expose d'analyse vibrato ire

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EXPOSEE D’ANALYSE VIBRATOIRE THEME : PLAN DETAILLE INTRODUCTION A. NOTION FONDAMENTALE D’ANALYSE VIBRATOIRE . 1. Définir lesnotions suivantes : spectre du signal ; oscillation ; défauts ; fonction 2. Les différents types de défauts dans les machines. B. ETUDE DES TYPES DE DEFAUTS DANS LES MACHINES. 1. Défauts de balourd 2. Défauts d’alignement 3. Défauts de serrage 4. Défauts de transmission par courroies 5. Défauts des engrenages 6. Défauts de roulements C. SYNTHESE DE CES DEFAUTS EN ENTREPRISE. CONCLUSION INTERPRETATION DES DEFAUTS DANS LES MACHINES PAR ANALYSE VIBRATOIRE

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EXPOSEE DANALYSE VIBRATOIRE

THEME :

INTERPRETATION DES DEFAUTS DANS LES MACHINES PAR ANALYSE VIBRATOIRE PAR LANALYSE VIBRATOIRE

PLAN DETAILLE

INTRODUCTION A. NOTION FONDAMENTALE DANALYSE VIBRATOIRE. 1. Dfinir les notions suivantes : spectre du signal ; oscillation ; dfauts ; fonction sinusodale. 2. Les diffrents types de dfauts dans les machines. B. ETUDE DES TYPES DE DEFAUTS DANS LES MACHINES. 1. Dfauts de balourd 2. Dfauts dalignement 3. Dfauts de serrage 4. Dfauts de transmission par courroies 5. Dfauts des engrenages 6. Dfauts de roulements C. SYNTHESE DE CES DEFAUTS EN ENTREPRISE.

CONCLUSION

Table des matiresINTRODUCTION ....................................................................................................................................... 3 A-NOTION FONDAMENTALE DE LANALYSE VIBRATOIRE........................................................................ 3 1. Dfinir les notions suivantes : ......................................................................................................... 3 2. diffrents types de dfauts dans les machines ............................................................................... 3 B. INTERPRETATIONS DES TYPES DE DEFAUTS PAR ANALYSE VIBRATOIRE............................................. 3 1. Dsquilibre : dfaut de balourd..................................................................................................... 4 a. Dfinition ..................................................................................................................................... 4

INTRODUCTIONLinterprtation de ltat dune machine nest possible que si lon connait les symptmes vibratoires associes a chaque dfaut susceptible daffecter la machine considre, cest dire si lon connait les images vibratoires induites par ces dfauts. La connaissance de ces images vibratoires et de la cinmatique de la machine permet de formuler un diagnostic de ltat de la machine. Le tableau fourni en Annexe 10 permet la reconnaissance des principales anomalies pouvant affecter une machine. Malheureusement, une mme image vibratoire peut correspondre plusieurs dfauts. Il vient donc dtablir la liste de tous les dfauts correspondant a chaque image et, par dduction, entreprendre les analyses complmentaires et rechercher dautres symptmes pour se diriger progressivement vers lhypothse la plus probable. On se propose alors dinterprter les dfauts dans les machines par analyse vibratoire.

A-NOTION FONDAMENTALE DE LANALYSE VIBRATOIRE1. Dfinir les notions suivantes :Analyse vibratoire : Fonction sinusodale : Cest la forme donde la plus simple caractriser. Spectre du signal : est un graphe dans lequel sont reprsentes les amplitudes et les frquences de toutes les composantes vibratoires lmentaires induites par le fonctionnement d'une machine. Oscillation : est un mouvement rptitif d'une pice mobile autour d'un point fixe dquilibre. Dfauts :

2. diffrents types de dfauts dans les machinesAu fil des annes, les industries se sont dveloppes en un chiffre exponentiel grce a larrive de plusieurs innovations, Parmi lesquelles la maintenance par analyse vibratoire des machines. A lintrieur de ces dernires on pourra citer les types dfauts quelles rencontrent savoir : les dfauts de balourds ; dengrenages ; de transmission par courroies ; dalignement ; de serrage et de roulements.

B. INTERPRETATIONS DES TYPES DE DEFAUTS PAR ANALYSE VIBRATOIRE

1. Dsquilibre : dfaut de balourd.a. Dfinition

Quel que soit le soin apporte a la construction des machines, il n'est pas possible de faire concider l'axe de rotation avec le centre de gravite de chaque tranche lmentaire du rotor [figure 5.1]. De cette non concentricit, rsulte l'application de forces centrifuges proportionnelle a la vitesse de rotation selon la relation F= Mr 2 qui dforment le rotor. On dit que le rotor prsente un balourd. Ce balourd provient gnralement de dfauts d'usinage, d'assemblage et de montage, ou sont la consquence: d'une altration mcanique : perte d'ailette, rosion ou encrassement, ... [Figure 5.2], d'une altration thermique : dformation suite a des dilatations diffrentes des matriaux Constituant le rotor ou a des diffrences de temprature localises ...

Mesure Gnralement, le spectre est issu d'une mesure prise radialement (souvent dans la direction Radiale horizontale) [figure 5.3], excepte pour les rotors en porte--faux pour lesquels on peut constater galement une vibration dans la direction axiale [figure 5.4].

Signature vibratoire Si on mesure lamplitude du signal vibratoire dlivre par un capteur place sur le palier supportant un rotor dsquilibre *figure 5.5+, on remarque que lamplitude sera maximale lorsque la masse sera en haut du rotor et elle sera minimale lorsquelle sera en bas, et ainsi de suite, a chaque tour du rotor. Le signal vibratoire est priodique de priode 1 tour, donc de frquence gale a la frquence de rotation du rotor. Le balourd va induire, dans un plan radial, une vibration dont le spectre prsente une composante dont la frquence de base correspond a la frquence de rotation FR. Elle reprsente alors le pic le plus lve avec des pics damplitudes plus faibles sur les harmoniques de FR [figure 5.6]. La bande de mesure est conue de faon a prendre en compte de lgres variations autour de la vitesse de rotation affiche par le constructeur. La figure 5.7 reprsente un spectre mesure sur un moteur

tournant a 1502 tr/mn soit 25,03 Hz. On remarque bien le pic a 25,03 Hz qui correspond bien a un balourd.

Remarque De nombreux dfauts, autres que ceux du balourd, s'expriment par une composante d'amplitude leve a la frquence de rotation : c'est l'analyse des phases qui permet de les diffrencier. En effet, pour deux points de mesure radiaux (situes a 90 sur un mme palier), le dphasage entre composantes de frquence gale a la frquence de rotation est proche de 90, dans le cas d'un dfaut lie a un balourd.

Balourds statique et dynamique Considrons un rotor bien quilibre. Ajoutons en un endroit de ce rotor une masse M [figure 5.8]. le rotor prsentant un balourd va osciller jusqu'a se placer en "position lourde" vers le bas. Ce dsquilibre agit aussi s'il n'y a pas de rotation; on l'appelle alors "balourd statique". Les deux paliers supportant le rotor vont subir, en mme temps, l'effort centrifuge du au dsquilibre. Il n'y aura donc aucun dphasage entre les mesures prises au mme point sur les deux paliers. Reprenons le cas prcdent en remplaant la masse M par deux masses identiques mais dcales de 180 et places a chaque extrmit du rotor. Ce dsquilibre agit aussi pendant la rotation; on l'appelle alors " balourd dynamique ". Les deux paliers

Supportant le rotor vont subir les efforts centrifuges de faon alterne. Le dphasage (voisin de 180) entre les mesures effectues au mme point sur deux paliers conscutifs est donc rvlateur d'un balourd dynamique [figure 5.9].

2. Dfaut dalignementA. Dfinition Le dfaut d'alignement est l'une des principales causes de rduction de la dure de vie des quipements. Il concerne soit deux arbres lies par un accouplement, soit deux paliers soutenant le mme axe. B. Dsalignement darbres accouples Les axes des deux rotors peuvent prsenter un dsalignement angulaire au niveau de Laccouplement ou un dsalignement radial (dfaut de concentricit) ou la combinaison des deux [figure 5.10].

C.Dsalignement radial Le signal temporel dun dfaut de dsalignement a lallure de la figure 5.11. On retrouve un phnomne priodique a la frquence de rotation (priode = 1 tour), mais galement des phnomnes se rptant chaque 1/2 tour et 1/3 tour. Cela se traduira le plus souvent par la prsence des composantes de lordre 2, 3 ou mme 4 fois la frquence de rotation avec des amplitudes suprieures a celles de la composante dordre 1. Un dfaut d'alignement est rvle par un pic d'amplitude prpondrante a, gnralement, 2 fois la frquence de rotation (parfois 3 ou 4 fois).Il apparait une vibration dans la direction radiale de composante dordre 2 de la frquence de rotation (rarement dordre 3, voire exceptionnellement dordre 4), avec des amplitudes suprieures aux composantes dordre 1 *figure 5.12+. Le mme phnomne se manifeste dans la direction axiale.

d. Dsalignement angulaire Il apparait une vibration axiale de composante dordre 1, 2, 3 ou 4 de la frquence de rotation avec des amplitudes suprieures a celles des composantes radiales correspondantes [figure 5.13].

e.Dsalignement des paliers Les axes des deux paliers d'un mme corps de machine ne sont pas concentriques [figure 5.14]. Cette anomalie peut tre la consquence d'un dfaut de montage d'un palier, mais galement d'un mauvais calage des pattes de fixation ou d'une dformation de chssis (par exemple a la suite de contraintes thermiques), qui se traduit par une flexion de l'arbre du rotor. La manifestation spectrale de ce type de dsalignement est identique a celle du dsalignement angulaire.

3. Dfauts de serrageLe mauvais serrage de la structure de la machine gnre des vibrations et un certain bruit. Le spectre typique mesure sur une machine dans laquelle il existe un jeu contient un grand nombre de pic a des frquences multiples de la frquence de rotation. Il est galement parfois possible de retrouver des pics a lharmonique . (1/2 x la frquence de rotation de larbre) et ses multiples. Les causes dun jeu sont principalement lusure ou un mauvais montage. Comme exemples de jeu, on peut entre autre citer : accouplement dont le caoutchouc est use, paliers montes avec un jeu excessif, ou boulons casses (plus de jonction mcanique). Une roue a aubes dont les aubes touchent la carcasse nous donne un dfaut semblable au jeu, amplifie. La figure 5.15 montre un exemple spectre sur une machine dont le joint de laccouplement est use. La frquence de rotation est de 24,25 Hz.

4. Dfauts de transmission par courroiesA. Frquence caractristique Le principal dfaut rencontre sur ce type de transmission est lie a une dtrioration localise dune courroie : partie arrache, dfaut de jointure, [figure 5.16] impliquant un effort ou un choc particulier a la frquence de passage FC de ce dfaut dfinie par :

FC : frquence de passage de la courroie. D1 et D2 : diamtres des poulies 1 et 2. f1 et f2 : frquences de Rotation des poulies 1 et 2. L : la longueur de la courroie.

B. Prise de mesure Gnralement, le spectre est issu d'une mesure prise radialement dans la direction de leffort de tension de la courroie *figure 5.17+.Une mesure axiale peut, ventuellement, dtecter un dfaut de dsalignement des poulies. Signature vibratoire Limage vibratoire donne un pic damplitude importante a la frquence de passage des courroies, et ses harmoniques [figure 5.18]. La figure 5.19 montre le spectre rel mesure sur une transmission par poulies courroies. On voit bien la prsence dun pic a la 2 Fc 2Fc, 3Fc, 4Fc (La frquence FC est de 8,17 Hz).

Autres dfauts Il existe deux autres types de dfauts pour ce mode de transmission: Lorsque les courroies sur transmission a courroies trapzodales ont subi une usure importante et qu'elles ont tendance a venir se coincer en fond de gorge, il apparait une vibration d'amplitude importante aux hautes frquences. Lorsqu'une ou plusieurs courroies sont insuffisamment tendues, il peut se produire un phnomne de battement visible sur le spectre, cre par des frquences de passage des courroies diffrentes et tres proches les unes des autres; ces diffrences sont produites par un glissement plus ou moins important selon la tension exerce sur les courroies. Cas des courroies crantes Notons que pour les courroies crantes, les frquences rencontres sont les mmes que pour les engrenages avec, malgr tout, des amplitudes vibratoires moindres du fait de la nature du matriau qui a tendance a amortir les chocs (voir V). Application Les figures 5.20 et 5.21 reprsentent les spectres des vibrations dun palier qui guide un rotor sur lequel est monte une poulie : sans et avec poulie. La frquence de rotation est de 29 Hz, la longueur de la courroie est 1060 mm et le diamtre de la poulie est de 78 mm. Interprter les deux spectres.

5. Les dfauts des engrenages1. Dfinition Un engrenage est compose de lensemble de deux roues dentes engrenant lune avec lautre, permettant de transmettre de la puissance entre deux arbres rapproches avec un rapport de vitesse constant. Selon la position relative des deux arbres, on distingue trois classes dengrenages *figure 5.22+: Les engrenages parallles (les 2 arbres sont par Les engrenages concourants (les 2 arbres sont tels que leurs prolongements se coupent). Les engrenages gauches (les 2 arbres occupent une position relative quelconque) Les dentures dengrenage peuvent tre droites, hlicodales ou a chevrons [figure 5.23].les efforts, en consquence, sont : uniquement radiaux sur les engrenages parallles, a denture droite ou a chevrons, mixtes (radiaux et axiaux) sur les engrenages a denture hlicodales, les engrenages coniques et les engrenages a roue et vis sans fin. Les amplitudes vibratoires gnres par les engrenages a denture hlicodale sont

gnralement plus faibles que celles gnres par les autres types de dentures.

2. Frquence dengrnement Observons un engrenage, compose de deux roues dentes 1 et 2, prsentant Z1 et Z2 dents et tournant aux frquences F1 et F2. Chaque fois quune dent de la roue menant 1 sengage dans la roue mene 2, il se produit une prise de charge priodique au rythme dengagement des dents. selon une frquence dengrnement Fe gale a la frquence de rotation de la roue multiplie par son nombre de dents.

Fe= F1 . Z1 = F2 . Z2Fe : Frquence dengrnement F1 et F2 : frquences de rotations des roues 1 et 2 Z1 et Z2 : Nombre des dents des roues 1 et 2.

Si la denture est correcte, le spectre [figure 5.24], est constitue de composantes dont les frquences correspondent a la frquence dengrnement ou a ses harmoniques. 3. Signatures vibratoires des dfauts dengrnement a. Dtrioration dune dent Si lune des roues prsente une dent dtriore, il se produit un choc dur, a chaque tour du pignon. Le spectre correspondant [figure 5.25] montre un peigne de raies dont le pas

correspond a la frquence de rotation du pignon dtriore s'talant jusqu'aux hautes frquences. La figure 5.26 montre lexemple dun spectre rel de ce type de dfaut.

b. Dtrioration de deux dents sur les deux roues Si les deux roues dentes prsentent chacune une dent dtriore, les chocs peuvent tre importants lorsque les deux dfauts se rencontrent concidence . La rencontre seffectue a la frquence Fco, appele frquence de concidence et telle que :

La frquence de concidence Foc est inferieure aux frquences de rotation F1 et F2. Le

spectre montre non seulement les deux peignes correspondant aux frquences de rotation de chaque roue, mais aussi un peigne de raies de pas correspondant a la frquence de concidence Foc. c.Dtrioration de lensemble de dentures Lorsque lensemble de la denture est use ou dtriore, les chocs se produisent au passage de chacune des dents. Le spectre est constitue dun peigne de raies dont la frquence correspond a la frquence dengrnement, mais cette fois avec une amplitude beaucoup plus leve [figure 5.27]. Le spectre peut prsenter des raies a la frquence de rotation correspondant a des quilibrages imparfaits.

Entraxe insuffisant (jeu insuffisant au fond de denture) Si lentraxe des arbres portant les deux roues est insuffisant, il se produit un engrnement en fond de denture. La dent menant force a lengagement et au dgagement ce qui provoque une usure des deux cotes de la denture. En analyse spectrale ce phnomne se traduit par lapparition dune raie damplitude prpondrante a deux fois la frquence dengrnement Fe et la disparition partielle, voire totale de lamplitude a cette frquence [figure 5.28]. L'identification de ce phnomne ncessite de s'assurer que les harmoniques d'ordre suprieur ne sont pas prsentes a un niveau lve : on serait alors en prsence d'un choc dur (voir V.3 e-)

Enjeu de fond de denture trop grand Un jeu de fond de denture trop grand a pour consquence un choc dur a chaque passage d'une dent a l'autre ("rattrapage" du jeu). On obtient alors un spectre de choc dur, priodique, a la frquence d'engrnement (prsence de nombreuses harmoniques de niveau du mme ordre de grandeur) [figure 5.29]. Ce jeu trop grand peut tre : une consquence de l'usure de la surface de denture, le spectre est alors une "suite logique" de celui de la figure 5.29 (nombre et niveau des harmoniques leves). du au montage, le spectre apparait des l'origine.

Dfauts induisant une modulation damplitude Si larbre ou le pignon prsente un dfaut dexcentricit, ou de faux rond, il va apparaitre une modulation damplitude du signal vibratoire par la frquence de rotation due a la modlisation de leffort dengrnement *figure 5.30+. Limage vibratoire thorique [figure 5.31], prsente autour de la frquence dengrnement (frquence porteuse) ou de ses harmoniques, des raies latrales dont le pas correspond a la frquence de rotation de larbre qui porte le dfaut. Cest ce quon appelle des bandes latrales de modulation damplitude. Il faut noter que les amplitudes de ces bandes latrales sont gnralement trs faibles

Devant lamplitude de la frquence porteuse (entre 2 et 20 fois inferieures) et ne sont visibles que dans des spectres exprimes en dcibel. La figure 5.32 montre le spectre dun engrenage ou lengrnement (Fe = 199,6 Hz) est module par la frquence de rotation du de la roue tournante a 9 Hz.

Application

La figure 5.33 reprsente le signal dlivre par un acclromtre sur un palier en direction Radiale dun rducteur. La vitesse de rotation de larbre est de 18,7 Hz. Le pignon prsente 13 dents.

4. Les dfauts de roulementsA. Frquences caractristiques Les roulements sont parmi les composants les plus sollicites des machines et reprsentent une source de panne frquente. Les dfauts que l'on peut y rencontrer sont les suivants : caillage, grippage, corrosion (qui entraine l'caillage), etc. Dans la plupart des cas, la dgradation se traduit par un caillage d'une des pistes ou d'un lment roulant du roulement, produisant un choc chaque passage. Les roulements dfectueux gnrent des

vibrations de frquences gales aux vitesses de rotation de chaque pice du roulement. Ils correspondent billes, des rouleaux ou de la cage et au passage des billes sur les bagues. Pour chaque type de roulement et en fonction de ses cotes de fabrication [figure 5.34], on

peut considrer les frquences caractristiques donnes formules ci-dessous. n : le nombre d'lments roulants (billes, rouleaux ou aiguilles), D : le diamtre primitif, d : le diamtre des lments roulants, : angle de contact, Fr : la frquence de rotation de la bague interne (la bague externe tant suppose fixe) Ainsi, nous avons : La frquence de passage d'un lment roulant sur un dfaut de bague extrieure, Fbext

est donne par l'quation suivante: La frquence de passage d'un lment roulant sur un dfaut de bague intrieure, suppose

Aujourd'hui, la plupart des fabricants de roulements fournissent des tables de rfrence qui Permettent de s'affranchir de ces calculs. Remarque : Les frquences de passage sont des frquences thoriques sensiblement respectes tant qu'il y a roulement parfait des billes sans glissement. Des qu'il y a amorce de grippage, le frottement a tendance ralentir la partie dgrade. Le dfaut se manifeste donc a une frquence inferieure a la frquence calcule. Cette diffrence bien que difficile a apprhender est un lment dcisif pour tablir l'urgence de l'intervention, le grippage tant le stade ultime d'un dfaut sur roulement et pouvant amener par blocage la dgradation brutale du rotor.

2. Signatures vibratoires des principaux dfauts a. Dfaut de type caillage affectant la bague externe Un dfaut de type caillage affectant la bague externe d'un roulement a pour image vibratoire un peigne de raies dont le pas correspond a la frquence du dfaut. A chaque composante de ce peigne, est associe une paire de bandes latrales espaces de la frquence de rotation, en cas de charge dynamique importante [figure 5.36].

b. Dfaut de type caillage affectant la bague interne Un dfaut de type caillage affectant la bague interne de roulement a pour image vibratoire un peigne de raies. A chaque composante de ce peigne, sont associes plusieurs paires de bandes latrales espaces de la frquence de rotation [figure 5.37].

c. Dfaut de type caillage sur un lment roulant Un dfaut de type caillage sur un lment roulant (bille, rouleau ou aiguille) a pour image vibratoire un peigne de raies. A chaque composante de ce peigne, sont associes plusieurs paires de bandes latrales espaces de la frquence de la cage [figure 5.38].

d.Dfauts de type dversement de bague

Le dfaut de type dversement de bague extrieure *figure 5.39+ sexprime par une composante fondamentale damplitude leve dont la frquence correspond a la frquence du dfaut de la bague dverse, et par des composantes dordre suprieur damplitude trs faible [figure 5.40]

Remarque Il ne faut pas confondre dfaut de type caillage et dfaut de type dversement de bague. Le dfaut de type caillage est un dfaut de type choc dont le spectre prsente: de nombreuses composantes harmoniques jusqu'en hautes frquences, les harmoniques d'ordre n gnralement d'amplitude plus grande que la composante fondamentale. Le dfaut de type dversement de bague est un dfaut de type vibration sinusodale dont le spectre prsente: peu de composantes harmoniques, la composante fondamentale de la frquence du dfaut, nettement prpondrante par rapport a ses quelques harmoniques. Indicateurs vibratoires spcifiques aux roulements : La dgradation localise dun roulement se manifeste par un choc dur, priodique, apparaissant a la frquence du contact situe au niveau de la dtrioration.. Les vibrations induites sont des vibrations de type i pulsionnel. Linterprtation des spectres de ces dfauts sont parfois difficiles. Des mthodes spcifiques permettant dobtenir, par des traitements particuliers, des valeurs globales significatives de la dgradation de roulement. Les indicateurs utilisant ces proprits sont principalement le facteur de crte et le Kurt sis. a. Facteur de crte Cest le rapport entre la valeur de crte et la valeur efficace de lacclration :

Une vibration de type sinusodale aura un facteur de crte voisin de 0,707 alors quune vibration de type i pulsionnel aura un facteur de crte beaucoup plus important [tableau 3.1].Un roulement neuf ou en bon tat gnre une vibration de faible amplitude, aussi bien en valeur crte quen valeur efficace *figure 5.41]. Le facteur de crte reste donc faible. Un dfaut localise gnre une vibration damplitude crte forte et amplitude efficace faible, donc un facteur de crte important. Pour les dfauts gnralises, les vibrations gnres prsentent des amplitudes crte et efficace fortes, donc, un facteur de crte faible. Le dfaut majeur de cet indicateur est de prsenter environ les mmes valeurs a ltat neuf et en fin de vie de roulement.

b. Le Facteur de dfaut de roulement FD Le Facteur de Dfaut Roulement est un traitement spcifique du signal temporel adapte a la Surveillance des roulements : Combinant les indicateurs Facteur de Crte et valeur efficace, il prsente les avantages suivants : Facteur absolu. Dtection prcoce. Peu sensible aux conditions de fonctionnement. Valeur croissante sur les 3 phases de la dgradation. Utilisation simple et adapte au diagnostic automatique. Le Facteur de Dfaut Roulement est utilise pour les machines de 600 a 6000 RPM. Les niveaux dalarme recommandes sont : Alerte 6 et Danger 9. Laugmentation du niveau du Facteur de Dfaut peut tre lie a un dfaut de graissage du Roulement. En labsence dhistorique devolution, on procdera un test de graissage du Roulement, le Facteur de Dfaut chute gnralement de manire importante de faon instantane. Si le niveau du F.D reste stable cette valeur dans les heures qui suivent lopration, il sagit sans doute dun problme de graissage. Dans le cas contraire, il sagit vraisemblablement dune usure du roulement. c. Distribution de lamplitude : Kurt sis Il s'agit d'un traitement statistique du signal temporel des vibrations, se basant sur la courbe de densit de probabilits de la rpartition des niveaux vibratoires d'acclration. Un roulement en bon tat engendre un signal vibratoire dont la distribution de lamplitude

est Gaussienne avec un Kurt sis voisin de 3. Pour un roulement dgrade, prsentant des caillages, des indentations ou des jeux importants, lallure de la distribution de lamplitude du signal est modifie et le Kurt sis K est suprieur ou gal 4 [figure 5.42]. Le Kurtosis caractrise lcrasement de la courbe de densit de probabilit du signal enregistr. Il est noter que dans le cas dune forte dtrioration du roulement, lallure de la Distribution de lamplitude redevient gaussienne avec K voisin de 3 mais, aussi une augmentation importante de lamplitude efficace. Comme pour le facteur de crte, il y a lieu de tenir compte simultanment de lvolution des deux critres : Kurt sis et amplitude efficace.

C-Synthse des dfauts dans les machines par analyse vibratoire.Par synthse de cette interprtation, ces dfauts sont trs dangereux pour la survie des machines car ils ralentissent le fonctionnement des machines, dgradent certains quipements dans les machines, provoquent des tincelles lintrieur des machines et bloque le rendement de production dans les entreprises. De ce qui prcde il est fort croire que les dfauts rencontrs dans les machines ne sont que toujours daspect ngatif car faudrait reconnaitre quand mme limportance de ces dfauts pour les entreprises et notre quotidien car grce ces derniers on peut observer et estimer la dure de vie ou le cycle de vie qui reste une machine afin de prvenir les dgts quelle pourrait engendrer tout le long de son fonctionnement.

CONCLUSION En dfinitive de tout ce qui a t dit ci-dessus, on peut comprendre ce que reprsentent ces dfauts dans les machines pour nos diverses entreprises qui sont les victimes. Au fil des annes certaines recherches en analyse vibratoire ont montres que nos entreprises souffrent encore de ce que lon appellerait la

ncessite dune bonne maintenance des machines par analyse vibratoire car parmi ces entreprises, rares sont celles qui accordent limportance dinterprter les dfauts de leur machine. On peut citer comme exemple certaines entreprises africaines et asiatiques qui accentuent le taux des Dfauts de leurs machines. Nous nous sommes donc pos alors la question de savoir lorigine de cette ngligence du cycle de vie de ces machines? Puis on a constat que ces derniers accusent les couts de services de maintenance par Analyse vibratoire trop chre pour eux.