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Théorie de l’équilibrage des rotors : normes ISO, classes G, formules et calculs
Tout ce que disent réellement les normes, calculs à l’appui : ce qu’est le balourd en termes simples, la formule de la force centrifuge, balourd statique vs dynamique, la vitesse de vibration RMS, les zones de vibration selon l’ISO 10816 (pompes incluses), les classes de qualité d’équilibrage ISO 1940 / ISO 21940-11 avec le calcul du balourd résiduel admissible, la conversion mm/s ↔ dB, les fréquences propres et la résonance — et à quoi chacun de ces éléments ressemble à l’écran d’un véritable appareil d’équilibrage sur site.
- Le balourd d’un rotor en termes simples
- Force centrifuge due au déséquilibre
- Balourd statique et dynamique
- Comment le balourd réduit la durée de vie des roulements
- Vitesse de vibration RMS — ce que c’est
- Normes de vibration ISO 10816 (pompes incluses)
- Tableau des classes G (ISO 1940 / 21940-11)
- Balourd résiduel admissible : le calcul
- Fréquence propre et résonance
- Conversion de mm/s en dB
- FAQ
1. Qu’est-ce que le balourd d’un rotor, en termes simples
Idéalement, la masse d’un rotor est répartie de sorte que son centre de masse se trouve exactement sur l’axe de rotation. En réalité, ce n’est jamais tout à fait le cas : porosités de fonderie, tolérances d’usinage, réparations soudées, pales usées ou remplacées, dépôts de saleté, une clavette logée dans une rainure — tout cela déplace quelques grammes d’un côté. Ce décentrage de masse est déséquilibre.
Tant que le rotor est à l’arrêt, le balourd est invisible. Dès qu’il tourne, la masse décentrée est contrainte de parcourir un cercle, et selon les lois de Newton elle tire l’arbre vers l’extérieur — une fois par tour, toujours en direction du “point lourd”. Les roulements reçoivent une force tournante ; le carter reçoit une vibration exactement à la fréquence de rotation (la composante 1×). Cette seule phrase explique l’essentiel de ce que fait un appareil d’équilibrage : il mesure l’ampleur de la traction exercée une fois par tour (amplitude) et où pointe le point lourd (phase).
Le balourd est quantifié comme une masse multipliée par son rayon :
U — balourd [g·mm] ; m — masse décentrée [g] ; r — rayon auquel elle se situe [mm]. 10 g à 100 mm = 1,000 g·mm — exactement aussi néfaste que 20 g à 50 mm.
Diviser U par la masse du rotor donne le balourd spécifique e = U/M [g·mm/kg = µm] — ce qui n’est rien d’autre que la distance entre le centre de masse et l’axe de rotation. Cette petite grandeur est le lien vers les classes ISO dans section 7: un rotor industriel “bien équilibré” a typiquement son centre de masse à quelques dizaines microns de l’axe.
2. La force centrifuge due au balourd — formule et exemples chiffrés
La traction tournante créée par le balourd est une force centrifuge ordinaire :
F — force [N] ; m — masse de balourd [kg] ; r — rayon [m] ; U — balourd [kg·m] ; ω — vitesse angulaire [rad/s] ; n — vitesse du rotor [rpm].
Ce que l’on sous-estime le plus, c’est le carré sur ω. Prenez un balourd modeste de 100 g·mm (10 g situés à 10 mm, ou 1 g à 100 mm) et observez ce que la vitesse en fait :
| Vitesse du rotor | ω | Force centrifuge pour 100 g·mm | Poids statique équivalent |
|---|---|---|---|
| 500 rpm | 52.4 rad/s | 0.27 N | ~28 g |
| 1,500 rpm | 157 rad/s | 2.5 N | ~0.25 kg |
| 3,000 rpm | 314 rad/s | 9.9 N | ~1 kg |
| 6,000 rpm | 628 rad/s | 39.4 N | ~4 kg |
| 12,000 rpm | 1,257 rad/s | 158 N | ~16 kg |
Un exemple plus industriel : un atelier de réparation soude un nouveau support de marteau sur le tambour d’un broyeur et laisse un excédent de 50 g à un rayon de 200 mm — soit U = 10,000 g·mm. À la vitesse de service de 1,500 rpm, les roulements du tambour supportent désormais une force tournante supplémentaire de F = 0.01 kg·m × 157² ≈ 246 N ≈ 25 kg — un sac de ciment tournant autour de l’arbre 25 fois par seconde. À 2,000 rpm, la même erreur tire avec environ 44 kg.
Deux conséquences pratiques découlent directement de la loi en ω² :
- Les tolérances se resserrent avec la vitesse. Le même balourd résiduel, inoffensif dans un concasseur à 500 rpm, est destructeur dans une broche à 12,000 rpm — ce qui explique exactement pourquoi le classes G sont construites ;
- “Ça ne vibre qu’à pleine vitesse” est une physique attendue, pas un mystère : à la moitié de la vitesse, la force est réduite au quart. (Si la vibration sauts de façon disproportionnée dans une bande de rpm étroite, c’est un phénomène différent — résonance.)
3. Balourd statique et dynamique — la différence qui décide entre un plan ou deux
Le balourd se présente sous deux formes élémentaires, et la différence n’est pas académique : elle détermine si une seule masse de correction suffit ou si deux plans sont nécessaires.
- Balourd statique — le point lourd se situe en pratique à un seul endroit sur l’axe ; le centre de masse est décalé latéralement. Sur des appuis libres, le rotor à l’arrêt roule de lui-même jusqu’à ce que le côté lourd se retrouve en bas (d’où “statique” — on peut le repérer sans le faire tourner). Une seule masse dans un seul plan le corrige (statique / équilibrage monoplan).
- Balourd de couple / dynamique — deux points lourds égaux aux extrémités opposées du rotor, décalés de 180°. À l’arrêt, ils s’annulent : le rotor est statiquement équilibré et ne roule pas. En rotation, chaque extrémité tire dans sa propre direction, en décalage d’un demi-tour — le rotor oscille, les appuis vibrent en opposition de phase. Ceci balourd de couple est détectable seulement en rotation et corrigible uniquement avec des masses dans deux plans. Les rotors réels combinent un mélange des deux formes, c’est pourquoi les rotors longs sont équilibrés en deux plans dans un seul calcul combiné — la méthode complète est présentée dans Équilibrage dynamique expliqué.
| Balourd statique | Balourd dynamique (couple) | |
|---|---|---|
| Détectable à l'arrêt ? | Oui — le rotor roule côté lourd vers le bas | Non — il apparaît seulement en rotation |
| Vibration des appuis | Les deux appuis en phase | Appuis en opposition de phase (le rotor “oscille”) |
| Correction | 1 masse, 1 plan | 2 masses, 2 plans, résolus ensemble |
| Règle générale | Largeur du rotor < ~1/2 du diamètre (en pratique 1/3) → un plan suffit généralement ; plus long → deux plans (ISO 21940-11) | |
4. Ce que le balourd fait subir aux roulements : la loi cubique de la durée de vie
La force centrifuge issue du section 2 ne disparaît pas — il vient s’ajouter dans les roulements sous forme de charge tournante supplémentaire, en plus du poids et des charges de process pour lesquels le roulement a été dimensionné. La durée de vie en fatigue des roulements suit l’équation classique :
C — charge dynamique de base du roulement ; P — charge dynamique équivalente réellement appliquée.
Parce que la charge intervient au cube (ou pire), des forces de balourd d’apparence modérée se traduisent par des pertes de durée de vie spectaculaires :
| Charge dynamique supplémentaire due au balourd | Durée de vie restante (billes, p = 3) |
|---|---|
| +10 % | ≈ 75 % |
| +26 % | ≈ 50 % |
| +50 % | ≈ 30 % |
| +100 % (charge doublée) | ≈ 12 % |
Dans l’exemple du broyeur ci-dessus, les 50 g oubliés à 200 mm ont ajouté environ 250 N de charge tournante. Pour un roulement de tambour chargé à, disons, 1 kN, cela représente +25 % — la durée de vie à peu près divisée par deux à cause d’une réparation négligée. Et les roulements ne sont que la première victime ; les mêmes vibrations desserrent les boulons, ouvrent des fissures dans les soudures et les carters, usent les accouplements et les courroies, et dégradent la finition d’usinage des machines-outils. Cette chaîne — balourd → force → fatigue — explique pourquoi l’équilibrage relève de la maintenance, et non de la cosmétique.
5. Vitesse de vibration RMS : ce qui est réellement mesuré
La vibration peut être décrite en déplacement (µm), en vitesse (mm/s) ou en accélération (m/s²). Les normes d’état des machines ont retenu vitesse de vibration, car elle pondère de façon la plus uniforme la plage de fréquences moyennes destructrices — et spécifiquement sur son valeur RMS (valeur efficace, RMS) :
La RMS est la “moyenne énergétique” du signal sur la fenêtre de mesure — la grandeur à laquelle se réfèrent les limites de l’ISO 10816/20816.
Pourquoi la RMS et non la valeur crête ? Un signal de vibration réel est un cocktail : la sinusoïde 1× du balourd, plus des harmoniques, du bruit de roulement et des pics aléatoires. Les valeurs crêtes varient beaucoup ; la RMS intègre le contenu énergétique réel du signal et se répète de façon fiable d’une mesure à l’autre — ce qui est nécessaire pour comparer à une norme ou à une valeur “avant”. (Les valeurs crêtes restent importantes pour l’analyse des chocs ; pour l’équilibrage et l’évaluation de l’état, c’est la RMS qui prévaut.)
Comment cela se mesure en pratique : un accéléromètre sur le logement du palier (direction radiale, fixation magnétique sur une surface plane propre), signal intégré en vitesse, limité à la bande standard 10–1,000 Hz, RMS calculée sur quelques dizaines de tours moyennés. Sur l’écran du vibromètre Balanset-1A, vous voyez côte à côte les trois chiffres qui comptent : RMS globale (toutes causes confondues), la composante 1× (la partie que l’équilibrage peut éliminer — avec sa phase), et la tr/min. Si le global est de 6 mm/s mais que la composante 1× n’est que de 1 mm/s, l’équilibrage ne réglera pas cette machine — autre chose que le balourd la fait vibrer.
6. Normes de vibration selon l’ISO 10816 / 20816 — pompes incluses
L’ISO 10816 (en cours de fusion dans l’ISO 20816) répond à la question de l’exploitant : “ce niveau de vibration est-il acceptable ?” Elle évalue la machine assemblée par la vitesse de vibration RMS mesurée sur les parties non tournantes (logements de palier) et classe le résultat en quatre zones :
| Zone | Signification | Repère habituel (machines moyennes) |
|---|---|---|
| A | État de machine neuve | jusqu’à environ 1.4 mm/s |
| B | Acceptable pour un fonctionnement à long terme sans restriction | 1,4 – 2,8 mm/s |
| C | Insuffisant pour un fonctionnement à long terme — prévoir une correction | 2,8 – 4,5 mm/s |
| D | Vibration causant des dommages — agissez maintenant | au-dessus de 4,5 mm/s |
Spécifiquement pour les pompes (ISO 10816-3, groupe 2 : machines de 15–300 kW, et ISO 10816-7 pour les pompes rotodynamiques), les limites de zone dépendent du type de fondation — rigide ou souple :
| Pompe à… | Limite de la zone A/B | Limite de la zone B/C | Limite de la zone C/D |
|---|---|---|---|
| Appuis rigides (embase scellée) | 1,4 mm/s | 2,8 mm/s | 4,5 mm/s |
| Appuis souples (châssis, supports à ressort) | 2,3 mm/s | 4,5 mm/s | 7,1 mm/s |
Les machines plus grandes (>300 kW, ISO 10816-3, groupe 1) ont des limites proportionnellement plus souples (2.3 / 4.5 / 7.1 mm/s sur appuis rigides, 3.5 / 7.1 / 11 mm/s sur appuis souples). Vérifiez toujours la limite propre indiquée par le fabricant de la machine si elle existe — elle prévaut sur le tableau générique.
Trois règles pratiques qui rendent les tableaux utiles plutôt qu’académiques :
- Mesurez au niveau des paliers, dans trois directions dans la mesure du possible (horizontale, verticale, axiale) — la norme s’applique à la valeur la plus élevée ;
- Jugez la tendance, pas seulement la valeur absolue. Une pompe qui est restée à 1.8 mm/s pendant des années et affiche maintenant 3.4 mm/s mérite de l’attention même si elle reste “acceptable” ;
- Les machines agricoles et mobiles sont jugées plus souplement — les broyeurs et tondeuses, sur leurs châssis intrinsèquement souples, sont considérés comme corrects jusqu’à environ 7 mm/s ; viser les chiffres réservés aux pompes est alors un effort inutile (détails dans le chapitre sur les tolérances).
7. Classes de qualité d’équilibrage G — le tableau ISO 1940 / ISO 21940-11
Alors que l’ISO 10816 juge la machine en fonctionnement, l’ISO 1940-1 (remplacée par l’ISO 21940-11, contenu pour l’essentiel inchangé) juge le le rotor lui-même: quelle quantité de balourd résiduel peut subsister après l’équilibrage. La tolérance est exprimée en une qualité d'équilibrage de classe G, défini comme le produit du balourd spécifique et de la vitesse angulaire :
e_per — balourd spécifique admissible (écart du centre de masse) [mm] ; ω — vitesse angulaire [rad/s]. Le produit est une vitesse — c’est pourquoi les classes sont exprimées en mm/s.
L’élégance de cette définition : un seul nombre G couvre toutes les vitesses. Un rotor équilibré à G 6.3 a son centre de masse suffisamment proche de l’axe pour que le vitesse due au balourd est de 6.3 mm/s — quel que soit son régime. Rotor plus rapide → ω plus grand → écart admissible e_per proportionnellement plus petit. Les classes normalisées et leurs applications habituelles :
| Niveau | Types de rotors typiques (selon l’ISO 21940-11) |
|---|---|
| G 40 | Roues de voiture, jantes, arbres de transmission de véhicules lents |
| G 16 | Arbres à cardan/de transmission, rotors de machines agricoles, pièces de concasseurs, éléments individuels de moteurs |
| G 6.3 | La valeur industrielle par défaut : ventilateurs, souffleries, pompes, moteurs électriques généraux, pièces de machines, tambours, poulies, volants d’inertie, centrifugeuses |
| G 2,5 | Turbines à gaz et à vapeur, rotors rigides de turbogénérateurs, entraînements de machines-outils, moteurs électriques moyens/grands à exigences particulières |
| G 1 | Entraînements de rectifieuses, entraînements d’enregistreurs à bande et de tourne-disques, petits induits de précision |
| G 0,4 | Broches de rectifieuses de précision, gyroscopes |
Ce que la classe signifie physiquement se ressent le mieux à travers e_per. À 3,000 rpm (ω = 314 rad/s), la classe G 6.3 autorise e_per = 6.3 / 314 = 0.02 mm = 20 µm: le centre de masse d’un rotor “normalement équilibré” tournant à 3,000 rpm se situe à moins de deux centièmes de millimètre de son axe. G 1 à la même vitesse n’autorise que 3 µm. C’est pourquoi l’outillage d’équilibrage, les arbres et même la position du repère du tachymètre sont traités avec une telle rigueur — à ces niveaux d’écart, tout compte.
8. Balourd résiduel admissible : le calcul selon l’ISO 1940, étape par étape
La question pratique sur laquelle se termine chaque intervention : “combien de gramme-millimètres peuvent subsister ?” À partir de la définition de la classe, une formule répond :
G — classe [mm/s] ; M — masse du rotor [kg] ; n — vitesse de service [rpm]. La constante 9549 = 1000 × 60/2π convertit les unités. Pour un équilibrage en deux plans, le résultat est réparti entre les plans — généralement 50/50 pour des rotors symétriques.
-
Choisissez la classe
D’après le tableau d’application de l’ISO 21940-11 ci-dessus — par exemple une roue de ventilateur industriel → G 6.3.
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Saisissez la masse et la vitesse de service
Rotor de ventilateur M = 80 kg, n = 3,000 rpm : U_per = 9549 × 6.3 × 80 / 3000 = ≈ 1,604 g·mm au total.
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Réparti entre les plans de correction
Rotor symétrique, deux plans → ≈ 802 g·mm par plan. (Ce même rotor équilibré à la classe agricole G 16 serait autorisé à environ 2,037 g·mm par plan — les classes évoluent linéairement.)
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Convertir en grammes à votre rayon
Rayon de correction de 250 mm → le point lourd résiduel doit être inférieur à 802 / 250 ≈ 3.2 g par plan. C’est le chiffre à comparer avec ce que rapporte l’appareil après la passe de correction.
Inutile de faire ce calcul à la main sur la machine : le même calculateur est intégré au logiciel Balanset — saisissez la masse, la vitesse et la classe, et la tolérance apparaît à côté du balourd résiduel mesuré dans la fenêtre des résultats. Une version en ligne gratuite se trouve ici : Calculateur de balourd résiduel selon l’ISO 21940-11.
L’appareil effectue ces calculs pour vous
Le Balanset-1A mesure deux voies + la phase, calcule les masses de correction par la méthode des coefficients d’influence, vérifie le résultat par rapport aux tolérances de l’ISO 21940-11 et imprime le rapport — pour €1,975, mises à jour logicielles gratuites à vie. La théorie de cette page est exactement ce que ses écrans mettent en œuvre.
9. Fréquence propre et résonance — le piège que tout équilibreur rencontre
Chaque structure — rotor, appuis, châssis, fondation — possède fréquences naturelles: les fréquences auxquelles il “veut” osciller après un choc, déterminées par sa rigidité et sa masse (pour le modèle le plus simple, f_n = (1/2π)·√(k/m)). Lorsque la vitesse du rotor s’approche d’une fréquence propre, la force de balourd, appliquée une fois par tour, arrive en phase avec l’oscillation propre de la structure, chaque impulsion s’ajoutant à la précédente. C’est résonance: l’amplitude se multiplie (limitée seulement par l’amortissement), la phase varie violemment, et l’arithmétique linéaire sur laquelle repose l’équilibrage s’effondre.
Comment la résonance se trahit pendant l’équilibrage :
- une petite variation de rpm (50–100 rpm) modifie fortement la vibration ;
- la lecture de phase refuse de se stabiliser, ou saute lorsque la vitesse dérive de quelques rpm ;
- après l’installation de la masse calculée, la vibration augmente — et l’intervention suivante réclame toujours plus de masse ;
- la vibration est plus forte éloignée du rotor (une échelle, un carter de protection, une cabine) que sur les paliers — c’est un élément structurel qui résonne, pas le rotor.
Comment trouver la fréquence propre avec l’appareil : la courbe RunDown
La méthode de terrain la plus rapide ne nécessite aucun équipement supplémentaire : faites monter la machine à sa vitesse de service, coupez l’entraînement, et laissez l’appareil enregistrer en continu l’amplitude et la phase pendant que le rotor décélère sur toute la plage de vitesse. Le logiciel Balanset trace les deux courbes en fonction du rpm (la courbe RunDown). Sa lecture tient en un coup d’œil :
- chaque pic d’amplitude à la descente signale une fréquence propre que le rotor a traversée ;
- à la même vitesse, le la trace de phase forme un changement net (oscillation d’environ 180° à la traversée de la résonance) — la confirmation classique qu’il s’agit d’une vraie résonance, et non d’un effet de charge ;
- les creux calmes entre les pics sont vos vitesses d’équilibrage sûres.
Que faire de cette connaissance :
- Équilibrez en dehors des zones de résonance — généralement nettement en dessous du premier pic ou dans un creux entre les pics. Pratique sur broyeur : prééquilibrage à 600–900 rpm, puis vérification à la vitesse de service ;
- Gardez chaque série de mesures à la même vitesse (±100 rpm) — près d’une résonance, même 2–3 rpm de dérive modifient sensiblement l’amplitude et la phase ;
- Pour bancs d’essai et supports DIY, concevez la géométrie délibérément : un support souple (en dessous de la résonance) doit avoir sa fréquence propre 2–3× ci-dessous la vitesse d’équilibrage — des appuis à ressort qui basculent visiblement à la main y parviennent exactement ;
- Si la vitesse de service elle-même se situe sur une résonance, l’équilibrage n’est qu’un palliatif — la vraie solution consiste à modifier la rigidité ou la masse (renforcer le châssis, changer les supports) pour éloigner la fréquence propre.
10. Convertir mm/s en dB (niveau de vitesse de vibration)
Les données de vibration arrivent parfois en décibels — d’anciennes normes d’Europe de l’Est, certains analyseurs et rapports de vibration du bâtiment utilisent l’échelle logarithmique. La conversion est une définition, pas une mesure :
v — vitesse RMS mesurée ; v₀ — vitesse de référence. 5·10⁻⁸ m/s est la référence utilisée dans la pratique du diagnostic vibratoire (tradition GOST/ancienne ISO) ; l’ISO 1683 mentionne aussi 10⁻⁹ m/s pour certains usages acoustiques — indiquez toujours la référence lorsque vous citez une valeur en dB.
Conversions utiles à la référence courante v₀ = 5·10⁻⁸ m/s :
| Vitesse RMS | Niveau | Où on la rencontre |
|---|---|---|
| 0,5 mm/s | 80 dB | Petite machine — excellent état |
| 1,0 mm/s | 86 dB | Zone A, bon état |
| 2,8 mm/s | 95 dB | Zone de transition A/B → B/C |
| 4,5 mm/s | 99 dB | Limite zone C/D (machines moyennes) |
| 7,1 mm/s | 103 dB | Transition C/D sur appuis souples |
| 10 mm/s | 106 dB | Sévère — zone de dommage |
Deux règles empiriques rendent l’échelle intuitive : +6 dB = deux fois la vitesse, +20 dB = dix fois plus la vitesse. Ainsi, une machine passée de 99 dB à 86 dB après équilibrage a vu sa vibration diminuer d’environ 4.5× — l’échelle logarithmique comprime de fortes améliorations en chiffres d’apparence modeste, ce qui explique pourquoi les rapports d’intervention destinés aux clients sont plus clairs en mm/s.
11. Questions fréquemment posées
Qu’est-ce que le balourd d’un rotor, en termes simples ?
Le balourd signifie que le centre de masse du rotor ne se trouve pas exactement sur son axe de rotation — une masse supplémentaire est présente d’un côté. À l’arrêt, il est invisible ; en rotation, la masse décentrée tire l’arbre vers l’extérieur une fois par tour, créant une force centrifuge tournante qui fait vibrer la machine exactement à la fréquence de rotation (la composante 1×). Il est mesuré en masse × rayon (g·mm) et corrigé en ajoutant ou en retirant des masses.
Quelle est la formule de la force centrifuge due au balourd ?
F = m·r·ω² = U·ω², où U = m·r est le balourd et ω = 2πn/60 la vitesse angulaire. La force croît avec le carré du régime : 100 g·mm produit environ 1 kg de force tournante à 3,000 rpm mais environ 16 kg à 12,000 rpm. Cette loi quadratique explique pourquoi les tolérances d’équilibrage se resserrent quand la vitesse augmente.
Quelle est la différence entre l’équilibrage statique et dynamique ?
Le balourd statique est un point lourd effectif unique : le rotor à l’arrêt roule sur des appuis libres jusqu’à ce que le côté lourd se retrouve en bas, et une seule masse dans un seul plan le corrige. Le balourd dynamique (de couple) correspond à des points lourds situés à des extrémités opposées, décalés de 180° : le rotor est équilibré à l’arrêt mais oscille en rotation, et il ne peut être détecté qu’en rotation puis corrigé avec des masses dans deux plans. Les rotors réels combinent les deux, c’est pourquoi les rotors longs sont équilibrés en deux plans dans un seul calcul.
Comment le balourd affecte-t-il la durée de vie des roulements ?
La force centrifuge s’ajoute à la charge dynamique P du roulement, et la durée de vie des roulements à billes suit la loi L₁₀ = (C/P)³ — la charge intervient au cube. En gros : +10 % de charge ≈ −25 % de durée de vie, +26 % ≈ −50 %, doubler la charge ne laisse plus qu’environ 12 % de la durée de vie. Au-delà des roulements, la même force tournante desserre les fixations, propage les fissures et use les accouplements.
Qu’est-ce que la vitesse de vibration RMS et comment est-elle mesurée ?
La vitesse de vibration RMS (valeur efficace) est la moyenne énergétique du signal de vitesse en mm/s — la grandeur de référence de l’ISO 10816/20816. Pour une sinusoïde pure, elle vaut 0.707 de la valeur crête. Elle est mesurée avec un accéléromètre sur le logement du palier (direction radiale), le signal étant intégré en vitesse dans la bande 10–1,000 Hz et moyenné sur de nombreux tours ; les appareils à deux voies lisent les deux paliers simultanément et isolent aussi la composante 1× que l’équilibrage peut éliminer.
Quelles sont les normes de vibration ISO 10816 pour les pompes ?
Pour les pompes de 15–300 kW (ISO 10816-3, groupe 2), les limites de zone sont 1.4 / 2.8 / 4.5 mm/s RMS sur appuis rigides et 2.3 / 4.5 / 7.1 mm/s sur appuis souples — zone A jusqu’à la première valeur, zone B jusqu’à la deuxième (acceptable à long terme), zone C jusqu’à la troisième (à corriger prochainement), zone D au-delà (risque de dommage). Les machines plus grandes ont des limites proportionnellement plus élevées ; la limite indiquée par le fabricant prévaut toujours sur le tableau générique.
Que signifient les classes de qualité d’équilibrage G selon l’ISO 1940 ?
Une classe G (en mm/s) est égale au balourd spécifique admissible multiplié par la vitesse angulaire : G = e_per·ω. Attributions courantes : G 40 — roues de voiture ; G 16 — arbres à cardan et rotors agricoles ; G 6.3 — ventilateurs, pompes, moteurs et tambours en général (la valeur industrielle par défaut) ; G 2.5 — turbines et machines-outils ; G 1–G 0.4 — broches de précision. Comme ω entre dans la définition, une même classe autorise d’autant moins de g·mm que la vitesse augmente.
Comment calculer le balourd résiduel admissible selon l’ISO 1940 ?
U_per = 9549 · G · M / n, où G est la classe en mm/s, M la masse du rotor en kg et n la vitesse en rpm — le résultat est en g·mm, réparti entre les deux plans de correction (généralement 50/50). Exemple : ventilateur de 80 kg à 3,000 rpm, G 6.3 → 9549×6.3×80/3000 ≈ 1,604 g·mm au total ≈ 802 g·mm par plan ; à un rayon de correction de 250 mm, cela représente environ 3.2 g. Outil en ligne : le calculateur ISO 21940-11 sur vibromera.eu.
Comment trouver la fréquence propre et éviter la résonance lors de l’équilibrage ?
Enregistrez une courbe de décélération (RunDown) : amenez la machine à sa vitesse, coupez l’entraînement, et enregistrez l’amplitude et la phase en fonction du régime décroissant. Chaque pic d’amplitude accompagné d’un changement brusque de phase signale une fréquence propre ; les creux entre les pics sont des vitesses d’équilibrage sûres. Signes que vous êtes proche d’une résonance : une variation de 50–100 rpm modifie fortement la vibration, la phase ne se stabilise pas, et les masses calculées aggravent la situation. Équilibrez en dehors de ces zones, ou modifiez la rigidité de la structure pour éloigner la résonance.
Comment convertir mm/s en dB pour la vibration ?
L_v = 20·log₁₀(v/v₀) avec la référence v₀ = 5·10⁻⁸ m/s utilisée dans la pratique du diagnostic vibratoire : 1 mm/s ≈ 86 dB, 4.5 mm/s ≈ 99 dB, 10 mm/s ≈ 106 dB. Rappel : +6 dB signifie une vitesse doublée et +20 dB signifie dix fois plus ; et indiquez toujours la valeur de référence, car certaines normes d’acoustique utilisent 10⁻⁹ m/s à la place.
