais alignement angulaire
axial
Désalignement parallèle
„
Lorsque les lignes médianes des arbres sont
montées parallèle sans se rencontrer, on a un
désalignement parallèle.
Vibration radiale
Désalignement parallèle
„
„
Si l'amplitude de la vibration dans la direction
radiale aux harmoniques 2x, 3x et 4x est
supérieure à l'amplitude de la vibration à 1x,
le désalignement parallèle est sévère.
Si on détecte une vibration à l'harmonique
5x, alors le problème n'est pas le lignage,
mais plutôt un choc périodique.
Spectre typique de mauvais alignement parallèle
radial
Désalignement combiné
„
Dans les applications industrielles, le
désalignement sera combiné: à la fois
parallèle et angulaire. Aussi les deux
critères de sévérité seront combinés.
Exercice
„
„
Un arbre tournant à 1800 rpm montre
une vibration de 5 mm/s dans la
direction axiale à 30 Hz et de 4 mm/s à
30 Hz dans la direction horizontale.
„ Quel est le défaut probable?
Réponse: désaxage angulaire ou arbre
courbé.
Exercice
„
Une machine tournant à 1800 rpm
montre dans la direction radiale
horizontale, une accélération de 0.2 g à
30 Hz et une accélération de 0.3 g à 60
Hz.
„ Quel est le défaut probable?
Localisation du problème
de lignage
„
Pour déterminer entre quels paliers le
problème de désalignement se fait sentir, on
doit détecter le symptôme vibratoire de part
et d'autre du mauvais accouplement.
A
B
C
Machine
motrice
D
Machine
entraînée
Accouplement
Exercice
„
„
Soit un moteur tournant à 1800 rpm, accouplé à
une autre machine. On remarque que la vibration
mesurée dans la direction radiale sur le moteur,
du coté de l'accouplement, montre une amplitude
de 1 mm/s à 30 Hz et de 1.7 mm/s à 60 Hz. La
vibration mesurée dans la direction radiale sur la
machine, côté accouplement est de 0.8 mm/s à
30 Hz et de 0.5 mm/s à 60 Hz.
„ Quel est le défaut et où?
Réponse: mauvais lignage parallèle du moteur
entre ses propres paliers.
Vérification des alignements
La vérification des alignements des
appareils effectuées de façon sporadique
permettent de confirmer l’état des
alignements.
La période de maintenance annuelle sont
des moment propices pour ces
vérifications.
Sur 20 appareils, seulement un seul
devrait être en dehors des standards.
Alignement
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Règle général recommandé
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„
50 microns à l’accouplement
25 microns à tous les pieds d’assise
50 microns maximum aux branchements
des conduites
Tous ça sans égard à la dimension de la
machine
Exercices suggérés
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No 12.1 à 12.24 du livre
No 13.1 à 13.11 du livre