ISO 1940-1:2003
(Main)Mechanical vibration — Balance quality requirements for rotors in a constant (rigid) state — Part 1: Specification and verification of balance tolerances
Mechanical vibration — Balance quality requirements for rotors in a constant (rigid) state — Part 1: Specification and verification of balance tolerances
ISO 1940-1:2003 gives specifications for rotors in a constant (rigid) state. It specifies balance tolerances, the necessary number of correction planes, and methods for verifying the residual unbalance. Recommendations are also given concerning the balance quality requirements for rotors in a constant (rigid) state, according to their machinery type and maximum service speed. These recommendations are based on worldwide experience. ISO 1940-1:2003 is also intended to facilitate the relationship between the manufacturer and user of rotating machines, by stating acceptance criteria for the verification of residual unbalances. Detailed consideration of errors associated with balancing and verification of residual unbalance are given in ISO 1940-2. ISO 1940-1:2003 does not cover rotors in a flexible state. The balance quality requirements for rotors in a flexible state are covered by ISO 11342.
Vibrations mécaniques — Exigences en matière de qualité dans l'équilibrage pour les rotors en état (rigide) constant — Partie 1: Spécifications et vérification des tolérances d'équilibrage
L'ISO 1940-1:2003 donne des spécifications pour les rotors en état rigide (constant). Elle spécifie les tolérances d'équilibrage, le nombre de plans de correction nécessaires, et des méthodes permettant de vérifier le balourd résiduel. Des recommandations relatives à la qualité des rotors équilibrés en état rigide (constant) sont aussi données, en fonction de leur type et de leur vitesse nominale maximale. Ces recommandations reposent sur une expérience mondiale. L'ISO 1940-1:2003 se propose également de faciliter les relations entre le constructeur et l'utilisateur des machines tournantes, en définissant des critères d'acceptation pour la vérification des balourds résiduels. Des compléments concernant les erreurs associées à l'équilibrage et à la détermination du balourd résiduel sont donnés dans l'ISO 1940-2. L'ISO 1940-1:2003 ne concerne pas les rotors à l'état flexible. Les critères de qualité d'un rotor équilibré à l'état flexible sont définies dans l'ISO 11342.
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INTERNATIONAL ISO
STANDARD 1940-1
Second edition
2003-08-15
Mechanical vibration — Balance quality
requirements for rotors in a constant
(rigid) state —
Part 1:
Specification and verification of balance
tolerances
Vibrations mécaniques — Exigences en matière de qualité dans
l'équilibrage pour les rotors en état rigide (constant) —
Partie 1: Spécifications et vérification des tolérances d'équilibrage
Reference number
ISO 1940-1:2003(E)
©
ISO 2003
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ISO 1940-1:2003(E)
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ISO 1940-1:2003(E)
Contents Page
Foreword. v
Introduction . vi
1 Scope. 1
2 Normative references . 1
3 Terms and definitions. 2
4 Pertinent aspects of balancing. 4
4.1 General. 4
4.2 Representation of the unbalance . 4
4.3 Unbalance effects . 6
4.4 Reference planes for balance tolerances. 6
4.5 Correction planes. 6
4.6 Permissible residual unbalance . 7
5 Similarity considerations . 8
5.1 General. 8
5.2 Permissible residual unbalance and rotor mass . 8
5.3 Permissible residual specific unbalance and service speed . 8
6 Specification of balance tolerances. 9
6.1 General. 9
6.2 Balance quality grades G . 9
6.3 Experimental evaluation. 10
6.4 Methods based on special aims . 13
6.5 Methods based on established experience. 13
7 Allocation of permissible residual unbalance to tolerance planes . 13
7.1 Single plane . 13
7.2 Two planes. 13
8 Allocation of balance tolerances to correction planes . 15
8.1 General. 15
8.2 Single plane . 15
8.3 Two planes. 16
9 Assembled rotors. 16
9.1 General. 16
9.2 Balanced as a unit. 16
9.3 Balanced on component level . 16
10 Verification of residual unbalance . 16
10.1 General. 16
10.2 Acceptance criteria . 17
10.3 Verification on a balancing machine. 17
10.4 Verification outside a balancing machine .17
Annex A (informative) Example of the specification of permissible residual unbalance based on
balance quality grade G and allocation to the tolerance planes. 19
Annex B (informative) Specification of balance tolerances based on bearing force limits. 22
Annex C (informative) Specification of balance tolerances based on vibration limits . 23
Annex D (informative) Specification of balance tolerances based on established experience . 24
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ISO 1940-1:2003(E)
Annex E (informative) Rules for allocating balance tolerances from tolerance planes to correction
planes .26
Bibliography.28
iv © ISO 2003 — All rights reserved
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ISO 1940-1:2003(E)
Foreword
ISO (the International Organization for Standardization) is a worldwide federation of national standards bodies
(ISO member bodies). The work of preparing International Standards is normally carried out through ISO
technical committees. Each member body interested in a subject for which a technical committee has been
established has the right to be represented on that committee. International organizations, governmental and
non-governmental, in liaison with ISO, also take part in the work. ISO collaborates closely with the
International Electrotechnical Commission (IEC) on all matters of electrotechnical standardization.
International Standards are drafted in accordance with the rules given in the ISO/IEC Directives, Part 2.
The main task of technical committees is to prepare International Standards. Draft International Standards
adopted by the technical committees are circulated to the member bodies for voting. Publication as an
International Standard requires approval by at least 75 % of the member bodies casting a vote.
Attention is drawn to the possibility that some of the elements of this document may be the subject of patent
rights. ISO shall not be held responsible for identifying any or all such patent rights.
ISO 1940-1 was prepared by Technical Committee ISO/TC 108, Mechanical vibration and shock,
Subcommittee SC 1, Balancing, including balancing machines.
This second edition cancels and replaces the first edition (ISO 1940-1:1986), which has been technically
revised. The most important change is the introduction of reference planes for balance tolerances instead of
using the correction planes as tolerance planes.
ISO 1940 consists of the following parts, under the general title Mechanical vibration — Balance quality
requirements for rotors in a constant (rigid) state:
Part 1: Specification and verification of balance tolerances
Part 2: Balance errors
© ISO 2003 — All rights reserved v
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ISO 1940-1:2003(E)
Introduction
A general introduction to balancing standards will be given in ISO 19499 (under preparation). For rotors in a
constant (rigid) state, only the resultant unbalance and the resultant moment unbalance (resultant couple
unbalance) are of interest, both together often expressed as dynamic unbalance.
The balancing machines available today enable unbalance to be reduced to low limits. However, it would be
uneconomical to reduce the unbalances to these limits. On the contrary, it is necessary to specify the balance
quality requirement for any balancing task.
Of similar importance is the verification of residual unbalances. For this verification, different balance errors
have to be taken into account. An improved procedure to handle errors of the balancing machine is described
in connection with ISO 1940-2.
vi © ISO 2003 — All rights reserved
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INTERNATIONAL STANDARD ISO 1940-1:2003(E)
Mechanical vibration — Balance quality requirements for rotors
in a constant (rigid) state —
Part 1:
Specification and verification of balance tolerances
1 Scope
This part of ISO 1940 gives specifications for rotors in a constant (rigid) state. It specifies
a) balance tolerances,
b) the necessary number of correction planes, and
c) methods for verifying the residual unbalance.
Recommendations are also given concerning the balance quality requirements for rotors in a constant (rigid)
state, according to their machinery type and maximum service speed. These recommendations are based on
worldwide experience.
This part of ISO 1940 is also intended to facilitate the relationship between the manufacturer and user of
rotating machines, by stating acceptance criteria for the verification of residual unbalances.
Detailed consideration of errors associated with balancing and verification of residual unbalance are given in
ISO 1940-2.
This part of ISO 1940 does not cover rotors in a flexible state. The balance quality requirements for rotors in a
flexible state are covered by ISO 11342.
2 Normative references
The following referenced documents are indispensable for the application of this document. For dated
references, only the edition cited applies. For undated references, the latest edition of the referenced
document (including any amendments) applies.
ISO 1925:2001, Mechanical vibration — Balancing — Vocabulary
ISO 1940-2, Mechanical vibration — Balance quality requirements of rigid rotors — Part 2: Balance errors
© ISO 2003 — All rights reserved 1
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ISO 1940-1:2003(E)
3 Terms and definitions
For the purposes of this document, the terms and definitions given in ISO 1925 apply. For the convenience of
users, some of these definitions are cited below.
NOTE Some of these definitions are at present under review.
3.1
balancing
procedure by which the mass distribution of a rotor is checked and, if necessary, adjusted to ensure that the
residual unbalance or the vibration of the journals and/or forces on the bearings at a frequency corresponding
to service speed are within specified limits
[ISO 1925:2001, definition 4.1]
3.2
unbalance
condition which exists in a rotor when vibration force or motion is imparted to its bearings as a result of
centrifugal forces
[ISO 1925:2001, definition 3.1]
3.3
initial unbalance
unbalance of any kind that exists in the rotor before balancing
[ISO 1925:2001, definition 3.11]
3.4
residual unbalance
final unbalance
unbalance of any kind that remains after balancing
[ISO 1925:2001, definition 3.10]
3.5
resultant unbalance
vector sum of all unbalance vectors distributed along the rotor
NOTE 1 See notes to definition 3.6.
[ISO 1925:2001, definition 3.12]
NOTE 2 This can be expressed as
K
JJGJJG
UU=
r k
∑
k = 1
where
JJG
U r is the resultant unbalance vector (g⋅mm);
JJG
U k are the individual unbalance vectors, numbered 1 to K.
3.6
resultant moment unbalance
vector sum of the moments of all the unbalance vectors distributed along the rotor about the plane of the
resultant unbalance
2 © ISO 2003 — All rights reserved
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ISO 1940-1:2003(E)
NOTE 1 The resultant unbalance together with the resultant moment unbalance describe completely the unbalance of
a rotor in a constant (rigid) state.
NOTE 2 The resultant unbalance vector is not related to a particular radial plane, but the amount and angular direction
of the resultant moment unbalance depend on the axial location chosen for the resultant unbalance.
NOTE 3 The resultant unbalance vector is the vector sum of the complementary unbalance vectors of the dynamic
unbalance.
NOTE 4 The resultant moment unbalance is often expressed as a pair of unbalance vectors of equal magnitude, but
opposite directions, in any two different radial planes.
NOTE 5 This can be expressed as
K
JG G G JJG
P=−zz×U
r Uk
() k
∑ r
k = 1
where
JG
2
P is the resultant moment unbalance (g⋅mm );
r
JJG
U are the individual unbalance vectors, numbered 1 to K;
k
G JJG
z is the axial position vector from a datum mark to the plane of the resultant unbalance U ;
U r
r
G JJG
z is the axial position vector from the same datum mark to the plane of U .
k k
NOTE 6 Adapted from ISO 1925:2001, definition 3.13.
3.7
couple unbalance
pair of unbalance vectors of equal amount but opposite angles, in two radial planes, forming a moment
unbalance with the plane distance
3.8
dynamic unbalance
condition in which the central principal axis has any position relative to the shaft axis
NOTE 1 In special cases it may be parallel to or may intersect the shaft axis.
NOTE 2 The quantitative measure of dynamic unbalance can be given by two complementary unbalance vectors in two
specified planes (perpendicular to the shaft axis) which completely represent the total unbalance of the rotor in a constant
(rigid) state.
NOTE 3 Adapted from ISO 1925:2001, definition 3.9.
3.9
amount of unbalance
product of the unbalance mass and the distance (radius) of its centre of mass from the shaft axis
NOTE Units of amount of unbalance are gram millimetres (g⋅mm).
[ISO 1925:2001, definition 3.3]
3.10
angle of unbalance
polar angle at which the unbalance mass is located with reference to the given rotating coordinate system,
fixed in a plane perpendicular to the shaft axis and rotating with the rotor
[ISO 1925:2001, definition 3.4]
© ISO 2003 — All rights reserved 3
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ISO 1940-1:2003(E)
3.11
unbalance vector
vector whose magnitude is the amount of unbalance and whose direction is the angle of unbalance
[ISO 1925:2001, definition 3.5]
3.12
state of a rotor
state determined by the unbalance behaviour with speed, the types of unbalance to be corrected, and the
ability of the rotor to maintain or to change the position of its mass elements and their centres of mass relative
to each other within the speed range
NOTE 1 Unbalances in most cases to not change considerably with speed. Contrary to the definitions used up to now
(ISO 1925) even modal unbalances are not speed dependent. Only a special cases do unbalances change considerably
with speed.
NOTE 2 Mass elements are useful means to describe the mass distribution of a rotor and possible changes with speed.
Mass elements can be finite elements, or parts or components.
NOTE 3 The rotor state is also influenced by its design, construction and assembly.
NOTE 4 The response of the rotor to unbalance can change with the speed range and its bearing support conditions.
The acceptability of the response is determined by the relevant balance tolerances.
NOTE 5 The speed range covers all speeds from standstill to the maximum service speed, but can also include an
overspeed as a margin for service loads (e.g. temperature, pressure, flow).
NOTE 6 With regard to balancing, only changes in the position of rotor mass elements not symmetric to the shaft axis
need to be considered.
3.13
constant (rigid) rotor state
state of a rotor where the unbalances are not changing considerably with speed, only the resultant unbalance
and/or the resultant moment unbalance are out of specified limits, and the position of all mass elements of the
rotor relative to each other remains sufficiently constant within the speed range
NOTE The unbalance of a rotor in its constant state can be corrected in any two (arbitrarily selected) planes.
4 Pertinent aspects of balancing
4.1 General
Balancing is a procedure by which the mass distribution of a rotor is checked and, if necessary, adjusted to
ensure that the residual unbalance or the vibration of the journals and/or forces at the bearings at a frequency
corresponding to service speed are within specified limits.
Rotor unbalance can be caused by design, material, manufacturing and assembly. Every rotor has an
individual unbalance distribution along its length, even in a series production.
4.2 Representation of the unbalance
One and the same unbalance of a rotor in a constant (rigid) state can be represented by vectorial quantities in
various ways, as shown in Figures 1a) to 1f).
Figures 1a) to 1c) show different representations in terms of resultant unbalance and resultant couple
unbalance, whereas Figures 1d) to 1f) are in terms of a dynamic unbalance in two planes.
NOTE 1 The resultant unbalance vector may be located in any radial plane (without changing amount and angle); but
the associated resultant couple unbalance is dependent on the location of the resultant unbalance vector.
4 © ISO 2003 — All rights reserved
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ISO 1940-1:2003(E)
NOTE 2 The centre of unbalance is that location on the shaft axis for the resultant unbalance, where the resultant
moment unbalance is a minimum.
If single-plane balancing is sufficient (see 4.5.2), or when considerations are made in terms of resultant/couple
unbalance (see 4.5.4), the representation in Figures 1a) to 1c) is preferable. In the case of typical two-plane
considerations, the representation in Figures 1d) to 1f) will be advantageous.
Dimensions in millimetres
a) A resultant unbalance vector together with an b) Special case of a), namely unbalance vector located
associated couple unbalance in the end planes at mass centre CM (static unbalance), together with
an associated couple unbalance in the end planes
c) Special case of a), namely resultant unbalance d) An unbalance vector in each of the end planes
vector located at the centre of unbalance CU. The
associated couple unbalance is a minimum and lays
in a plane orthogonal to the resultant unbalance
vector
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ISO 1940-1:2003(E)
e) Two 90° unbalance components in each of the end f) An unbalance vector in each of two other planes
planes
a f
Unbalance is 5 g⋅mm. Unbalance is 3 g⋅mm.
b g
Unbalance is 1,41 g⋅mm. Unbalance is 1 g⋅mm.
c h
Unbalance is 3,16 g⋅mm. Unbalance is 2 g⋅mm.
d i
Unbalance is 2,24 g⋅mm. Unbalance is 2,69 g⋅mm.
e
Unbalance is 1,12 g⋅mm.
CM is the centre of mass.
CU is the centre of unbalance.
Figure 1 — Different representations of the same unbalance of a rotor in a constant (rigid) state
4.3 Unbalance effects
Resultant unbalance and resultant moment unbalance (resultant couple unbalance) have different effects on
forces on the bearings and on the vibration of the machine. In practice, therefore, both unbalances are often
considered separately. Even if the unbalance is stated as a dynamic unbalance in two planes, it should be
noted that in most cases there will be a difference in effects if the unbalances dominantly form either a
resultant unbalance or a resultant couple unbalance.
4.4 Reference planes for balance tolerances
It is desirable to use special reference planes to state balance tolerances. For these planes, only the
magnitude of each residual unbalance must stay below the respective tolerance value, whatever the angular
position may be.
There are always two ideal planes for balance tolerances for a rotor in a constant (rigid) state. In most cases
these planes are near to the bearing planes. Moreover, the aim of balancing is usually to reduce vibrations
and forces transmitted through the bearings to the environment. In order to facilitate this approach, this part of
ISO 1940 takes the bearing planes A and B as reference planes for balance tolerances (tolerance planes).
4.5 Correction planes
4.5.1 General
Rotors out of balance tolerance need correction. These unbalance corrections often cannot be performed in
the planes where the balance tolerances were set, but need to be performed where material can be added,
removed or relocated.
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ISO 1940-1:2003(E)
The number of necessary correction planes depends on the magnitude and distribution of the initial unbalance
as well as on the design of the rotor, for instance the shape of the correction planes and their location relative
to the tolerance planes.
4.5.2 Rotors which need one correction plane only
For some rotors, only the resultant unbalance is out of tolerance, the resultant moment unbalance is in
tolerance. This typically happens with disc-shaped rotors, provided that
the bearing distance is sufficiently large,
the disc rotates with sufficiently small axial runout, and
the correction plane for the resultant unbalance is properly chosen.
Whether these conditions are fulfilled may be investigated in each individual case. After single-plane
balancing has been carried out on a sufficient number of rotors, the largest residual moment unbalance is
determined and divided by the bearing distance, yielding a couple unbalance (pair of unbalances). If, even in
the worst case, the unbalances found this way are acceptable, it can be expected that a single-plane
balancing is sufficient.
For single-plane balancing, the rotor needs not rotate but, for sensitivity and accuracy reasons, in most cases
rotational balancing machines are used. The resultant unbalance can be determined and corrected to limits.
4.5.3 Rotors which need two correction planes
If a rotor in a constant (rigid) state does not comply with the conditions as stated in 4.5.2, the moment
unbalance needs to be reduced as well. In most cases, resultant unbalance and resultant moment unbalance
are assembled into a dynamic unbalance: two unbalance vectors in two planes [see Figure 1d)], called
complementary unbalance vectors.
For two-plane balancing, it is necessary for the rotor to rotate, since otherwise the moment unbalance would
remain undetected.
4.5.4 Rotors with more than two correction planes
Although all rotors in their constant (rigid) state theoretically can be balanced in two planes, sometimes more
than two correction planes are used, for instance
in the case of separate corrections of resultant unbalance and couple unbalance, if the correction of the
resultant unbalance is not performed in one (or both) of the couple planes, and
if the correction is spread along the rotor.
NOTE In special cases, spreading the correction along the rotor may be necessary due to restrictions in the
correction planes (e.g. correction of crankshafts by drilling into the counterweights), or advisable in order to keep function
and component strength.
4.6 Permissible residual unbalance
In the simple case of an inboard rotor with small axial length, for which the couple unbalance may be ignored,
G
its unbalance state can then be described as a single vectorial quantity, the unbalance U.
To obtain a satisfactory running of the rotor, the magnitude of this unbalance (the residual unbalance U )
res
should not be higher than a permissible value U , i.e.
per
U u U (1)
res per
More generally, the same applies to any type of rotor.
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ISO 1940-1:2003(E)
NOTE The SI unit for U is kilogram metres (kg⋅m), but for balancing purposes a more practical unit is
per
gram millimetres (g⋅mm).
U is defined as the total tolerance in the mass centre plane. For all two-plane tasks, this tolerance shall be
per
allocated to the tolerance planes (see Clause 7).
5 Similarity considerations
5.1 General
Some considerations on similarity may help in the understanding and calculation of the influences of rotor
mass and service speed on the permissible residual unbalance.
5.2 Permissible residual unbalance and rotor mass
In general, for rotors of the same type, the permissible residual unbalance U is proportional to the rotor
per
mass m:
U ∼ m (2)
per
If the value of the permissible residual unbalance is related to the rotor mass, the result is the permissible
residual specific unbalance e , as given by the following equation:
per
e = U /m (3)
per per
NOTE 1 The SI unit for U /m is kilogram metres per kilogram (kg⋅m/kg), but a more practical unit is gram millimetres
per
per kilogram (g⋅mm/kg), which corresponds to micrometres in Note 2.
NOTE 2 The SI unit for e is kilogram metres per kilogram (kg⋅m/kg) or metres (m). A more practical unit is
per
micrometres (µm) because many permissible residual specific unbalances are between 0,1 µm and 10 µm. The term e
per
is useful especially if one has to relate geometric tolerances (runout, play) to balance tolerances.
NOTE 3 In the case of a rotor with only a resultant unbalance (e.g. a disc, perpendicular to the shaft axis), e is the
per
distance of the mass centre from the shaft axis. In the case of a general rotor with both types of unbalance, e is an
per
artificial quantity containing the effects of the resulting unbalance as well as of the resultant moment unbalance. Therefore
e cannot be seen on a general rotor.
per
NOTE 4 There are limits for achievable residual specific unbalance e depending on the set-up conditions in the
per
balancing machine, for instance: centring, bearings and drive.
NOTE 5 Small values of e can only be achieved in practice if the accuracy of shaft journals (roundness, straightness,
per
etc.) is adequate. In some cases it may be necessary to balance the rotor in its own service bearings, using belt-, air- or
self-drive. In other cases balancing needs to be carried out with the rotor completely assembled in its own housing with
bearings and self-drive, under service condition and temperature.
5.3 Permissible residual specific unbalance and service speed
For rotors of the same type, experience shows that, in general, the permissible residual specific unbalance
value e varies inversely with the service speed n of the rotor:
per
e ∼ 1/n (4)
per
Differently expres
...
NORME ISO
INTERNATIONALE 1940-1
Deuxième édition
2003-08-15
Vibrations mécaniques — Exigences en
matière de qualité dans l'équilibrage pour
les rotors en état rigide (constant) —
Partie 1:
Spécifications et vérification des
tolérances d'équilibrage
Mechanical vibration — Balance quality requirements for rotors in a
constant (rigid) state —
Part 1: Specification and verification of balance tolerances
Numéro de référence
ISO 1940-1:2003(F)
©
ISO 2003
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ISO 1940-1:2003(F)
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ISO 1940-1:2003(F)
Sommaire Page
Avant-propos. v
Introduction . vi
1 Domaine d'application. 1
2 Références normatives. 1
3 Termes et définitions . 2
4 Aspects pertinents de la question de l’équilibrage. 4
4.1 Généralités. 4
4.2 Représentation du balourd . 4
4.3 Effets de balourd. 6
4.4 Plans de référence pour les tolérances d’équilibrage . 6
4.5 Plans de correction. 6
4.6 Balourd résiduel admissible . 7
5 Considérations sur la similitude . 8
5.1 Généralités. 8
5.2 Balourd résiduel admissible et masse du rotor. 8
5.3 Balourd spécifique résiduel admissible et vitesse nominale. 8
6 Spécifications des tolérances d’équilibrage. 9
6.1 Généralités. 9
6.2 Degrés de qualité d’équilibrage G. 9
6.3 Évaluation expérimentale. 10
6.4 Méthodes basées sur des objectifs particuliers. 13
6.5 Méthodes basées sur l’expérience. 13
7 Répartition du balourd résiduel admissible dans les plans de tolérance. 13
7.1 Un seul plan. 13
7.2 Deux plans . 13
8 Répartition des tolérances d’équilibrage dans les plans de correction . 15
8.1 Généralités. 15
8.2 Un seul plan. 16
8.3 Deux plans . 16
9 Rotors assemblés . 16
9.1 Généralités. 16
9.2 Équilibrage après assemblage . 16
9.3 Équilibrage des composants . 16
10 Vérification des balourds résiduels . 17
10.1 Généralités. 17
10.2 Critères d’acceptation . 17
10.3 Vérification avec une machine à équilibrer.18
10.4 Vérification sans machine à équilibrer . 18
Annexe A (informative) Exemple de spécification du balourd résiduel admissible en fonction du
degré de qualité d'équilibrage G et de la répartition dans les plans de tolérance. 19
Annexe B (informative) Spécification des tolérances d’équilibrage en fonction des limites de
force au droit des liaisons. 22
Annexe C (informative) Spécification des tolérances d’équilibrage en fonction des limites de
vibration . 23
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ISO 1940-1:2003(F)
Annexe D (informative) Spécification des tolérances d’équilibrage en fonction de l’expérience
établie .24
Annexe E (informative) Règles de transfert des tolérances d’équilibrage dans les plans de
tolérance aux tolérances d’équilibrage dans les plans de correction.26
Bibliographie.28
iv © ISO 2003 — Tous droits réservés
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ISO 1940-1:2003(F)
Avant-propos
L'ISO (Organisation internationale de normalisation) est une fédération mondiale d'organismes nationaux de
normalisation (comités membres de l'ISO). L'élaboration des Normes internationales est en général confiée
aux comités techniques de l'ISO. Chaque comité membre intéressé par une étude a le droit de faire partie du
comité technique créé à cet effet. Les organisations internationales, gouvernementales et non
gouvernementales, en liaison avec l'ISO participent également aux travaux. L'ISO collabore étroitement avec
la Commission électrotechnique internationale (CEI) en ce qui concerne la normalisation électrotechnique.
Les Normes internationales sont rédigées conformément aux règles données dans les Directives ISO/CEI,
Partie 2.
La tâche principale des comités techniques est d'élaborer les Normes internationales. Les projets de Normes
internationales adoptés par les comités techniques sont soumis aux comités membres pour vote. Leur
publication comme Normes internationales requiert l'approbation de 75 % au moins des comités membres
votants.
L'attention est appelée sur le fait que certains des éléments du présent document peuvent faire l'objet de
droits de propriété intellectuelle ou de droits analogues. L'ISO ne saurait être tenue pour responsable de ne
pas avoir identifié de tels droits de propriété et averti de leur existence.
L'ISO 1940-1 a été élaborée par le comité technique ISO/TC 108, Vibrations et chocs mécaniques,
sous-comité SC 1, Équilibrage, y compris les machines à équilibrer.
Cette deuxième édition annule et remplace la première édition (ISO 1940-1:1986), qui a fait l'objet d'une
révision technique. Le changement le plus important est l’introduction de plans de référence pour les
tolérances d’équilibrage, au lieu d’utiliser les plans de correction comme plans de tolérance.
L'ISO 1940 comprend les parties suivantes, présentées sous le titre général Vibrations mécaniques —
Exigences en matière de qualité dans l'équilibrage pour les rotors en état rigide (constant):
Partie 1: Spécifications et vérification des tolérances d'équilibrage
Partie 2: Erreurs d’équilibrage
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ISO 1940-1:2003(F)
Introduction
Une introduction générale aux normes traitant de l’équilibrage est donnée dans l’ISO 19499 (en préparation).
Pour les rotors en état rigide (constant), seuls le balourd résultant et le moment résultant (couple résultant)
présentent de l’intérêt et sont souvent représentés ensemble par un balourd dynamique.
Actuellement, compte tenu des moyens disponibles, un balourd résiduel faible peut être obtenu. Toutefois, il
serait contraire aux lois de l’économie de ramener les balourds à ces limites. Il est au contraire nécessaire de
spécifier les critères de qualité pour toute opération d’équilibrage.
La vérification des balourds résiduels s’avère d’une aussi grande importance. Il faut prendre en compte
différentes erreurs d’équilibrage pour effectuer cette vérification. Une méthode améliorée permettant de traiter
les erreurs de la machine à équilibrer est décrite dans l’ISO 1940-2.
vi © ISO 2003 — Tous droits réservés
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NORME INTERNATIONALE ISO 1940-1:2003(F)
Vibrations mécaniques — Exigences en matière de qualité dans
l'équilibrage pour les rotors en état rigide (constant) —
Partie 1:
Spécifications et vérification des tolérances d'équilibrage
1 Domaine d'application
La présente partie de l’ISO 1940 donne des spécifications pour les rotors en état rigide (constant). Elle
spécifie
a) les tolérances d’équilibrage,
b) le nombre de plans de correction nécessaires, et
c) des méthodes permettant de vérifier le balourd résiduel.
Des recommandations relatives à la qualité des rotors équilibrés en état rigide (constant) sont aussi données,
en fonction de leur type et de leur vitesse nominale maximale. Ces recommandations reposent sur une
expérience internationale.
La présente partie de l’ISO 1940 se propose également de faciliter les relations entre le constructeur et
l’utilisateur des machines tournantes, en définissant des critères d’acceptation pour la vérification des
balourds résiduels.
Des compléments concernant les erreurs associées à l’équilibrage et à la détermination du balourd résiduel
sont donnés dans l’ISO 1940-2.
La présente partie de l’ISO 1940 ne concerne pas les rotors à l’état flexible. Les critères de qualité d’un rotor
équilibré à l’état flexible sont définies dans l’ISO 11342.
2 Références normatives
Les documents de référence suivants sont indispensables pour l'application du présent document. Pour les
références datées, seule l'édition citée s'applique. Pour les références non datées, la dernière édition du
document de référence s'applique (y compris les éventuels amendements).
ISO 1925:2001, Vibrations mécaniques — Équilibrage — Vocabulaire
ISO 1940-2, Vibrations mécaniques — Exigences en matière de qualité dans l’équilibrage des rotors
rigides — Partie 2: Défauts d'équilibrage
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ISO 1940-1:2003(F)
3 Termes et définitions
Pour les besoins du présent document, les termes et définitions donnés dans l’ISO 1925 s'appliquent. Par
commodité pour les utilisateurs, certaines de ces définitions sont données ci-après.
NOTE Certaines de ces définitions font actuellement l’objet d’une révision.
3.1
équilibrage
méthode par laquelle la répartition de la masse d’un rotor est vérifiée et, si nécessaire, corrigée, de façon à
garantir que le balourd résiduel ou la vibration des tourillons et/ou que les forces sur les paliers sont dans des
limites spécifiées pour une fréquence correspondant à la vitesse nominale
[ISO 1925:2001, définition 4.1]
3.2
balourd
état dans lequel se trouve un rotor quand, par suite de forces centrifuges, une force ou un mouvement
vibratoire est communiqué à ses paliers
[ISO 1925:2001, définition 3.1]
3.3
balourd initial
balourd de tout type existant dans le rotor avant l’équilibrage
[ISO 1925:2001, définition 3.11]
3.4
balourd résiduel
balourd final
balourd de tout type subsistant après l’équilibrage
[ISO 1925:2001, définition 3.10]
3.5
balourd résultant
vecteur égal à la somme des vecteurs balourds répartis le long du rotor
NOTE 1 Voir notes de la définition 3.6.
[ISO 1925:2001, définition 3.12]
NOTE 2 Il peut être exprimé par
K
JJGJJG
UU=
r k
∑
k = 1
où
JJG
U est le vecteur balourd résultant (g⋅mm);
r
JJG
U sont les vecteurs balourds individuels, numérotés 1 à K.
k
3.6
moment résultant de balourd
vecteur égal à la somme des moments de tous les vecteurs balourds, répartis le long du rotor, par rapport au
plan du balourd résultant
2 © ISO 2003 — Tous droits réservés
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ISO 1940-1:2003(F)
NOTE 1 Le balourd résultant et le moment résultant de balourd permettent de décrire complètement le balourd d’un
rotor en état rigide (constant).
NOTE Le vecteur balourd résultant n’est pas lié à un plan radial particulier, mais le module et la position angulaire du
moment résultant dépendent de la position axiale choisie pour le balourd résultant.
NOTE 3 Le vecteur balourd résultant est un vecteur qui résulte de la somme des vecteurs balourds complémentaire du
balourd dynamique.
NOTE 4 Le moment résultant de balourd est souvent exprimé par une paire de vecteurs balourds de grandeur égale,
mais de sens opposés, dans l’un ou l’autre des deux plans radiaux différents.
NOTE 5 Ceci peut être exprimé par
K
JG G G JJG
P=−zz×U
r Uk
()r k
∑
k = 1
où
JG
2
P est le moment résultant de balourd (g⋅mm );
r
JJG
U sont les vecteurs balourds individuels, numérotés 1 à K;
k
G JJG
z est le vecteur position axiaile d'un point de référence au plan du balourd résultant, U ;
U r
r
G JJG
z est le vecteur position axiale du même point de référence au plan de U .
k k
NOTE 6 Adapté de l’ISO 1925:2001, définition 3.13.
3.7
couple de balourds
paire de vecteurs balourds, dont les modules sont égaux mais les angles opposés, dans deux plans radiaux,
formant un moment de l’ensemble des balourds avec la distance entre les paliers
3.8
balourd dynamique
état dans lequel l’axe central principal d’inertie se trouve dans n’importe quelle orientation par rapport à l’axe
de l’arbre
NOTE 1 Dans des cas particuliers, il peut être parallèle à l’axe de l’arbre, ou encore couper celui-ci.
NOTE 2 La mesure quantitative du balourd dynamique peut être donnée par deux vecteurs balourds complémentaires
dans deux plans spécifiés (perpendiculaires à l’axe de l’arbre), vecteurs représentant complètement le balourd total du
rotor en état rigide (constant).
NOTE 3 Adapté de l'ISO 1925:2001, définition 3.9.
3.9
module du balourd
produit de la masse du balourd par la distance (rayon) de son centre de masse à l’axe de l’arbre
NOTE Le module du balourd s’exprime en grammes millimètres (g⋅mm).
[ISO 1925:2001, définition 3.3]
3.10
angle du balourd
angle polaire repérant la position de la masse du balourd dans un système donné de coordonnées polaires se
trouvant dans un plan perpendiculaire à l’axe de l’arbre et tournant avec le rotor
[ISO 1925:2001, définition 3.4]
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ISO 1940-1:2003(F)
3.11
vecteur balourd
vecteur défini par son module égal au module du balourd et son angle égal à l’angle du balourd
[ISO 1925:2001, définition 3.5]
3.12
état d'un rotor
état déterminé par le comportement de déséquilibre selon la vitesse, les types de balourds à corriger et la
capacité du rotor à maintenir ou à modifier la position des éléments qui constituent sa masse ainsi que la
position de leur centre de masse les uns par rapport aux autres dans une plage de vitesses définie
NOTE 1 Dans la plupart des cas, les balourds varient peu avec la vitesse. Contrairement aux définitions utilisées à ce
jour (ISO 1925), les balourds modaux ne dépendent pas de la vitesse. Ce n'est que dans certains cas que les balourds
varient avec la vitesse de façon notable.
NOTE 2 Les éléments de la masse permettent de décrire utilement la répartition de la masse d'un rotor et les
évolutions possibles en fonction de la vitesse. Les éléments de la masse peuvent être des éléments finis, des pièces, ou
des composants.
NOTE 3 L'état du rotor dépend de sa conception, de sa construction et de son montage.
NOTE 4 La réponse du rotor au balourd peut varier avec la vitesse et les caractéristiques du palier. L'acceptabilité de
la réponse est déterminée par les tolérances d'équilibrage appropriées.
NOTE 5 La plage de vitesse contient toutes les vitesses, de l'immobilité à la vitesse nominale maximale, mais elle peut
également inclure une survitesse correspondant à l'exploitation (liée par exemple à la température, à la pression, au débit).
NOTE 6 Au titre de l'équilibrage, seuls les changements dans la position des éléments de la masse du rotor non
symétriques à l'axe de l'arbre sont considérés.
3.13
rotor en état rigide (constant)
état d’un rotor dans lequel les balourds varient peu avec la vitesse, seuls le balourd résiduel et/ou le moment
résultant sont en dehors des limites spécifiées, et la position de tous les éléments de masse du rotor les uns
par rapport aux autres varie peu dans la plage de vitesses
NOTE Le balourd d’un rotor en état rigide peut être corrigé dans l’un ou l’autre (choisi arbitrairement) des deux plans.
4 Aspects pertinents de la question de l’équilibrage
4.1 Généralités
L’équilibrage est un mode opératoire permettant de vérifier et, si nécessaire, d’ajuster la répartition de la
masse d’un rotor pour garantir que le balourd résiduel ou les vibrations du tourillon et/ou les forces aux paliers,
à une fréquence correspondant à la vitesse nominale, se situent dans les limites spécifiées.
Le balourd d’un rotor peut provenir de la conception, du matériau utilisé, de la réalisation et de l’assemblage.
Chaque rotor présente une répartition unique du balourd sur sa longueur, même fabriqué en série.
4.2 Représentation du balourd
Un seul et même balourd d’un rotor en état rigide (constant) peut être représenté par des vecteurs de
diverses façons, comme le montrent les Figures 1a) à 1f).
Les Figures 1a) à 1c) montrent différentes représentations du balourd résultant et du couple résultant; les
Figures 1d) à 1f) présentent le balourd dynamique dans deux plans.
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ISO 1940-1:2003(F)
NOTE 1 Le vecteur balourd résultant peut être situé dans un plan radial quelconque (sans en modifier la valeur ni
l’angle), mais le couple résultant associé dépend de la position du vecteur balourd résultant.
NOTE 2 Le centre du balourd est l’emplacement sur l’axe de l’arbre pour le balourd résultant où le moment résultant
est minimum.
Si un équilibrage dans un seul plan est suffisant (voir 4.5.2), ou si des considérations sont présentées en
terme de couple de balourds/résultant (voir 4.5.4), la représentation des Figures 1a) à 1c) est préférable.
Lorsque deux plans sont pris en compte, la représentation des Figures 1d) à 1f) est préférable.
Dimensions en millimètres
b) Cas particulier de a), à savoir vecteur balourd résiduel
a) Un vecteur balourd résiduel avec un couple de
situé au centre de masse CM (balourd statique), avec un
balourds associé dans les plans des extrémités
couple de balourds associé dans les plans des
extrémités
c) Cas particulier de a), à savoir vecteur balourd résiduel d) Un vecteur balourd dans chacun des plans des
situé au centre du balourd CU. Le couple de balourds extrémités
associé est minimal dans un plan perpendiculaire au
vecteur balourd résultant
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ISO 1940-1:2003(F)
e) Deux éléments de balourd à 90° dans chacun des f) Un vecteur balourd dans chacun des deux autres plans
plans des extrémités
a f
Le balourd est de 5 g⋅mm. Le balourd est de 3 g⋅mm.
b g
Le balourd est de 1,41 g⋅mm. Le balourd est de 1 g⋅mm.
c h
Le balourd est de 3,16 g⋅mm. Le balourd est de 2 g⋅mm.
d i
Le balourd est de 2,24 g⋅mm. Le balourd est de 2,69 g⋅mm.
e
Le balourd est de 1,12 g⋅mm.
CM est le centre de masse.
CU est le centre du balourd.
Figure 1 — Différentes représentations du même balourd d'un rotor en état rigide (constant)
4.3 Effets de balourd
Le balourd résultant et le moment résultant (couple résultant) ont des effets différents sur les forces agissant
sur les paliers et sur la vibration de la machine. En pratique, les deux balourds sont donc souvent considérés
séparément. Même si le balourd est décrit par un balourd dynamique dans deux plans, il convient de noter
que, dans la plupart des cas, les effets diffèrent selon la forme dominante du balourd, à savoir balourd
résultant ou couple résultant.
4.4 Plans de référence pour les tolérances d’équilibrage
Il est souhaitable d’utiliser des plans de référence particuliers pour déterminer les tolérances d’équilibrage.
Dans ces plans, seul le module de chaque balourd résiduel doit rester inférieur à la valeur limite, quelle que
soit la position angulaire.
Les tolérances d’équilibrage pour un rotor en état rigide (constant) s’expriment dans deux plans. Dans la
plupart des cas, ces plans sont proches des plans des paliers. De plus, l’objectif de l’équilibrage est
généralement de réduire les vibrations et les forces transmises à l’environnement extérieur par les paliers.
Pour faciliter cette approche, la présente partie de l’ISO 1940 adopte les plans des paliers A et B comme
plans de référence pour les tolérances d’équilibrage (plans de tolérance).
4.5 Plans de correction
4.5.1 Généralités
Les rotors ne satisfaisant pas aux tolérances d’équilibrage nécessitent une correction. Souvent, ces
corrections d’équilibrage ne peuvent pas être effectuées dans les plans dans lesquels les tolérances
d’équilibrage ont été définies, mais dans des plans permettant des ajouts, des retraits ou des déplacements
de matière.
6 © ISO 2003 — Tous droits réservés
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ISO 1940-1:2003(F)
Le nombre de plans de correction nécessaires dépend de l’amplitude et de la répartition du balourd initial
autant que de la conception du rotor, comme par exemple les dispositions technologiques dans les plans de
correction et leur position par rapport aux plans de tolérance.
4.5.2 Rotors avec un seul plan de correction
Pour certains rotors, seul le balourd résultant est en dehors de la tolérance, le moment résultant respectant
les tolérances. Cela se produit généralement avec les rotors en forme de disque, dans la mesure où
la distance entre les paliers est suffisamment grande,
le disque tourne avec un battement axial suffisamment petit, et
le plan de correction du balourd résultant est choisi convenablement.
Dans chaque cas, il est possible de vérifier que ces conditions sont remplies. Après avoir effectué un
équilibrage dans un seul plan sur un nombre suffisant de rotors, le moment résultant du balourd maximal est
déterminé et divisé par la distance entre les paliers, pour définir un couple de balourds (paire de balourds). Si,
même dans le cas le plus défavorable, les balourds ainsi obtenus sont acceptables, l’équilibrage dans un seul
plan peut être suffisant.
En ce qui concerne l’équilibrage dans un seul plan, il n’est pas nécessaire que le rotor tourne, mais, dans la
plupart des cas, afin d’obtenir une sensibilité et une précision convenables, les machines à équilibrer opèrent
sur des rotors en rotation. Le balourd résultant peut être déterminé et corrigé aux limites.
4.5.3 Rotors avec deux plans de correction
Si le rotor, dans son état rigide (constant), ne remplit pas les conditions spécifiées en 4.5.2, le moment de
l’ensemble des balourds nécessite également d’être réduit. Dans la plupart des cas, le balourd résultant et le
moment résultant sont exprimés par un balourd dynamique: deux vecteurs de balourd dans deux plans [voir
Figure 1d)], appelés vecteurs de balourd complémentaire.
En ce qui concerne l’équilibrage dans deux plans, il est nécessaire que le rotor tourne, car sinon le moment
de l’ensemble des balourds ne peut pas être décelé.
4.5.4 Rotors avec plus de deux plans de correction
Bien que théoriquement, tous les rotors dans leur état rigide (constant) puissent être équilibrés dans deux
plans de correction, un nombre supérieur est parfois utilisé, par exemple
lorsque des corrections distinctes sont adoptées pour le balourd résultant et le couple de balourds, si la
correction du balourd résultant n’est pas effectuée dans l’un des (ou les deux) plans du couple;
lorsque la correction est répartie le long du rotor.
NOTE Dans certains cas particuliers, il peut être nécessaire de répartir la correction le long du rotor, en raison de
restrictions dans les plans de correction (par exemple pour corriger les vilebrequins, en perçant dans les contrepoids), ou
conseillé pour ne pas altérer le bon fonctionnement et la résistance des composants.
4.6 Balourd résiduel admissible
Dans le cas simple d’un rotor sans porte-à-faux de faible longueur, avec un couple de balourds négligeable,
G
son état de déséquilibre peut alors être décrit comme un vecteur simple, le balourd U.
Pour obtenir un fonctionnement du rotor satisfaisant, il convient que le module de son balourd (le balourd
résiduel U ) ne dépasse pas la valeur admissible U :
res per
U u U (1)
res per
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ISO 1940-1:2003(F)
De façon plus générale, ceci s’applique à n’importe quel type de rotor.
NOTE L’unité SI pour U est le kilogramme mètre (kg⋅m), mais à des fins d’équilibrage, une unité plus pratique est
per
utilisée, le gramme millimètre (g⋅mm).
U est défini comme la tolérance totale au centre de masse du plan. Pour toutes les opérations dans deux
per
plans, cette tolérance doit être répartie dans les plans de tolérance (voir Article 7).
5 Considérations sur la similitude
5.1 Généralités
Quelques considérations sur la similitude peuvent aider à comprendre e
...
Questions, Comments and Discussion
Ask us and Technical Secretary will try to provide an answer. You can facilitate discussion about the standard in here.