Balanceo Dinámico (2).pdf

BALANCEO DINAMICO NIVEL BASICO

©IRD Balancing México, S. de R.L. de C.V. Todos los derechos reservados. Prohibida la reproducción parcial o total sin el consentimiento del autor.

TABLA DE CONTENIDO BALANCEO DINÁMICO - PARTE I Introducción al balanceo dinámico Definición de Desbalance Causas de Desbalance Por qué el Balanceo Dinámico es Importante Ecuación de fuerza centrífuga Unidades para expresar Desbalance Vectores Desbalance y Vibración Detectando Desbalance Vibración debida a Desbalance Vibración debida a Desalineación Vibración debida a Excentricidad Principios Básicos de Balanceo Tipos de Desbalance Desbalance estático o fuerza Desbalance de Par Desbalance Casi-Estático Desbalance Dinámico Tipos de Problemas de Desbalance Desbalance en un solo plano Desbalance en dos planos Desbalance multi-planos Rotores Flexibles Vs. Rotores Rígidos Velocidades Críticas Balanceo de un Solo Plano Método de vectores de un solo plano Balanceo en una sola Corrida Ángulo de centelleo Técnicas de Balanceo en Dos Planos Efecto cruzado Método de vectores de un solo plano para balanceo de dos planos Cálculos vectoriales para balanceo de dos planos Balanceo de multiplanos Deflección y Distorsión Deflección simple Configuración de dos Configuración de tres discos Configuración de cuatro discos Balanceo de Rotor por derivación de cople estático Derivación de cople estático Cambio de Radio de los pesos de Balanceo

1-1 1-1 1-2 1-6 1-6 1-8 1-9 1-12 1-12 1-14 1-15 1-19 1-21 1-23 1-24 1-27 1-28 1-29 1-29 1-30 1-31 1-31 1-31 1-32 1-37 1-39 1-44 1-46 1-48 1-49 1-51 1-54 1-65 1-67 1-67 1-69 1-70 1-71 1-72 1-73 1-79

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I

División de Pasos de Corrección de Balanceo Combinación de Pesos de Corrección para Balanceo Balanceo de Rotores en Cantiliver BALANCEO EN CAMPO - PARTE II Introducción al Balanceo de campo Ventajas del Balanceo de campo Requerimientos para Balanceo en Campo Balanceo de Campo – Selección de Transductor Transductores de velocidad Mediciones de vibración de alta frecuencia Métodos para el montaje de transductores Colocación de transductores Transductor sostenido manualmente sin la barra de contacto Transductor sostenido manualmente con la barra standard de 9” Pinzas de presión Base magnética Tira de madera de Cola de pescado Accesorio para montaje de la flecha Interferencia magnética Transductor de Velocidad de Contacto Directo Transductor Acelerómetro Operación básica Métodos de montaje de acelerómetro Transductor de No-contacto Operación de transductor de no-contacto Instalación de transductor de no-contacto Efecto de desplazamiento Efectos nodales de mediciones de vibración en la flecha Vibración de Cojinete y Flecha Razones para medición de vibración de cojinete Desventajas de la medición de vibración de cojinete Medición relativa de vibración de la flecha Razones para la medición de la vibración absoluta de la flecha Vibración de la flecha vs. Pedestal Técnicas para la Medición de Fase Mediciones de fase con luz estroboscópica Medición de fase remota Algunas consideraciones Prácticas para la medición de Fase Afectación en la convención de Fase en las reglas de balanceo Ejemplo de la convención de fase para la rotación de las marcas de referencia Errores adicionales de medición Localización del transductor Factores que afectas las operaciones de balanceo de campo

1-80 1-83 1-86

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II

2-1 2-1 2-2 2-3 2-4 2-5 2-6 2-8 2-9 2-10 2-10 2-10 2-10 2-12 2-13 2-14 2-16 2-17 2-19 2-20 2-21 2-22 2-23 2-26 2-27 2-27 2-28 2-30 2-35 2-36 2-37 2-38 2-41 2-41 2-43 2-44 2-46

Instrumentación de balanceo Sistema de respuesta de resonancia Velocidades de balanceo Selección de velocidad para balanceo Rotores rígidos Rotores flexibles Velocidad crítica de rotor Sistema de linearidad Recomendaciones para balanceo de campo Problemas comunes encontrados en el balanceo de campo Tolerancias recomendadas para balanceo de campo Recomendaciones del fabricante de maquinaria Guía publicada Tabla de T.C. Rathbone Tabla de severidad de vibración IRD para maquinaria General Clasificaciones de vibración del Hidraulic Institute para bombas centrífugas verticales u horizontales Especificaciones del American Petroleum Institute (API) Guía tentativa de tolerancias de vibración para máquinas-herramienta International Standards Organization (ISO) 2372 Conversión de unidades de amplitud de vibración a unidades de balanceo

2-46 2-48 2-50 2-53 2-53 2-54 2-58 2-59 2-66 2-70 2-72 2-75 2-76 2-77 2-78 2-79 2-79 2-80 2-81 2-84

MÁQUINAS PARA BALANCEAR - PARTE III Introducción Tipos de máquinas para balanceo Clasificación de máquinas balanceadoras centrífugas Máquinas para balanceo dinámico Máquinas balanceadoras de cojinetes suaves Dos métodos Básicos para medir desbalance Diversos sistemas de suspensión usados para medir movimiento Reed invertido Cantiliver Elemento rodante Tipo No. 1 Reacción de pivoteo Elemento rodante tipo No. 2 Péndulo Péndulo flexible Máquinas balanceadoras de cojinetes rígidos Suspensión de tipo de péndulo – Ventajas básicas Máquinas para balanceo de mantenimiento Balanceo de mantenimiento Máquina balanceadora de producción Máquina balanceadora de un solo plano

3-1 3-2 3-3 3-5 3-6 3-8 3-9 3-12 3-13 3-14 3-15 3-16 3-17 3-19 3-20 3-22 3-24 3-28 3-29 3-29

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III

Máquina balanceadora de dos planos Máquina balanceadora Multiplano Balanceo de rotores flexibles Velocidad de balanceo Sistemas de soporte de rotor Rotores con cojinetes de elemento rodante Rotores con cojinetes de manguito Sistemas de accionamiento Accionamiento de banda Accionamiento directo Auto-accionamiento Instrumentación – Requerimientos generales Instrumentación arreglada Instrumentación portátil Instrumentación de máquinas de balanceo Instrumentación de máquinas de balanceo de cojinetes suaves Sistemas de Readout Pre-calibración de Readout Fuerza de calibración sísmica Masa parásita Verificación de balanceo en unidades de vibración (Mils) Calibración de actualización instantánea Instrumentación de máquinas balanceadora de engranes duros Ajuste y operación de máquina balanceadora Selección de cojinete Localización de sistema de accionamiento Localización de pedestal izquierdo Selección de banda Instalación de la pieza de trabajo Ajuste de tensión de banda Velocidad de balanceo de la pieza de trabajo End Thrust Indicadores de end thrust Consideraciones prácticas para herramentaje de una máquina balanceadora Adaptadores de accionamiento Árboles de balanceo Métodos de corrección de desbalance Adhesión de peso Remoción de peso Centrado de masa Anexos de seguridad Tolerancias de balanceo Scope Límites de aplicación Rotores con un plano de corrección

3-67 3-67 3-68 3-69 3-70 3-74 3-75 3-75 3-76

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IV

3-29 3-31 3-33 3-34 3-37 3-41 3-42 3-42 3-42 3-43 3-44 3-44 3-44 3-45 3-46 3-46 3-46 3-47 3-48 3-48 3-48 3-49 3-49 3-50 3-50 3-53 3-55 3-55 3-56 3-57 3-61

3-63 3-63

Rotores con dos planos de corrección Rotores ensamblados Masa del rotor y desbalance residual permitido Velocidad de servicio y desbalance residual permitido Grados de calidad de balanceo Balanceo de Precisión – Calidad de balanceo Grados G1 y G4 Criterios previos de Balanceo

3-76 3-76 3-77 3-77 3.80

3-81

1.1 APÉNDICES Apéndice A Tablas de remoción de peso Aluminio Latón Hierro fundido Cobre Acero Apéndice B Tablas de conversión para convertir pulgadas a Placa de Acero No. 1020 a Onzas de peso Apéndice C Estándares de Vibración, Balanceo y Equipo de Balanceo Apéndice D Reporte de aplicación No. 1227 Tabla de solución para problemas de Balanceo de un solo plano Apéndice E Terminología ISO de Balanceo Apéndice F Método de Tres puntos para Balanceo de componentes de Máquina rotativa Apéndice G Muestra de Problema de Desbalance Residual Apéndice H Tablas de severidad de Vibración

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V

A-1 a A-6 A-7 a A-12 A-13 a A-18 A-19 a A-24 A-25 a A-30

B1-B3 C-1 a C-6

D-1 a D-7 E-1 a E-25 F-1 a F-7

G-1 a G-3 H-1 a H-4

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Apéndices A: A 1. - HASTA A6

Tablas de remoción de peso para Aluminio, Latón, Hierro Fundido, Cobre y Acero Weight of Metal Removed in ounces for Aluminium with density 1.5815 ouncaes/cubic inch – Peso del Metal removido en onzas para aluminio con una densidad de 1.5815 onzas/pulgada cuadrada.

A 7. - HASTA A12

Weight of Metal Removed in ounces for Brass with Density 4.8660 ounces/cubic inch. – Peso del Metal removido en onzas para Latón con una densidad de 4.8660 onzas/pulgada cuadrada.

A 13. - HASTA A18

Weight of Metal Removed in ounces for Cast Iron with Density 4.1600 ounces/cubic inch. – Peso del Metal removido en onzas para Hierro Fundido con una densidad de 4.1600 onzas/pulgada cuadrada.

A 19. - HASTA A24

Weight of metal Removed in ounces for Copper with Density 5,1364 ounces/cubic inch. – Peso del Metal removido en onzas para Cobre con densidad de 1.5815 onzas/pulgada cuadrada.

A 25. – HASTA A30

Weight of Metal Removed in ounces for Steel with Density 4.5056 ounces/cubic inch. – Peso del Metal removido en onzas para Acero con una densidad de 4.5056 onzas/pulgada cuadrada

Apéndice B

Tablas de Conversión para convertir pulgadas de material de acero plano del número 1020 a onzas de peso.

Apéndice D D1aD4

Tabla de método vectorial de un solo plano

Apéndice H H1 H2 H3

H4

Tabla de severidad de Vibración para maquinaria general Tabla de severidad de Vibración para maquinaria general Frecuencia de vibración – cpm * La frecuencia corresponde a RPM cuando el balanceo dinámico es la causa de vibración Niveles típicos de severidad de vibración para vibración de flecha

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INTRODUCCIÓN AL BALANCEO DINÁMICO Se ha encontrado que el desbalance es una de las causas más comunes de la vibración en la maquinaria, presente en algún grado en casi todas las máquinas con elementos rodantes. Esta sección se presenta para proporcionar información esencial necesaria para resolver la mayoría de los problemas en el campo, utilizando su instrumento analizador, balanceador dinámico, o una máquina para balancear. 1) Antes que una pieza o parte pueda ser balanceada utilizando el analizador de vibraciones, ciertas condiciones deberán considerarse. 2) Deberá poder agregarse pesos de corrección al rotor. En la mayoría de los casos los pesos de corrección pueden ser agregados con el rotor montado en su instalación normal, pudiendo operarse para arranque y para cuantas veces sea necesario. El procedimiento para el balanceo de una pieza sin tener que desarmarla de la máquina se llama Balanceo en Posición. Este balanceo elimina el costoso tiempo de desensamblado y previene la posibilidad de dañar o perjudicar al rotor, que puede ocurrir durante el desmontaje, transportación y reinstalación final en la máquina balanceadora. En máquinas tales como las que llevan motores totalmente encerrados, bombas y compresoras, en donde no puede hacerse ninguna corrección de balanceo “en posición”, el rotor tiene que ser desmontado de su instalación para ser balanceado en una máquina balanceadora. El balanceo en posición o en una máquina balanceadora es un procedimiento directo y que involucra unas cuantas reglas simples. Sin embargo, antes de que discutamos el balanceo, debemos primero comprender lo que es un desbalance, de donde proviene y que puede hacerse para corregirlo. Familiarizarse con los términos siguientes y definiciones es esencial cuando se involucran operaciones de balanceo.

DEFINICIÓN DE DESBALANCE Un desbalance es con frecuencia definido simplemente como la distribución desigual de peso de un rotor, de la línea de centro de rotación. O de acuerdo con la “International Standards Organization” (ISO). La condición que existe en un rotor cuando la fuerza vibratoria o movimiento es impartido a sus cojinetes como resultado IRD Balancing México

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de fuerzas centrífugas. Esta definición es generalmente aplicada a desbalance en rotores rígidos. También puede ser aplicada en rotores flexibles. Sin embargo, en un rotor flexible el desbalance puede cambiar con la velocidad y cualquier valor proporcionado para estos rotores deberá estar asociado a una determinada velocidad. El término desbalance es algunas veces utilizado para indicar la cantidad de desbalance o vector de desbalance.

En general, el desbalance puede ser distribuido a través del rotor pero puede ser reducido a: • •

Desbalance estático y desbalance de par descrito por tres vectores de desbalance en tres planos específicos o Desbalance dinámico descrito para dos vectores en dos planos específicos.

No importando cual definición se utilice, un desbalance excesivo da por resultado vibración del rotor y los cojinetes de soporte y es rápidamente definido por sus características de vibración

CAUSAS DE DESBALANCE Hay muchas razones por las que un desbalance puede estar presente en un rotor. Las más comunes se describen brevemente en los siguientes párrafos:

Poros en piezas de fundición:

En ocasiones, rotores de fundición tales como impulsores de bombas o poleas acanaladas de grandes dimensiones tienen porosidades o trompas de arena que resultan del proceso de fundición. Ver Fig. 1.1. Podrían encontrarse porosidades dentro del material sin que se noten en una inspección visual normal. Sin embargo, el vacío creado podrá representar un verdadero y significativo desbalance.

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(*) Blow holes – porosidades Eccentric machining – maquinado excéntrico Oversize web – riel de mayor tamaño Eccentric hole location – localización de agujero excéntrico

La excentricidad.

Existe cuando la línea geométrica del centro de una pieza no coincide con su línea de centro de rotación. El rotor en sí podrá estar perfectamente circular, sin embargo, por una u otra razón la línea de centro de rotación fue localizada fuera de centro.

Adición de cuñas o cuñeros.

Desgraciadamente, hay unos cuantos estándares en la amplitud de la industria en relación con la adición de cuñas como componentes de balanceo. Un fabricante de motores podrá balancear su producto con una cuña completa, con la mitad de una cuña o tal vez sin ninguna cuña. Por lo tanto, si un fabricante de poleas balancea una polea sin una cuña y el fabricante de motores lo hace in una cuña, cuando los dos componentes son ensamblados con una acuña, resultará un desbalance. En forma similar, si ambos fueran a balancear sus productos con una cuña completa, las unidades ensambladas estarían desbalanceadas.

Distorsión:

Aún cuando una pieza podría estar razonablemente bien balanceada después de su manufactura, hay muchas influencias que pueden ocurrir para distorsionar o cambiar la forma de un rotor para alterar su balancea original. Causas comunes de tales distorsiones incluyen relevo de fuerza termales.

El relevo de fuerzas es algunas veces un problema con rotores que han sido fabricados con soldadura. Actualmente cualquier pieza formada bajo presión, configurada, doblada, extruida, etc. Tendrá esfuerzos internos altos. Si el rotor o piezas componentes no han sido relevados de fuerzas durante su manufactura, podrán desarrollar este proceso, naturalmente en un periodo de tiempo y como resultado el rotor se distorsionará ligeramente y tomará una nueva forma o figura.

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La distorsión que ocurre con el cambio de temperatura se denomina “distorsión terminal”. Es natural que el material se expanda cuando es calentado, sin embargo, la mayoría de los rotores debido a imperfecciones menores y un calentamiento disparejo se expanden causando distorsión. Esta distorsión terminal es bastante común en máquinas que operan a altas temperaturas, incluyendo motores eléctricos, ventiladores, sopladores, compresoras, expansores, turbinas, etc. La distorsión terminal podrá requerir que el rotor sea balanceado estando en su temperatura normal de operación, aún cuando hubiera sido bien balanceado estando en frío.

Claros de tolerancia.

Una de las más comunes fuentes de desbalance se encuentra en la conjunción de tolerancia, posiblemente en el ensamble de una máquina. El ejemplo de la Fig. 1.2 es típico de cómo las tolerancias en las diferentes partes se acumulan para producir desbalance. La perforación en la polea es necesariamente más grande que el diámetro d e la flecha y cuando la cuña o prisionero se utiliza, el claro cambia en el peso de la polea a un lado de la línea de centro de rotación de la flecha.

(*) Motor – Motor Clearance tolerance – Claro de Tolerancia Pulley – Polea Gear – Engrane Coupling – Cople Pulley centerline – Línea de centro de la polea Shaft centerline - Línea de centro de la flecha IRD Balancing México

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Corrosión y Desgaste:

Muchos rotores, particularmente ventiladores, sopladores, compresoras y rotores de bombas, como también otros rotores involucrados en los procesos de manejo de materiales, están sujetos a corrosión, abrasión o desgaste. Si la corrosión o desgaste no ocurren uniformemente, esto dará por resultado un desbalance. Acumulación de depósitos de material.

Los rotores utilizados en el manejo de materiales, podrán desbalancearse debido ala acumulación de depósitos, tales como impurezas y otras partículas sueltas. El incremento gradual resultante puede rápidamente crear un serio problema cuando porciones de los depósitos comienzan a desprenderse. Al suceder esto, la vibración se incrementa lo que a su vez causa que más depósitos se desprendan y rápidamente ocasionen un problema serio de desbalance. Configuraciones Asimétricas

Muchos rotores son fabricados en forma que producen asimetría. Ejemplo: superficies rugosas o forjas, cambios de corazón en piezas de fundición, tales como cigüeñales, etc. Desbalance hidráulico o Aerodinámico.

Aceite atrapado en galerías de aceite, ruedas esmeriladoras y cavitación o turbulencia pueden producir algunas veces fuerzas de desbalance.

Resumen En resumen, las causas descritas anteriormente sobre desbalance pueden existir en algún grado en un rotor. Sin embargo, la suma vectorial de todo el desbalance puede ser considerada como una concentración en un punto denominado “punto pesado”. El balanceo entonces, es la técnica para determinar la cantidad y localización de este punto pesado, de modo que una cantidad de peso pueda ser removida en esta localización o una cantidad igual de peso pueda ser agregada directamente en sentido opuesto.

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¿POR QUÉ EL BALANCEO DINÁMICO ES IMPORTANTE?

Una razón importante para balancear es porque las fuerzas creadas por el desbalance son detrimentales en la vida de una máquina, del rotor, los cojinetes y la estructura de soporte. La cantidad de fuerza creada por desbalance depende de la velocidad de rotación y la cantidad de desbalance. La pieza en la Figura 1.3 tiene un desbalance representado por el punto pesado (W) localizado en algún radio ® desde la línea de centro de rotación.

(*) Radius – Radio Force – Fuerza Unbalance - Desbalance

Si el peso de desbalance, radio y las R.P.M. de la máquina son conocidos, la fuerza (F) generada puede ser encontrada utilizando la fórmula siguiente:

En esta fórmula el desbalance es expresado en onzas-pulgadas y (F) es la fuerza en libras, la constante 1.77 es requerida para hacerla dimensionalmente correcta.

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Cuando el desbalance es expresado en términos de gramos/pulgadas, la fuerza (F) en libras puede ser encontrada utilizando la fórmula siguiente:

Para desbalance expresado en gramos – Centímetros, la fuerza (F) en kilogramos puede ser calculado utilizando la fórmula siguiente:

Si las fórmulas de fuerza puede verse que la fuerza centrífuga debido a desbalance actualmente se incrementa por el cuadrado de las R.P.M. del rotor. Por ejemplo, la fuerza creada por 3 onzas de peso agregado a un radio de 30 pulgadas en un rotor de 3,600 R.P.M. es por sobre 2,000 libras, (ver Fig. 1.4) doblando la velocidad de 7,200 R.P.M. la fuerza de desbalance se incrementa a más de 8,000 libras. Por lo tanto, para producir una tremenda cantidad de fuerzas.

Libras de fuerza centrífuga para onzas pulgadas de desbalance a varias velocidades (*) Centrifugal force for ounce inches lf unbalance at various speeds – Fuerza centrífuga – libras para onzas/pulgadas de desbalance a diversas velocidades W. x R Equal Ounces Inches – W x R igual a oz. Pulg.

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Otra importante razón para balancear es eliminar la indeseable vibración y la pobre calidad del producto, que con frecuencia resulta de un desbalance. Por ejemplo: En máquinas y herramientas tales como esmeriladoras, un ligero desbalance puede producir “Marcas por Repiqueteo” u ondulaciones en una pieza de trabajo terminado. Adicionalmente, se ha mostrado que un desbalance excesivo, así como vibración resultante de otras fuentes aceleran el desgaste de herramientas cortantes y ruedas esmeriladoras. Reduciendo las fuerzas debido a desbalance, ya sea en el campo o en el taller dará por resultado: 1. Incrementará el tiempo de servicio de una máquina 2. Reducirá al tiempo caído y costos de reparación EXPRESION DE UNIDADES

La cantidad de desbalance en una pieza rotativa de trabajo es normalmente expresada como el producto del peso de desbalance (onzas, gramos, etc.) y su distancia desde la línea de centro de rotación (pulgadas, centímetro, etc.) Por lo tanto, las unidades para expresar el desbalance son generalmente onzas-pulgadas, gramos- pulgadas, gramoscentímetros, etc. Por ejemplo: una onza-pulgada de desbalance, sería el punto más pesado de una onza localizada a un radio de una pulgada desde la línea de centro de rotación. Tres onzas de peso localizadas a un radio de tres pulgadas desde la línea de centro representa nueve (9) onzas-pulgadas de desbalance. La Figura 1.5 ilustra ejemplos adicionales de desbalance expresado como el producto de peso distancia.

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Las unidades de desbalance son expresadas como el producto del peso de desbalance y su distancia desde el centro rotacional (*) Unbalance units - Unidades de desbalanceo VECTORES Muchas cantidades, tal como masa, tiempo. Volumen, o fuerza pueden ser representadas por el largo de una sola línea en cualquier dirección arbitraria seleccionada. A esto se le denomina cantidades escalatorias. Una cantidad que contiene ambas, magnitud y dirección se le denomina vector de cantidad. Un vector es descrito proporcionando su magnitud (largo) y dirección. Debe ser aparente que el desbalance en un rotor resulta en fuerzas vectoriales que tienden a mover el cuerpo del rotor alejándolo de su eje de rotación. Estas fuerzas y su localización en el rotor no pueden ser medidas directamente. Sin embargo, su efecto en el rotor y/o los pedestales de cojinetes puede ser medido. Siendo que una fuerza de desbalance tiene una magnitud equivalente a una cierta cantidad de onzas de peso u onzas-pulgadas de desbalance y una dirección angular con respecto a un punto de referencia en el rotor, puede ser representado por un vector. Un vector de desbalance puede entonces ser descrito como una línea recta cuya longitud es proporcional a la cantidad de desbalance y la dirección angular medida desde el punto de referencia. IRD Balancing México

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El efecto combinado de varios desbalances o pesos de balanceo puede ser determinado por el cálculo de vectores. Ejemplos de varios vectores se muestran en las Figuras 1.6 A, B y C en la Figura A los vectores son dibujados para representar la localización radial de pesos. El largo del vector representa el radio en pulgadas. En la Fig. B se muestran los vectores que representan los pesos en onzas y en la Fig. C, los vectores representan la cantidad de desbalance en onzas-pulgadas. Los vectores son extremadamente importantes para resolver problemas de vibración y balanceo. Todos los vectores deberán ser dibujados con precisión a una escala conveniente.

(*) Radio del vector

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Vector de desbalance (Radio x peso)

(*) Vector – vector Rad x Wt – Radio por peso Unbalance - desbalance

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DESBALANCE Y VIBRACIÓN

Antes de estudiar los principios básicos de balanceo y los métodos matemáticos involucrados, siempre debemos mantener en mente que hay muchas causas de vibración además de las de por desbalance. Deberá recordarse que el desbalance en una flecha rotativa desarrolla una fuerza centrífuga que actúa en la flecha en rotación, en la misma forma que cualquier fuerza aplicada vencería la flecha en la misma forma estando ésta detenida. Esta flexión podrá producir fuerzas adicionales de desbalance debido al hecho de que ahora la flecha está trabajando con cierta cantidad de excentricidad con respecto al eje de rotación. Cuando varias fuerzas de desbalance actúan en una flecha en diferentes planos axiales y localizaciones angulares, el resultado es vibración de la flecha y/o carcaza de los cojinetes. Sin embargo, la vibración puede ser ocasionada por varias causas diferentes y no todas éstas pueden ser eliminadas por balanceo. En algunos casos el balanceo podrá resultar solo parcialmente o reducirá de forma temporal la vibración, mientras que en otros casos el balanceo es la única medida efectiva de acción. Desbalances temporales son problemáticos porque éstos producen vibraciones bajo ciertas condiciones de carga, velocidad o temperatura que puede ser corregido en forma permanente por la adición de pesos para balanceo. Estos desbalances temporales pueden ser causados por la no-uniformidad de transferencia de calor dentro del rotor, remoción dispareja de calor del embobinado, rozamiento de sellos o empaques, etc. resultando en arqueo o doblaje temporal del rotor. DETECCIÓN DE DESBALANCE

El desbalance siempre produce una fuerza a 1 x R.P.M. Sin embargo, otras fallas mecánicas algunas veces producen fuerzas que ocurren a 1 x R.P.M., haciendo el balanceo difícil, llevando a cabo un análisis detallado de las características de la vibración se revelarán problemas que están presentes.

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La tabla en la Fig. 1.7 proporciona una lista de las causas más comunes de vibración que pueden encontrarse, junto con la amplitud, frecuencia y exposición característica para cada causa. La columna de “comentarios” proporciona información acerca de cualquier característica que le ayuda a determinar el problema. Los párrafos siguientes tratan cada uno de los problemas comunes en la maquinaria, que atiene características similares a desbalance.

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VIBRACIÓN DEBIDA A DESBALANCE

El desbalance es probablemente la causa más común de la vibración. La vibración causada por desbalance ocurre a una frecuencia igual a 1 x R.P.M. de la pieza desbalanceada y la amplitud de vibración es proporcional a la cantidad de desbalance presente. Normalmente las amplitudes más grandes serán medidas en la dirección (horizontal o vertical). Sin embargo, el desbalance de un rotor en cantiliver como se muestra en la Figura 1.8 con frecuencia dará por resultado una amplitud alta en la dirección axial, tal vez tan alta como las amplitudes radiales. Los datos en la Fig. 1.8 son típicos de la vibración debida a desbalance.

Rotores en cantiliver con frecuencia revelarán amplitudes altas de vibración axial con desbalance.

Datos de análisis de vibración típicos de desbalance.

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Vibración debida a desalineación

La desalineación es un problema casi tan común como el desbalance y la razón es bastante simple. Aún cuando se trata de cojinetes auto-alineables y coples flexibles es difícil alinear dos flechas y sus cojinetes de modo que no existen fuerzas que causen vibración. La Figura 1.10 ilustra los tres tipos posibles de desalineación de coples.

(*) Misalignment – Desalineación FOCET – Desplazado Angular – Angular Combination angular/offset – Combinación angular/desalilneación 1) Angular – Donde las líneas centrales de las dos flechas se unen en unos ángulos. 2) Desplazado – Donde las líneas de centro de las flechas son paralelas pero desplazadas una de la otra. 3) Una combinación – De desalineación angular y desplazamiento. Una flecha vencida actúa muy parecido a una desalineación angular por lo que sus características de vibración son incluidas en la desalineación. La desalineación, aún con coples flexibles, da por resultado dos fuerzas de axial y la radial, lo que dará a su vez por resultado vibración axial y radial. Esto es verdad aún cuando la desalineación está dentro de los límites de “flexibilidad” del cople. El tamaño delas fuerzas y por lo tanto la cantidad de vibración generada se incrementará

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con la desalineación incrementada. Las características significativas de vibración debidas a flechas vencidas, son que será en ambas direcciones, radial y axial. Esta es la razón por la cual las lecturas de vibración axial deberán ser tomadas. Normalmente, la frecuencia de vibración es de 1 x R.P.M., sin embargo, cuando la desalineación es severa, segunda orden (2 x R.P.M. y algunas veces de tercer orden 3 x R.P.M.) podrán aparecer frecuencias. Condiciones de desalineación pueden existir que no involucran un cople. La desalineación de un cojinete con su flecha es un ejemplo. En el caso de un cojinete desalineado, del tipo de manguito Fig. 1.11 ninguna vibración resultará a menos que también haya desbalance. Una vibración radial estará presente así como también un desbalance axial que resulta de la reacción del cojinete desalineado a las fuerzas debido a desbalance. La causa real de esta vibración es el desbalance y ambas lecturas axiales y radiales se reducirán cuando la pieza es balanceada.

(*) Mialigned sleeve bearing – cojinete de manguito desalineado Shaft – flecha Cuando un cojinete antifricción está desalineado con una flecha en la Fig. 1.12 entonces existirá una vibración axial aún cuando la pieza es balanceada. Una instalación apropiada del cojinete es necesaria para eliminar la vibración.

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(*) Misaligned Rolling – Element Bearing – Cojinete del elemento rodante desalineado Shaft – Flecha

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radial más alta (horizontal o vertical), entonces sospecharse desalineación o flecha vencida. La Fig. 1.14 es un ejemplo de las lecturas de vibración típica de una condición de desalineación o una flecha vencida.

Estos datos de análisis de vibración son típicos de una desalineación o una flecha vencida.

(*) Machinery vibration signature. Firma de vibración de la maquinaria. Model 350 data sheet – Hoja de datos Mod. 350

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Vibración debida a excentricidad

La excentricidad es otra fuente común de vibración en la maquinaria. La excentricidad en este caso no significa “fuera de redondez” sino que la línea de centro de la flecha (en rotación) no es la misma que la línea de centro del rotor (geométrico). Ejemplos de excentricidad se ilustran en la Fig. 1.15. Actualmente, la excentricidad es una fuente común de desbalance, resultando en mayor peso en un lado de la línea de centro en rotación que en el otro lado. Por ejemplo, con el cojinete antifricción ilustrada en la Fig. 1.15 el barreno de la pista interior no está concéntrica con la línea de centro interior geométrica. El resultado es el de introducir un aparente desbalance en la pieza montada en el cojinete. Sin embargo balanceando el rotor las fuerzas causantes de la vibración serán compensadas y la vibración desaparecerá y esta es la razón por la que el balanceo de un rotor en sus propios cojinetes es recomendado. Adicionalmente, deberá tenerse cuidado para asegurarse de que la posición de la pista interior del cojinete en la flecha no cambie porque la excentricidad de la pista del cojinete se compensa con los pesos de corrección de balanceo en el rotor. Si la relación cambia, entonces la condición podrá ser peor que si no hubiera tratado de corregirse.

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(*) Eccentric pulley – Polea excéntrica Eccentric gear – engranes excéntricos Eccentric bearing – cojinete excéntrico Eccentric motor armature – Armadura excéntrica del motor Aún cuando la excentricidad es una fuente de desbalance, que puede ser corregida por técnicas de balanceo rutinarias, la excentricidad puede también dar por resultado fuerzas reaccionarias en algunos casos que no puede ser corregido por un simple balanceo. Por ejemplo, el engrane excéntrico ilustrado en la Fig. 1.15 produce fuerzas reaccionarias por motivo de la acción como de leva contra el engrane par. La vibración más alta ocurrirá en la dirección de una línea a través de los centros de los dos engranes, o una frecuencia igual a 1. x R.P.M. del engrane excéntrico. La excentricidad de la polea acanalada en “V” en la Fig. 1.15 dará por resultado fuerzas reaccionarias en forma similar al engrane excéntrico. En este caso la vibración más lata ocurrirá en la dirección de la tensión de la banda a una frecuencia igual a 1 x R.P.M. de la polea acanalada excéntrica. Aquí otra vez la vibración parece como desbalance, pero no puede ser corregida aplicando una corrección de balanceo. En el caso de una armadura de motor excéntrica, aún cuando la armadura en sí haya sido balanceada en términos de la distribución de pesos del rotor, una fuerza a 1 x R.P.M. es generada entre la armadura y los polos del motor. Incrementado la fuerza del campo magnético, incrementando la carga del motor, podrá dar por resultado un incremento en la vibración. Una forma de checar esta condición es la de medir la vibración total, con el motor operando bajo fuerza. Enseguida, corte la energía y observe que sucede con la amplitud de la vibración. Si la amplitud decrece gradualmente, al estar costeando el motor para pararse es probable que el problema sea de desbalance. Por otra parte, si la amplitud de vibración desaparece al instante que la energía es “cortada” el problema es eléctrico y posiblemente debido a la excentricidad de la armadura. Hay otros problemas eléctricos en motores y generadores que causan vibración. Por ejemplo, corto circuito en el embobinado, barra del rotor rotas o un rotor que no está apropiadamente centrado en el estator. Una inspección visual utilizando los medios estándar de prueba de motores, revelará la naturaleza del problema. Ventiladores excéntricos, sopladores, bombas y rotores de compresoras, también pueden crear fuerzas que resultan en vibración. En estos casos las fuerzas son aerodinámicas desiguales e hidráulicas, contra el rotor. Estas fuerzas serán más fuertes en el lado “alto” del rotor y por lo tanto la vibración resultante será similar a desbalance. En los ventiladores sopladores, bombas y compresoras, no hay una prueba positiva para excentricidad, excepto el tratar de balancear. Si tiene usted éxito, entonces lleve a cabo una inspección para ver si el impulsor está concéntrico con los muñones de la flecha.

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PRINCIPIOS BÁSICOS DE BALANCEO

El balanceo es el proceso por medio del cual determinamos la cantidad y la localización angular del punto más pesado, de modo que podamos ya sea agregar una cantidad de peso en el lado opuesto del rotor, o quitar peso en el punto más pesado. Sabemos que entre más desbalance tengamos mayor será la fuerza y por lo tanto, mayor la amplitud de vibración. Por esta razón cuando se esté balanceando “en posición”, usaremos la amplitud de vibración para ayudarnos a determinar que tanto desbalance tenemos. Adicionalmente utilizamos la posición de una marca de referencia en la pieza, como se ve con la lámpara estroboscópica para analizar y ayudarnos a localizar donde se encuentra el desbalance.

Si un peso de desbalance es agregado a un rotor perfectamente balanceado, la pieza vibrará a una frecuencia igual a su velocidad de rotación. La pieza vibrará con cierta amplitud y una marca de referencia en la pieza aparecerá como si estuviera detenida en una posición fija bajo la lámpara estroboscópica. Por ejemplo, un peso de balanceo de (2) gramos fue agregado en el rotor de la Fig. 1.16ª, dando por resultado una amplitud de vibración de 5.0 mils, apareciendo la marca de referencia en la posición de 270º, en la Fig. 1.16B. En la Fig. 1.16C, la cantidad de peso de desbalance ha sido duplicada a (4) gramos sin cambiar de posición. Como resultado, la vibración se incrementa 10.0 mils y la marca de referencia apareció en la misma posición de 270º bajo la luz de la lámpara. Este experimento ilustra que doblando el desbalance, la amplitud de vibración es directamente proporcional a la cantidad de desbalance y es correcto utilizar la amplitud de vibración como un indicador de la cantidad de desbalance que está presente.

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En el ejercicio anterior la marca de referencia aparecerá en la misma posición de 270º en ambas corridas ya que la localización del desbalance cada vez era la misma. Ahora, veamos que pasa cuando la posición del punto más pesado de desbalance es cambiada. Refiriéndose a la Fig. 1.1B, el punto más pesado de 4 gramos ha sido movido 601 en la dirección de las manecillas del reloj, de su posición original en la Fig. 1.16C. Como resultado note que la marca de referencia ahora aparece a 210º o 60º contra las manecillas del reloj, de donde se encontraba anteriormente. En la Fig. 1.17B, el punto más pesado de 4 gramos ha sido movido 45º contra las manecillas del reloj, de su posición original en la Figura 1.16C y ahora la marca de referencia aparece a 315º o 450º en el sentido de las manecillas del reloj de donde la vimos al principio. Los ejercicios antes expuestos en los párrafos anteriores revelan dos objetivos fundamentales de balanceo: 1) La cantidad de vibración es proporcional ala cantidad de desbalance. 2) La marca de referencia cambia en una dirección opuesta al cambio del punto más pesado y el ángulo al que la marca de referencia cambia es igual al ángulo donde el punto más pesado es cambiado. Tipos de desbalance

Anteriormente hemos definido el desbalance como la distribución desigual de peso de una pieza como a su línea de centro de rotación. El desbalance también puede ser definido como una condición que existe siempre que la línea de centro de rotación y el eje principal central de un rotor no son iguales. El eje principal central puede pensarse como el eje acerca del cual el peso de un rotor es igualmente distribuido y el eje por el cual la pieza rotará si está libre de hacerlo. Si el rotor es restringido en sus cojinetes, resultará vibración si el eje principal central y la línea de centro de rotación no son lo mismos. Actualmente, hay cuatro tipos de desbalance: • • • •

Fuerza o estático De par (cople) quasi estático Dinámico

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y dependiendo del tipo de desbalance existente en un rotor, podrá ser necesario el llevar a cabo un balanceo en dos y algunas veces más planos de corrección. Cada tipo de desbalance es definido por la relación entre el eje principal central y la línea central de rotación del motor. Desbalance estático o fuerza

Desbalance estático o fuerza es la condición en donde el eje principal central es desplazado paralelamente a la línea de centro de rotación, como se ilustra en la Fig. 1.1.8.

(*) Static unbalance – desbalance estático Central principal axis – Eje central principal Shaft axis – Eje de la flecha El desbalance estático nombrado algunas veces de fuerza o desbalance “kinetic”, puede ser detectado colocando la pieza de trabajo sobre el fijo de dos cuchillas en paralelo. El lado pesado del rotor girará hasta llegar a localizarse en el fondo. Pueden hacerse correcciones aumentando o removiendo peso, según sea necesario, pudiendo considerarse que la pieza o rotor está balanceada estáticamente cuando se queda detenida y sin movimiento sobre las cuchillas.

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El desbalance estático en una pieza rotativa con frecuencia puede ser detectado comparando la amplitud y fase de una vibración de un cojinete o flecha en los extremos del rotor. Un rotor simétrico soportado entre cojinetes idénticos revelará idéntica amplitud de vibración y lecturas de fase medidas en las cojinetes o en cada extremos de la flecha si el desbalance es verdaderamente estático. Esta regla sin embargo, no es aplicable para rotores que son montados en la configuración de cantiliver. El desbalance estático puede ser corregido agregando o removiendo peso en solamente un plano de corrección. Sin embargo, haciendo la corrección en el plano apropiado es extremadamente importante. Para ilustrar, considere los tres posibles métodos para corrección de desbalance estático en la Fig. 1.19. En la Fig. 1.19ª, un solo peso de corrección es colocado en el mismo plano como el centro de gravedad del rotor. Este peso de corrección resultará en un rotor bien balanceado. En la Fig. 1.19B es otra forma aceptable para corregir el desbalance estático, localizando los pesos de corrección en línea en los extremos opuestos del rotor. Este método es utilizado cuando no es posible agregar un solo peso de corrección en la posición del centro del rotor. En la Fig. 1.19C un peso de corrección ha sido agregado pero no en el mismo plano conteniendo el centro de gravedad del rotor. Este rotor podrá considerarse estáticamente balanceado, debido al hecho de que ningún punto pesado girará al fondo del rotor, si éste fuera colocado en un nivel paralelo en las filas de la cuchilla. Sin embargo, cuando la pieza de trabajo es puesta en rotación el punto pesado original y peso de corrección, siendo localizados en diferentes planos, producirá momentos de inercia que causan que el eje central principal interceda la línea de centro de rotación. Esto crea otro tipo de condición de desbalance.

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(*) Aceptable – aceptable Static unbalance – Desbalance estático Balance Correction weight – Peso de corrección de balanceo Unacceptable – Inaceptable

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Desbalance Par

El desbalance de par es la condición donde el eje principal central intercede la línea de centro de rotación en el centro de gravedad del rotor. Un “cople” es simplemente dos fuerzas iguales en paralelo actuando en direcciones opuestas, pero no en el mismo plano. El desbalance de cople entonces, es una condición creada por un punto pesado en cada extremo del rotor, pero en lados opuestos de la línea de centro como se ilustra en la Fig. 1.20. A diferencia del desbalance estático, el desbalance de par no puede ser detectado colocando la pieza de trabajo sobre cuchillas. El desbalance par se vuelve aparente solamente cuando la pieza es puesta en rotación y con frecuencia puede ser identificado comparando la amplitud de vibración del cojinete o la flecha y lecturas de fase en cada extremo del rotor.

(*) Couple unbalance – Desbalance de par Central principal axis – Eje central principal Shaft axis – Eje de la flecha

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Desbalance de Quasi Estático El desbalance casi estático es la condición donde el eje central principal intercede la línea de centro de rotación, pero no en el centro de gravedad del rotor. Este tipo de desbalance puede pensarse que sea una combinación de desbalance estático y de par, donde el desbalance estático está directamente en línea con uno de los momentos de par, como se muestra en la Fig. 1.21.

Fig. 1.21 (*) Desbalance Casi-Estático (*) Quasi-static unbalance – Desbalance casi-estático Central principal axis – Eje central principal Shaft axis – Eje de la flecha

El desbalance casi- estático es similar en varios aspectos al desbalance de par. Para rotores montados entre cojinetes las lecturas comparativas de fase se diferenciarán por aproximadamente 180º, sin embargo, la amplitud de la vibración normalmente será notoriamente mas alta en un extremo del rotor. Este tipo de desbalance solamente puede corregirse haciendo correcciones en un mínimo de dos planos.

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Desbalance Dinámico El desbalance dinámico es probablemente el tipo más común y es definido simplemente como desbalance donde el eje central principal y la línea de centro de rotación no coinciden o toca. Este tipo de desbalance existe siempre que esté presente un desbalance estático y de par, pero donde el estático no está en línea directa con el componente de par. Como resultado el eje central principal es ambos, inclinando y desplazado de la línea de centro de rotación. Ver la Fig. 1.22(*).

Fig. 1.22 (*) Desbalance Dinámico (*) Central principal axis – Eje central principal Shaft axis – Eje de flecha Generalmente, una condición de desbalance dinámico revelará lecturas comparativas de fase que no son iguales como tampoco directamente opuestas una a otra. Este tipo de desbalance, también solamente puede resolverse haciendo correcciones en un mínimo de dos planos. Tipos de problemas de Balanceo

Aún cuando no es esencial poder reconocer si un rotor en particular tiene un desbalance estático, de par, casi estático o dinámico, para resolver el problema, debe ser obvio en este punto que no todos los problemas pueden ser resueltos por un balanceo en un solo plano de corrección. Como una guía para determinar si es requerido un balanceo de un solo plano o de dos planos, una autoridad dice que el número de planos de corrección para balancear deberá basarse en la proporción de largo y diámetro o el largo del rotor dividido por el diámetro. La proporción L/D se calcula usando las dimensiones del rotor exclusivo del soporte de la flecha.

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Refiriéndonos a la tabla en la Fig. 1.23 para la proporción L/D menos de 0.5, el balanceo de un solo plano es normalmente suficiente para velocidades de operación hasta 1,000 R.P.M. Arriba de 1,000 R.P.M., con frecuencia es requerido el balanceo en dos planos. Para proporciones L/D mayores de 0.5 usualmente es requerido balanceo en dos planos para velocidades de operación mayores de 150 R.P.M.

Fig. 1.23(*) Selección de balanceo en un solo plano, dos planos o multiplanos, basado en la proporción largo por diámetro L/D y R.P.M. del rotor.

(*) LD Ratio exclusive or sahaft – proporción L/D exclusiva de la flecha Balance correction – corrección de balanceo Single plane – un solo plano Two plane – dos planos Multiplane – de planos múltiples Less than – menos que Above – Por encima de Not applicable – no aplica More than 0.5 but less than 2 – mas de 0.5 pero menos de 2 R.P.M. or above 70% of its critical – R.P.M. o por encima de 70% de su crítica

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El balanceo de multiplanos (corrección en más de dos planos), es con frecuencia requerido en rotores flexibles, o rotores donde el balanceo en dos planos ha mostrado ser insuficiente. Es importante mantener en mente que este procedimiento para seleccionar un solo plano vs. balanceo en dos planos basado en la proporción L/D y velocidad del rotor se ofrece solamente como guía y no deberá sostenerse como verdadero en todos los casos. Por ejemplo, la experiencia revela que el balanceo en un solo plano es normalmente aceptable para rotores tales como poleas acanaladas solas, ruedas de esmeril y piezas similares aún cuando su velocidad de operación puede ser mayor de 1,000 R.P.M. En cualquier caso, el propósito final es la obtención de una operación suave y las correcciones deberán hacerse sobre esas bases. Rotores Rígidos Vs. Flexibles.

Muy pocos rotores son actualmente fabricados de uno o dos discos. Usualmente consisten de un gran número de discos con frecuencia ensamblados en forma compleja como se muestra en la Fig. 1.24. Esto hace que sea prácticamente imposible saber en que disco(s) descansa el desbalance. Este podría estar en cualquier plano o planos localizados a lo largo de un rotor y sería de lo más difícil y con desperdicio de tiempo para determinar en donde se encuentra. Aún más, no siempre es posible hacer correcciones de pesos en solamente cualquier plano, por lo tanto, la práctica usual es la de compromiso, haciendo correcciones de peso en los dos planos más convenientes disponibles. Esto es posible porque cualquier condición de desbalance puede ser compensado por medio de pesos de corrección en cualquiera de dos planos de balanceo. Sin embargo, esto es cierto solamente si el rotor y la flecha no son rígidos y no se vencen o flexionan debido a las fuerzas causadas por desbalance. Ya sea que un rotor sea clasificado como rígido o flexible depende de la relación entre la velocidad (R.P.M.) del rotor y su frecuencia natural. Usted recordará que todo objeto, incluyendo un rotor o flecha de una máquina tienen una frecuencia natural, o una frecuencia a la que le gusta vibrar. Cuando la frecuencia natural de alguna parte de una máquina también es igual ala velocidad de rotación o alguna otra frecuencia de vibración existe una condición de resonancia.

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Velocidades críticas.

La velocidad de rotación a la que un rotor en específico entra en flexión de resonancia se le llama “velocidad crítica“. En el arranque de una máquina que está parada, si incrementamos su velocidad y al mismo tiempo medimos su amplitud de vibración obtendríamos un planteamiento como el que se muestra en la Fig. 1.25. Nótese el incremento en la vibración y enseguida una “caida” a un nivel más o menos constante. Las R.P.M. a las que el “pico” ocurre es donde la flexión de resonancia se establece.

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(*) Critical speed – Velocidad crítica Vibration amplitude – Amplitud de vibración Rotating speed – Velocidad de rotación En la práctica actual, un planteamiento de amplitud de vibración vs. R.P.M. podrá mostrar varios “picos”, como se ilustra en la Figura 1.26. Los “picos” adicionales podrán ser debidos a resonancia de los cojinetes y la estructura de soporte, que son diferentes a las críticas de la flecha. La flecha y el rotor podrán tener más de una velocidad crítica. En cualquier caso, cuando se esté discutiendo rotores Rígidos vs. Flexibles, nos estamos refiriendo a la velocidad crítica de la flecha y rotor y no a la resonancia de la estructura de soporte. Como una regla general, los rotores que operan debajo de un 70% de su velocidad crítica son considerados como rígidos y cuando son balanceados a una velocidad serán balanceados a cualquier otra velocidad normal de operación abajo del 70% de su velocidad crítica. Los rotores que operan arriba del 70% de su velocidad crítica se flexionarán debido a las fuerzas de desbalance, por lo tanto se les denomina como rotores flexibles.

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(*) Critical speeds – Velocidades críticas Bearing support – Soporte de cojinete Shaft – Flecha Vibration Amplitude – Amplitud de Vibración Rotating speed – Velocidad de Rotación Un rotor flexible balanceado a una velocidad de operación, podrá no estar balanceado cuando esté operando en otra velocidad. Para ilustración: Considérese el rotor desbalanceado en la Figura 1.27ª. El desbalance que se muestra es un desbalance dinámico – la combinación de cople y desbalance estático. Si este rotor fue primeramente balanceado a una velocidad debajo de 70% de la primera velocidad crítica, con pesos de corrección agregados en los dos planos delos extremos. Los dos pesos agregados compensarán toda fuente de desbalance distribuido a través del rotor. Sin embargo, si la velocidad del rotor fuera incrementada arriba de 70% de la velocidad crítica, el rotor se flexionaría debido a la fuerza centrífuga del desbalance localizado en la poción del centro del rotor, como se muestra en la Fig. 1.27B. Al vencerse o flexionarse el rotor, el peso de este se mueve fuera, separándolo de la línea de centro de rotación creando una nueva condición de desbalance. Este nuevo desbalance puede ser corregido rebalanceando en los dos planos de los extremos, sin embargo, el rotor entonces estaría fuera de balance a velocidades bajas donde no hay flexión. La única solución para asegurar una operación suave en todas las velocidades es hacer correcciones de balanceo en los planos actuales de desbalance. Por lo tanto, el rotor flexible en la Fig. 1.27 requeriría un balanceo de multiplanos en tres planos.

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(*) Rotor unbalance – Desbalance del rotor Correction weights – pesos de corrección

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El rotor en la Figura 1.27, actualmente representa el tipo más simple de un rotor flexible. Un rotor puede flexionarse en varias formas dependiendo de su velocidad de operación y la distribución de desbalance a través del rotor. Por ejemplo, la Fig. 1.28 ilustra las primera, segunda y tercera formas de flexión que un rotor puede tomar. Estos también son llamados primera, segunda y tercera velocidades críticas y se encuentran usualmente en máquinas de alta velocidad, tales como bombas centrífugas de multipasos y compresoras, así como en muchas turbinas de vapor y gas. Estas máquinas podrán requerir que las correcciones de balanceo se hagan en varios planos para asegurar una operación suave en ambas velocidades, baja y alta.

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Desde luego, no todos los rotores flexibles requieren balanceo de multiplanos. Ya sea que un rotor requiera o no el balanceo en más de dos planos solo puede ser determinado por las velocidades normales de operación del rotor y lo significante de la flexión del rotor en los requerimientos funcionales de la máquina. En este respecto, los rotores flexibles generalmente caen e una de las siguientes categorías: 1. Si el rotor opera en solo una velocidad y una ligera cantidad de flexión no acelera desgaste o problemas de producción de la máquina, entonces balancear en cualquiera de los dos planos de corrección para minimizar la vibración de los cojinetes. Es posible que esto sea todo lo que se requiera. 2. Si un rotor flexible solo opera a una velocidad, pero es esencial que la flexión sea minimizada, entonces el balanceo de multiplanos podrá ser requerido. Por ejemplo, excesiva flexión en rodillos largos usados en la fabricación de papel, puede resultar en variaciones en el grueso del papel al pasar a través de la máquina. Por lo tanto, es necesario balancear en más de dos planos para minimizar la vibración en ambos cojinetes y la flexión del rotor. 3. Si es necesario que un rotor opere suavemente por sobre un amplio rango de velocidades, donde el rotor es rígido a bajas velocidades, pero se convierte en flexible a altas, entonces se requiere un balanceo de multiplanos. Ahora deberá ser aparente que hay tres tipos de problemas de balanceo. Un solo plano, dos planos y multiplanos. Sin embargo, la mayoría de los problemas de balanceo que estamos en la posibilidad de encontrar, son aquellos que pueden ser corregidos en uno o dos planos. Un bien comprendido conocimiento de balanceo en un solo plano es importante porque, ayuda en la solución y diagnóstico de un número de problemas en la maquinaria relacionados con el balanceo, tales como efectos térmicos, aflojamiento, inestabilidad, etc. Las secciones siguientes cubren las técnicas para el balanceo en un solo plano, en dos planos y multiplanos. Balanceo en Un Solo Plano Al principio de un problema de balanceo no tenemos idea de que tan grande es el punto pesado, como tampoco sabemos donde en la pieza está localizado. El desbalance en la pieza, al principio de nuestro problema se denomina desbalance original, y las lecturas de amplitud y fase que representan el desbalance se denominan lecturas originales. Por ejemplo, la pieza en la Fig. 1.29 tiene un desbalance original de 5.0 mils a 120º. Una vez que el desbalance original ha sido rotado y registrado, el siguiente paso es el cambiar el desbalance original agregando un peso de prueba en la pieza. El desbalance resultante en la pieza será representativo de una nueva amplitud y fase de vibración. El cambio ocasionado por el peso de prueba puede ser usado para conocer el tamaño y localización del desbalance original, o donde el peso de prueba debe ser colocado para quedar opuesto al desbalance original y punto más pesado, así como saber que tamaño debe ser el peso de prueba para igualarlo al original punto más pesado. IRD Balancing México

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Si agregamos un peso de prueba a la pieza desbalanceada, una de tres cosas puede suceder: 1. Primero, si estamos de suerte, podríamos agregar el peso de prueba exactamente en el punto más pesado. Si es así, la amplitud de vibración se incrementará, pero la marca de referencia aparecerá en la misma posición que tenía en la corrida original. Para balancear la pieza, todo lo que tenemos que hacer es mover el peso directamente opuesto a su primera posición y ajustar la cantidad de peso hasta que hayamos conseguido un balanceo satisfactorio. 2. La segunda cosa que podría suceder es que pudiéramos agregar el peso de prueba en el punto opuestamente exacto al punto más pesado. Si el peso de prueba fuera más pequeño que el desbalance, veríamos un decrecimiento en vibración y la marca de referencia aparecería en la misma posición como fue vista en la corrida original. Para balancear la pieza, todo lo que tenemos que hacer es aumentar el peso de prueba hasta conseguir un nivel satisfactorio. Si el peso de prueba fuera más grande que el desbalance entonces su posición sería ahora el punto pesado y la marca de referencia se movería 180º, o directamente opuesta donde se encontraba originalmente, en este caso todo lo que tenemos que hacer para balancear la pieza es reducir la cantidad de peso de prueba hasta conseguir un nivel satisfactorio. 3. La tercera cosa que podría suceder agregando un peso de prueba es lo usual, donde el peso es agregado no siendo en el punto más pesado, como tampoco opuestamente a éste. Cuando esto pasa, la marca de referencia cambia a una nueva posición y la amplitud de vibración podrá cambiar a una nueva cantidad. En este caso, el ángulo y dirección del peso de prueba debe ser movido, aumentando o disminuyendo el peso para igualarlo opuestamente al punto original más pesado de desbalance. Esto se determina haciendo un diagrama de vectores.

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Método de Vectores para Balanceo en un solo Plano. Un vector es simplemente una línea cuyo largo representa la cantidad de desbalance y ángulo direccional, por ejemplo: Si la amplitud de vibración es de 5.0 mils y la fase o marca de referencia está en la posición de 120º, el desbalance puede ser representado por una línea con su largo de flecha (un vector) con 5.0 divisiones de largo apuntando a 120º, como se ilustra en la Fig. 1.30. Para simplificar el dibujo de vectores use hojas de papel polar como se muestra en la misma Fig. 1.30. Las líneas radiales que parten desde el centro del diagrama representan la posición angular del vector y son medidas en grados, incrementándose en la dirección de las manecillas del reloj. Los círculos concéntricos con el centro común en el origen son espaciados equitativamente para el planteamiento del largo de vectores. Cuando un peso de prueba es agregado a una pieza, en realidad estamos agregándolo al desbalance original. El desbalance resultante entonces, estará en alguna nueva posición entre el peso de prueba y desbalance original Podemos ver este desbalance resultante como una nueva amplitud de vibración y lectura de fase. En la Fig. 1.30 nuestro desbalance original era representado por 5.0 mils y una fase de 120º. Después de haber agregado el peso de prueba en la Fig. 1.30ª, el desbalance debido a ambas, el original más el peso de prueba es representado por 8.0 mi8ls y una fase de 30º. Estas dos lecturas pueden ser representadas por vectores. Utilizando una hoja de papel polar, el ángulo como la marca de referencia, o sea 120º, como se muestra en la Fig. 1 vector de desbalance original es planteado dibujando una línea desde el origen al mismo.30. Se selecciona una escala conveniente para el largo del vector. En ese ejemplo, cada división mayor es igual a 1.0 mils, por lo tanto, el vector de desbalance original es dibujado con 5 divisiones mayores en largos para representar 5 mils. El vector para el desbalance original se denomina “O”.

Un desbalance de 5 mils a 120º @ puede ser representado por un vector dibujado con divisiones de largo y apuntando a 120º.

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Enseguida, el vector que representa el desbalance original más el peso de prueba es dibujado a la misma escala y al mimo ángulo de fase observado. Para nuestro ejemplo, este vector deberá ser dibujado con 8 divisiones mayores de largo para representar 8.0 mils a una posición angular de 30º que será el nuevo ángulo de fase. El vector original más el peso de prueba se denomina “0 + T” en la Fig. 1.31ª. Estos dos vectores, junto con la cantidad conocida de peso de prueba, es todo lo que se necesita para determinar la requerida corrección de balanceo, tanto la cantidad de peso como su localización.

Para resolver el problema de balanceo, el siguiente paso es dibujar un vector conectando al extremo del vector “0” con el extremo del “vector 0 + T” como se ilustra en la Fig. 1.31B. Este vector se denomina vector “T” y representa la diferencia entre los vectores “0” y “0 + T” (0 + T) – (0) = T. Por lo tanto, el vector “T” representa solo el efecto del peso de prueba. Midiendo el largo del vector “T”, usando la misma escala utilizada para “0” y “0 + T” el efecto del peso de prueba en términos de amplitud de vibraciones determinada. Por ejemplo, el Vector “T” en la Fig. 1.31B es de 9.4 mils de largo. Esto significa que el peso de prueba agregado al rotor produjo un efecto igual a 9.4 mils de vibración. La relación puede ser ahora usada para determinar que tanto peso es requerido para ser equivalente al desbalance original “0”. El peso correcto de balanceo es encontrado usando la fórmula siguiente:

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Peso de Corrección = Peso de Prueba x O/T

Para nuestro ejemplo; asuma que la cantidad de peso de prueba agregado al rotor en la Figura 1.29 es de 10 gramos. Para el diagrama de vectores, en la Figura 1.31B sabemos que “0” = 5.0 y “T” = 9.4 mils.

Luego entonces;

Peso de Corrección = 10 gramos X (5 mils/9.4mils) = 5.3 gramos Para balancear la pieza, nuestro objetivo es el de ajustar el vector “T” para hacerlo igual en largo y apuntando directamente opuesto al vector original “0” de desbalance. En esta forma, el efecto del peso de corrección servirá para cancelar el desbalance original, resultando en un rotor balanceado. Ajustando la cantidad de peso de acuerdo a la fórmula de peso correcto hará al vector “T” igual de largo al vector “0”. El siguiente paso es determinar la posición angular correcta del peso. La dirección en la que el peso de prueba actúa con respecto al desbalance original es representada por la dirección del vector “T”. Ver la Fig. 1.31B siempre puede pensarse como apuntando hacia fuera del extremo del vector “0” y el vector “T”. Por lo tanto el vector “T” deberá ser movido por el ángulo incluido entre el vector “0” y el vector “ de quedar opuesto al vector “0”. Desde luego que para mover el vector “T” al ángulo requerido será necesario mover el peso de prueba para el mismo ángulo. Del diagrama de vectores en la Fig 1.31B, el ángulo medido entre “0” y “T” es de 58º. Desde luego es necesario mover el peso 58º. Recuerde que el peso de prueba es movido de su posición en la pieza a través del ángulo determinado por el diagrama de vectores. Este no es un ángulo de la marca de referencia, pero sí un ángulo de la posición inicial del peso de prueba a la posición requerido. Para determinar en que dirección debemos mover el peso (ejemplo) en la dirección de las manecillas del reloj o en contra de las manecillas del reloj. Usted recordará el experimento en la Fig. 1.17 que la marca de referencia se mueve en la dirección opuesta al movimiento del punto pesado. Por lo tanto, la regla siguiente deberá ser usada para determinar en que dirección tendrá que moverse el peso.

Siempre mover el peso de prueba en la dirección opuesta observada de la marca de referencia de “0” a “0 + T”.

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Por consiguiente, si la marca de referencia es movida contra las manecillas del reloj, de “0” a “0 + T”, el peso de prueba debe ser movido en la dirección de las manecillas del reloj. Si el movimiento de la fase observada es en la dirección de las manecillas del reloj, entonces el peso deberá ser movido contra las manecillas del reloj. Esta regla es aplicable no importando la dirección del rotor.

En la Fig. 1.31 el movimiento de fase “0” a “0 + T” es contra las manecillas del reloj. Por lo tanto, el peso correcto deberá ser movido 58º en la dirección de las manecillas del reloj desde la posición inicial del peso de prueba.

Para verificar la técnica del vector de un solo plano, es simplemente el utilizar y proporcionar información precisa para balancear una pieza.

1. Opere el rotor a la velocidad de balanceo y con su filtro analizador sintonícese a 1 x R.P.M. Enseguida, proceda a medir y registrar los datos del desbalance original – Amplitud y Fase. 2. Pare el rotor y agréguese a la pieza un peso de prueba. Registre la cantidad del peso de prueba. 3. Otra vez, opere el rotor a la velocidad de balanceo y observe y registre los datos del nuevo desbalance – amplitud y fase. Esto es registrado como “0 – T”. 4. Utilizando una página de papel polar, proceda a construir los vectores representando “0” y “+T”. 5. Construya el vector “T” conectando los extremos de los vectores “0” y “0 + T”. El vector “T” deberá apuntar de “0” a “0 + T”. 6. Mídale largo del vector “T” y use la fórmula para determinar el peso correcto de balanceo requerido. PESO CORRECTO – PESO DE PRUEBA X (0/T). Ajuste la cantidad de peso de acuerdo. 7. Usando un transportador, mida el ángulo incluido entre “0” y “T”. Mueva el peso corregido por este ángulo medido desde la posición inicial del peso de prueba. La dirección del movimiento es opuesta a la dirección del movimiento de fase o sea de “0” a “0 + T”.

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Siguiendo estas instrucciones cuidadosamente, la pieza ahora, deberá estar balanceada. Sin embargo, es posible que aún queden muy pequeños errores debido al movimiento del ángulo de fase y peso que pueden ser corregidos como se muestra en la Fig. 1.32.

El desbalance puede aún reducirse un poco más, haciendo un diagrama de vectores usando el nuevo vector “0 + T” junto con el vector original “0”.

Si aún se requiere una mayor corrección simplemente observe y registre la nueva amplitud y fase de vibración. Por ejemplo, asuma que la corrección de balanceo aplicada de acuerdo con el diagrama de vectores en la Fig. 1.32 resultó en una nueva lectura de amplitud de 1.0 mils y una nueva lectura de fase de 270º. Plantee esta nueva lectura como un nuevo vector “0 + T” en el papel polar junto con el vector original de desbalance “0”, como se muestra en la Fig. 1.32. A continuación, dibuje una línea conectando el extremo del vector original “0” con el extremo del nuevo vector “0 + T” para encontrar el nuevo vector “T”. Mida el largo del nuevo vector “T”. En el ejemplo de la Fig. 1.32, “T” = 5.9 mils. Usando el nuevo valor para el vector “T”, proceda a encontrar el nuevo peso de corrección de balanceo usando la fórmula familiar:

Peso correcto = Peso de Prueba x 0/T

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Recuerde que el valor del peso de prueba aplicado a esta fórmula es la cantidad de peso actual en el rotor y no el valor del peso de prueba aplicado en la primera corrida de prueba. En el ejemplo, el peso original de prueba era de 10 gramos, sin embargo, este fue ajustado a 5.3 gramos como resultado de nuestra primera solución de vectores, Fig. 1.31. Por lo tanto para la solución del nuevo peso de corrección, la fórmula se convierte como sigue:

Peso de corrección = 5.3 gramos x (5.0 mils ÷ 5.9 mils) = 4.5 gramos

Para determinar la nueva localización para el peso de corrección, mida el ángulo incluido entre el vector original “0” y el nuevo vector “T”. En el ejemplo, Fig. l132 este ángulo medio es aproximadamente 5º y siendo que el movimiento de fase de “0” al nuevo “0 + T”, es en la dirección de las manecillas del reloj, el peso deberá haberse movido 5º contra las manecillas del reloj. Aplicando esta nueva corrección de balanceo deberá reducirse aún más la vibración de desbalance. Este procedimiento podrá repetirse tantas veces como sea necesario utilizando el nuevo “0 + T” y el valor del peso de prueba, pero siempre con el uso del vector original “0”. Balanceo en una sola corrida

Al principio de un problema de balanceo, no tenemos la forma de saber con exactitud que tanto peso es requerido o donde deberá ser agregado para balancear una pieza. Sin embargo, una vez que la pieza ha sido balanceada, es posible determinar que tanto y donde el peso deberá ser agregado (o removido) para balancear la unidad o unidades similares en el futuro. En solo una corrida. Anteriormente, hemos demostrado que existe una relación directa entre la cantidad de desbalance en una pieza y la amplitud de vibración resultante. En la Fig. 1.16, agregamos 2 gramos de punto pesado en un rotor balanceado causando 5 mils de vibración. Doblando el peso de desbalance a 4 gramos, la amplitud de vibración también se dobla a 10.0 mils. De este experimento, hemos aprendido que la amplitud de vibración es directamente proporcional al peso de desbalance. Aún más, también sabemos que tanta vibración resultará de la cantidad proporcionada de desbalance. Por ejemplo, si los 2 gramos de desbalance producen 5 mils de vibración en el rotor en la Fig. 1.16, esto significa que un (1) mil de vibración es igual a 0.4 gramos de desbalance: (2 gramos) ÷ (5 mils) = 0.4 gramos/mils

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Si fuera necesario rebalancear este rotor en el futuro, será una cosa simple el determinar la cantidad del peso de corrección necesario. Todo lo que tenemos que hacer es simplemente multiplicar la amplitud de vibración debida al desbalance por la constante de 0.4 gramos/mils.

Una constante similar de desbalance puede llevarse a cabo para otros rotores que puedan requerir un balanceo frecuente. Después de que haya usted balanceado con éxito la pieza, usando la primera vez el método de vectores de 4 pasos, simplemente divida el peso final de balanceo por la amplitud original de vibración. Por ejemplo, si la amplitud original de vibración era, digamos, 12 mils y después de haberse balanceado nota que un peso de corrección de 18 gramos ha sido agregado, entonces este rotor tiene una constante de desbalance de:

(18 gramos) ÷ (2 mils) = 1.5 gramos/mils

Si en el futuro este rotor requiere rebalanceo, la cantidad de peso de desbalance hay otra constante relacionada que puede ser determinada para encontrar la localización del desbalance. Refiérase otra vez a nuestro experimento anterior en las Figs. 1.16 y 1.17. Cuando un punto pesado de 2 gramos fue agregado al rotor balanceado en la Fig. 1.16, la marca de referencia apareció en la posición de 270º, bajo la lámpara estroboscópica y el punto pesado de 2 gramos apareció a 30º.

Después de que el peso ha sido doblado a 4 gramos, sin embargo, la marca de referencia aún aparece a 270º y el punto más pesado de 4 gramos a 30º, porque la localización del desbalance no ha sido cambiada. En la Fig. 1.17 al punto más pesado de 4 gramos ha sido movido 60º contra las manecillas del reloj d e la marca de referencia de 270º a 210º, pero el punto más pesado permanece en 30º bajo la luz de la lámpara estroboscópica. En la Fig. 1.17B, el punto más pesado ha sido movido 45º contra las manecillas del reloj de suposición original en la Fig. 1.16, resultando un movimiento de 45º en la dirección de las manecillas del reloj, de la marca de referencia de 270º a 315º pero aquí otra vez el punto más pesado permanece a 30º bajo la luz de la lámpara estroboscópica. Una observación muy importante puede hacerse de este experimento. No importando donde el punto más pesado de desbalance fue movido, siempre aparecerá en la misma localización angular bajo la luz de la lámpara estroboscópica.

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Por el rotor en la Figura 1.17 sabemos que el punto más pesado siempre aparecerá a 30º no importando la cantidad y localización física en el rotor. Una localización del punto más pesado similar puede ser encontrada para cualquier rotor después de haber sido balanceado la primera vez.

(*) Rotation – Rotación Heavy spot – Punto más pesado Flash angle – Ángulo de Centelleo

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La posición del punto más pesado en un rotor, relativo al transductor o censor de vibración es definida como el “ángulo de centelleo” del sistema. El ángulo de centelleo de un rotor es el ángulo, medido en la dirección de rotación de la flecha, entre el punto donde el transductor de vibración es aplicado y la posición del punto más pesado cuando la lámpara centellea. Ver Fig. 1. La marca de referencia no tiene nada que ver con esta relación, ya que puede ser colocado en cualquier parte del rotor. La marca de referencia simplemente nos permite ver la posición del rotor cuando la lámpara estroboscópica centellea. Para encontrar el ángulo de centelleo de una pieza proceda como sigue: 1. Note las lecturas del desbalance original y proceda a balancear la pieza usando el método de vectores de 4 pasos. 2. Después de que el rotor ha sido balanceado con éxito, para la pieza de trabajo y gírela hasta que la marca de referencia esté en la misma posición observada bajo la luz de la lámpara en la corrida original. 3. Con el rotor en esta posición, note la localización aplicada del peso de corrección para balanceo. Esto representa la localización del punto original ligero del rotor. Desde luego, a 180º directamente opuesto al original del peso pesado. 4. Siguiendo la dirección de la rotación de la flecha, registre el ángulo entre el punto donde el transductor de vibraciones es aplicado y la posición del punto pesado. Este ángulo medido es el ángulo de centelleo para el rotor. Después de que la constante de peso y ángulo de centelleo de una pieza ha sido conocida, es cosa simple el rebalancear la pieza en el futuro. Adicionalmente, esta información aprendida por medio del balanceo de una pieza puede ser utilizada para balancear un número de piezas idénticas en bases de producción. Todo lo que se necesita es que las R.P.M. la localización del transductor y la configuración de la máquina (ejemplo, maza, rigidez, etc.) sean las mismas todas las veces. Para balancear una pieza en una “sola corrida” proceda como sigue: 1. Opere la máquina y registre los datos de desbalance, amplitud y fase. 2. Pare la máquina y gire el rotor hasta que la marca de referencia quede en la misma posición observada bajo la luz de la lámpara estroboscópica. 3. Con el rotor en esta posición, mida el ángulo de centelleo del transductor en la dirección de la rotación de la flecha para encontrar el unto pesado del rotor. 4. Enseguida, multiplique la constante de desbalance por la amplitud de vibración de desbalance para encontrar la cantidad de peso que debe ser, ya sea removido del punto pesado o agregado en el punto más ligero directamente opuesto. IRD Balancing México

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NOTA El ángulo de centelleo establecido para una máquina será parcialmente determinado por el equipo utilizado para medir la amplitud y fase de la vibración de desbalance. Primero, debido a diferencias en la electrónica, los analizadores de estado sólido IRD (Modelos 330, 340, 345, 350, 880, etc.) presentarán lecturas de fase que se diferencian por exactamente 180º de aquellas tomadas con instrumentación anterior usando tubos de vacío. Como resultado, el ángulo de centelleo de una pieza encontrado con un instrumento de estado sólido se diferenciará por exactamente 180º del ángulo de centelleo encontrado con un analizador del tipo de tubo. Adicionalmente, el tipo de transductor utilizado, velocidad, contacto directo, acelerómetro o de no contacto, puede afectar el ángulo de centelleo de una pieza. Finalmente, el parámetro de medición de amplitud (desplazamiento, velocidad o aceleración), deberán ser los mismos en cada caso, por ejemplo, las mediciones de fase tomadas en desplazamiento, se diferenciarán por exactamente 90º de aquellas tomadas en unidades de velocidad. Técnicas de Balanceo para Dos Planos El balanceo de dos planos se lleva cabo en forma bastante similar que el balanceo de un solo plano. Hay sin embargo, un número de técnicas de balanceo comúnmente en uso que pueden ofrecer buenos resultados dependiendo del tipo de problema encontrado. La selección de la técnica de balanceo dependerá de varios factores, tales como la configuración del desbalance, proporción del largo y diámetro, velocidad de balanceo comparada con la velocidad de operación del rotor, flexibilidad del rotor y cantidad de efecto cruzado. Las técnicas de balanceo de dos planos son las siguientes: 1. Separe el acercamiento de un solo plano, utilizado cuando la proporción del largo y diámetro es grande. 2. Acercamiento simultáneo cuando se trata de un solo plano utilizado cuando la proporción del largo y radio del rotor es grande y el vector del desbalance original indica un predominante una configuración de desbalance estático o dinámico. 3. Derivación de fuerza de cople – usado en rotores con configuración de cantiliver. 4. Cálculo de vectores para dos planos. a) Método graficado b) Uso de un instrumento automático para balanceo y calculadora programable manual

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Efecto Cruzado

El balanceo de dos planos requiere una atención especial por el “efecto cruzado”. Este efecto cruzado algunas veces llamado interferencia del plano de corrección, puede ser definido como un efecto en la inducción de desbalance en un extremo del rotor, causado por el desbalance en el extremo opuesto.

El efecto cruzado puede ser mejor explicado asumiendo que el rotor en la Fig. 1.3Aª está perfectamente balanceado. Agregando un desbalance en el plano de corrección derecho, en la Fig. 1.34B, resulta en una lectura de vibración de 5.0 mils a 90º en el cojinete derecho. En el cojinete izquierdo también se notará una vibración de 66 mils con una fase de 300º. La vibración es debida al efecto cruzado. Esto es la vibración en el cojinete izquierdo es causada por el desbalance en el plano de corrección derecho.

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A. Balanced Rotor, B. Desbalanceado en la parte derecha del plano y C. Desbalance sumado en la parte izquierda del plano (*) Correction planes – planos de corrección Left bearing – Cojinete izquierdo Right bearing – Cojinete derecho Unbalance – Desbalance Cross effect – Efecto cruzado

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Para ver que es lo que hace esto para el balanceo en dos planos, nótese que un desbalance agregado en el plano de corrección izquierdo, Figura 1.34C, cambia la cantidad de fase de vibración en el cojinete derecho a 6.4 mils a 120º. Debido al efecto cruzado, las indicaciones de desbalance observadas en cada extremo de un rotor no representan un desbalance verdadero en sus planos de corrección respectivos. En su lugar, cada indicación será la resultante de desbalance en el plano de corrección asociado más el efecto cruzado del extremo opuesto. Al principio de un problema de balanceo, no hay ninguna forma de saber la cantidad y fase de efecto cruzado, en adición a la cantidad y fase de efecto cruzado será diferente para máquinas diferentes. Método de Vectores de un solo plano para Balanceo en dos planos El efecto cruzado deberá ser tomado en consideración cuando se está balanceando en dos planos. Hay varias formas de hacer esto. La forma más popular es la de tratar cada plano de corrección como un problema de un solo plano, utilizando el cojinete más cercano ara las lecturas que se tomen de vibración. Con este procedimiento cada plano es balanceado individualmente, uno a la vez.

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El arreglo típico para el balanceo en dos planos incluye un analizador de vibraciones con un transductor adicional y un cable como se muestra en la Fig. 1.35. El equipo adicional debe incluir un transportador, una escala recta, hojas de papel polar y una balanza para pesar los pesos de balanceo. Las piezas de presión o base magnética para sostener un transductor sobre la máquina son de mucha utilidad. Todo este equipo le ayudará a conseguir un balanceo con precisión en unas cuantas corridas. El procedimiento recomendado es como sigue:

1. Observe la amplitud y fase de vibración en los dos cojinetes y seleccione primero el cojinete con la vibración más alta. 2. Utilizando el método de vectores de un solo plano descrito anteriormente, proceda a balancear el extremo con la vibración más alta haciendo las correcciones de peso que sean requeridas. 3. Después de que el primer plano ha sido balanceado con éxito, observe y registre los nuevos datos de amplitud y fase para el segundo extremo. Estas lecturas de amplitud y fase con la lectura “original” para arrancar la operación de balanceo del segundo plano. El balanceo del primer plano usualmente resulta en un nuevo juego de lecturas en el segundo extremo, porque el desbalance en el primer plano de corrección que produce el efecto cruzado he sido removido. 4. Utilizando los nuevos datos proceda a balancear el segundo extremo, usando la técnica estandarte de vectores para un solo plano. 5. Después deque el segundo plano ha sido balanceado, es probable que usted encuentre que el primer plano ha cambiado. Esto es debido al hecho de que el efecto cruzado de desbalance en el segundo plano modifica al primer plano (que fue originalmente compensado por el primer plano), ahora ha sido eliminado. En cualquier caso, si el cambio es un incremento a un nivel inaceptable, el primer plano de corrección deberá ser rebalanceado. Por lo tanto, observe y registre los datos del “nuevo” desbalance para el primer plano y utilizando este dato como su lectura original, proceda a rebalancear. No disturbe las correcciones de balanceo anteriormente aplicadas. Principie con un nuevo peso de prueba y rebalanceo como si fuera un nuevo problema. 6. Si el efecto cruzado es especialmente severo, este procedimiento tendrá que repetirse varias veces, balanceando alternadamente, primero un extremo y después el otro, hasta que ambos extremos queden a un nivel aceptable. Cada vez que los planos de corrección son cambiados, da principio a un “nuevo problema” usando las “nuevas” lecturas originales. No disturbe las correcciones anteriores.

El método de vectores de un solo plano para el balanceo en dos planos es un buen ejemplo donde conociendo el “ángulo de centelleo” y la constante de peso del rotor será de mucha ayuda para reducir el número de corridas para balancear. Después de balancear el primer extremo, esta información podría ser conocida y usada para todas las operaciones de balanceo subsecuentes y necesarias para reducir el desbalance en cada extremo del rotor.

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En algunos casos, el efecto cruzado extremadamente severo podrá encontrarse y hacer el balanceo en dos planos muy difícil utilizando el método de vectores de un solo plano. Algunos sistemas podrán revelar los efectos cruzados donde el desbalance en un plano de corrección tiene un mayor efecto en la vibración indicada en el cojinete más retirado en lugar del cojinete más cercano. Cuando esto sucede, se dice que el efecto cruzado es mayor de 100%. Cuando esto llega a encontrarse, una solución podrá ser la de simplemente cambiar los planos de corrección. Por ejemplo, refiriéndonos al rotor en la Fig. 1.36ª, balanceo en el plano de corrección “X” usando las lecturas de vibración en el cojinete “B” y balancear en el plano de corrección “Y” usando las lecturas de vibración en el cojinete “A”. Un procedimiento especial es descrito más adelante para el balanceo de rotores en cantiliver, tal como el ilustrado en la Fig. 1.36B.

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Cálculo de Vectores para balanceo en dos planos.

Si no fuera por el efecto cruzado, el balanceo de dos planos podría obtenerse en solamente tres corridas de balanceo u operaciones de arranque y paro, haciendo agregados de peso de prueba en ambos planos de balanceo al mismo tiempo y construir un diagrama de vectores para obtener la solución apropiada. Desgraciadamente, el efecto cruzado siempre está presente en algún grado. Por lo tanto, usted puede esperar utilizar muchas corridas para conseguir un buen balanceo usando la técnica de vectores para un solo plano. Sin embargo, algunas máquinas podrán requerir desde una media hora hasta un día completo y solamente una operación de arranque y paro. En tales máquinas será de mucha ayuda el poder minimizar el número de corridas de balanceo. Cuando se requiera una considerable cantidad de tiempo para arrancar y parar una máquina, o donde un severo efecto cruzado es encontrado, el problema de balanceo puede ser ampliamente simplificado usando el método de vectores para dos planos.

En concreto, la solución vectorial de dos planos hace posible el balancear en dos planos con solamente la operación de tres arranques y paros. Primero, las lecturas del desbalance original son registradas en los dos cojinetes de la máquina. Enseguida un peso de prueba es agregado en el primer plano de corrección y las lecturas resultantes en ambos cojinetes son otra vez rotadas y registradas. Finalmente, el peso de prueba es removido del primer plano de corrección y un peso de prueba es agregado en el segundo plano de corrección. Con este peso en el segundo plano, las lecturas resultantes en ambos cojinetes son una vez mas notadas y registradas. Usando los datos registrados del original y dos corridas de prueba junto con la cantidad conocida y localización de los pesos de prueba, una serie de diagramas de vectores y cálculos hacen posible la eliminación del efecto cruzado del sistema y el encontrar la cantidad y localización del peso de balanceo necesario para cada plano de corrección.

La solución vectorial de dos planos requiere de 15 1 30 minutos para llevarse a cabo. Por lo tanto, es esencial que los datos utilizados sean tan precisos como sea posible. Las lecturas más importantes a tomarse son las mediciones de fase. Estas deberán ser exactas. Por esta razón se sugiere sea usada una tarjeta de referencia de fase. Una tarjeta de esta forma puede ser fácilmente hecha usando una hoja de papel polar. Pegue esta hoja sobre un pedazo de cartón y recorte a una medida conveniente. Para usarla como se muestra en la Fig. 1.37. Esta hoja para el cálculo de datos ha sido desarrollada simplemente como una guía y colección de datos. Los números romanos Fig. 1.38 en la columna del lado izquierdo corresponden a los pasos descritos en detalle. El extremo cercano “N” se refiere al cojinete y plano de corrección cercano al punto en donde la fase es observada y el extremo lejano “F” se refiere al cojinete opuesto y plano de corrección. Las mediciones de fase para ambos, el extremo cercano y el extremo lejano, deben ser tomadas usando la misma marca de referencia y tarjeta de fase en un mismo extremo de la máquina. IRD Balancing México

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Fig. 1.38 Hoja de datos para el cálculo de vectores para Dos Planos.

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El procedimiento es como sigue: 1.

Con la máquina en operación a la velocidad de balanceo y su filtro analizador propiamente sintonizado observe y registre la fase original para el extremo cercano (inciso No. 1), la amplitud original para el extremo cercano (inciso No. 2), la fase original para extremo lejano (inciso No. 3) y la amplitud para el extremo lejano (inciso No. 4).

2.

Pare la máquina y agregue un peso de prueba en el plano cercano de corrección. Registre en el inciso No. 5 la posición angular del peso de prueba en grados delas manecillas del reloj desde la marca de referencia. (Por ejemplo, con el peso de prueba en la posición que se muestra en la Figura 1.39 registraríamos 240º) introduzca la cantidad del peso de prueba como inciso No. 6.

Registre la posición del peso de prueba en grados en las manecillas del reloj desde la marca de referencia. Aquí el peso es 240º. 3.

Con el peso de prueba en el plano de corrección del extremo cercano, opera el rotor a la velocidad de balanceo. Verifique para asegurarse que su filtro analizador aún se encuentra apropiadamente sintonizado y observe y registre la nueva fase para el extremo cercano (inciso No. 7); la nueva amplitud para el extremo cercano (inciso No. 8); la nueva fase para el extremo lejano (inciso No. 9) y la nueva amplitud para el extremo lejano (inciso No. 10)

4.

Pare la máquina y remueva el peso de prueba del extremo cercano. Usando el mismo peso a uno diferente si así lo desea, agregue un peso de prueba en el plano de corrección lejano. Registre como el inciso No. 11 la posición del peso en grados de las manecillas del reloj desde la marca de referencia (como vista desde el extremo cercano) registre la cantidad de este peso de prueba como inciso No. 12.

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5.

Con el peso de prueba en el extremo lejano, opera otra vez el rotor a la velocidad de balanceo y verifique para estar seguro de que su filtro analizador está apropiadamente sintonizado. Observe y registre la nueva lectura de fase para el extremo cercano (inciso No. 13 y nueva amplitud también para el mismo extremo cercano (inciso No. 14; la nueva lectura de fase para el extremo lejano (inciso No. 16) y la nueva amplitud para el extremo lejano (inciso No. 16)

6.

Utilizando una hoja de papel polar construya los vectores N, F, N2, F2, N3 y F3 dibujando cada uno al ángulo de fase observado y al largo correspondiente a la amplitud medida de vibración. Por ejemplo, los vectores en la Fig. 1.40 han sido dibujados de los datos de muestra en la Fig. 1.38

NOTA Para UNA mayor precisión use la escala más grande posible para construcción de los vectores.

Fig. 1.40 Construya los vectores N, F, N2, F2, F3 y N3

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7.

Construya el vector dibujando una línea que conecte el extremo d el vector N con el vector N2. Ver la Fig. 1.41. Usted notará en el formato de datos en la Fig. 1.38 que el vector A es designado como A = (N2). Esta anotación se proporciona para indicar la dirección del vector A y significa que el vector A está apuntando del extremo del vector N hacia el extremo del vector N2. Esta dirección es muy importante para encontrar el ángulo del vector A (inciso No. 17). El ángulo del vector A es encontrado transponiendo el vector A de regreso al origen del papel graficado polar como se ilustra en la Fig. 1.41. Una regla paralela o juego de triángulo puede ser usado para transponer con precisión el vector A de retorno al origen. Para nuestro ejemplo, el ángulo del vector A es de 201º y es introducido como inciso No. 17. La amplitud del vector A, (inciso No. 18) es encontrado simplemente midiendo el largo usando la misma escala seleccionada para los vectores N, F, N2, etc. para nuestro ejemplo, Fig. 1.41 vector A = 7.6 mils.

Constrúyale vector “A” conectando el extremo del vector N al extremo del Vector N2

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8.

Haga los cálculos como se indica para encontrar los valores para los incisos No. 25 al 32. Note que los números indicados en la columna de datos del “procedimiento de cálculos” todos son referidos al número de inciso. Por lo tanto, 25 = 21 – 17) significa que el valor del inciso No. 25 es encontrado restando el valor del inciso No. 17 del valor del inciso NO. 21.

NOTA Durante los cálculos usted encontrará que algunas de sus respuestas serán ángulos negativos (-) o ángulos mayores de 360º. Un ángulo negativo, digamos de – 35º, puede ser convertido a un ángulo equivalente positivo restando de 360º. Por consiguiente 360º - 35º = 325º. Un ángulo que es mayor de 360º es convertido a uno menor de 360º restando esta cantidad del ángulo. Por ejemplo 463º - 360º = 113º. 9.

Construya los vectores Y y BF en la misma forma y a la misma escala usada para los vectores N, F, etc. El ángulo y largo del vector aN se obtiene de sus datos calculados, incisos NO. 29 y No. 30. Use los valores calculados de los incisos No. 31 y 32 para construir el vector BF.

10.

Siguiendo el mismo procedimiento usado para la construcción de los vectores A, B, etc. arriba anotados en el paso No. 7, proceda a construir el vector C = (N. BF) y vector D = (F aN). Encuentre e introduzca los valores para los vectores C y D; incisos 33 al 36.

11.

Calcúlense los valores para los incisos No. 37 y No. 38 siguiendo el mismo procedimiento descrito para los incisos No. 25 al 32, en el paso No. 8.

12.

Usando una nueva hoja de papel polar, construya el vector UNIDAD (U), 1.0 largo de unidad a un ángulo de 0o. Nótese que los valores para el vector unidad ya ha sido introducido en el formato de datos como incisos No. 39 y 40. El vector unitario siempre es de unidad 1.0 a 0o para todos los problemas vectoriales de dos planos. Una escala sugerida para el vector unitario es de unidad 1.0o = 2,5 pulgadas. Ver la Fig. 1,42,

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NOTA No confunda la escala VECTOR UNITARIO con la usada para designar la amplitud de vibración para los vectores N, F, N2, etc. El vector de unidad puede pensarse como un vector dimensional. Esto es por lo que se sugiere el uso separado de una hoja de papel polar para evitar confusión

13.

En la misma hoja de papel polar con el vector de unidad, construya el vector aB usando la misma escala seleccionada para el vector de unidad. Los valores para el vector aB es obtenido d sus datos calculados, incisos No. 37 y 38. Recuerde el valor del vector aB, inciso No. 38 es expresado en unidades por lo tanto, en el ejemplo es la Figura 1.42, aB = 0.22 unidades de largo a un ángulo de 311º.

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14.

Siguiendo el mismo procedimiento utilizado para construir los vectores A, B, etc., en el paso No. 7 construya el vector E = (aB U).

Encuentre e introduzca los valores para el vector E, inciso No. 41 y 42. Recuérdese el medir el largo de aB, inciso No. 42 usando la misma escala de unidades. 15.

Calcule los valores para los incisos No. 43 hasta el No. 54, siguiendo el mismo procedimiento descrito en el paso 8 antes expuesto. Los incisos No. 51 y 52 representan la posición y cantidad del peso de balanceo requerido para el plano de corrección para el EXTREMO CERCANO. Los ángulos para localización de los pesos de balanceo son en el sentido de las manecillas del reloj desde la marca de referencia. 16. Antes de aplicar los nuevos pesos de corrección de balanceo como se indica en los incisos No. 51 al 54, se sugiere llevar a cabo una verificación graficada de su solución, como se describe a continuación Esta verificación revelará sise han cometido errores en la solución.

Fig. 1.43 Chequeo Gráfico de la solución.

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A.

En una nueva hoja de papel polar construya de sus datos calculados el vector 0 – A, incisos No. 43y NO. 44 y el vector O/B de los incisos No. 45 y No. 46. Para el largo de estos vectores use la misma escala seleccionada para sus vectores originales n, N2, etc.

B.

Calcule los valores de amplitud y ángulo para el vector O/BB. Amplitud = 0 inciso No. 50 x inciso NO. 24 y el ángulo = inciso No. 49 + inciso No. 23.

C.

Calcule los valores de amplitud y ángulo para el vector 0 aA. Amplitud = inciso No. 40 x inciso No. 22 y el ángulo = inciso No. 47 + inciso No. 21.

D.

Usando los valores calculados, proceda a construir los vectores (∅BB) y ∅A a la misma escala utilizada para ∅B y ∅A ver la Fig. 1.43.

E.

Construya el vector X adicionado los vectores ∅/A y ∅-BB, otra vez completando el paralelogramo como se muestra en la Fig. 1.44. La diagonal de este paralelogramo es el vector X que deberá ser igual en largo pero directamente opuesto al vector original N.

F.

Construya el vector Y adicionando los vectores ∅/B y ∅-aA aquí otra vez completando el paralelogramo. El vector Y deberá ser igual de largo y directamente opuesto a su vector original F. Ver la Fig. 1.44.

G.

Si los vectores N y X o los vectores F e Y no son iguales y opuestos esto indicará que se ha cometido un error en la solución.

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Fig. 44 El vector “X” deberá ser igual pero opuesto al vector N y el vector “Y” deberá ser igual pero opuesto al vector F.

17.

Si la verificación gráfica indica que su solución ha sido correctamente efectuada, proceda a llevar a cabo las correcciones de balanceo como se indica en el paso 15. Asegúrese de que el peso de prueba agregado en el paso 9 ha sido removido.

18.

Con las correcciones de balanceo aplicadas, opere el rotor y verifique para asegurarse de que la vibración ha sido reducida a un nivel aceptable.

19.

Si las correcciones aplicadas han reducido significativamente el desbalance, pero aún se requiere una mayor corrección, observe y registre los nuevos datos de desbalance, amplitud y fase para el extremo cercado y el extremo lejano. Introduzca estos datos como inciso No. 1 hasta el No. 4 en una nueva hoja de datos para el balanceo de dos planos. Así como introduzca en el nuevo formato aquellos incisos marcados con un (*) de los datos originales (ejemplo: incisos 5, 6, 11, 12, 17, 18, 19, 21, 25, 26, 27, 28, 41 y 42) Ahora simplemente recalcule

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20.

los incisos 29 al 36 y 43 hasta el 54 para encontrar las correcciones adicionales requeridas de balanceo. No mueva sus correcciones anteriores. Aquí también la verificación gráfica puede llevarse a cabo para confirmar que su solución es correcta antes de aplicar correcciones adicionales.

El procedimiento para la aplicación de mayores correcciones de balanceo puede ser de gran valor si este rotor requiriera rebalanceo en algún tiempo en el futuro.

Simplemente coloque los transductores de vibración en la misma posición utilizada durante el balanceo original y tome lecturas de fase usando la misma marca de referencia. Introduzca los nuevos datos de desbalance en la hoja de datos como inciso 1 al 4. De los datos originales de balanceo. Introduzca aquellos incisos marcados con un (*) y sencillamente recalcule para encontrar las nuevas correcciones de balanceo requeridas. En su totalidad, una vez que el cálculo vectorial para dos planos ha sido resuelto con éxito para un rotor en particular, este rotor puede ser balanceado en el futuro en dos planos en solamente una corrida.

Balanceo de Multiplanos

Para balancear un rotor rígido es suficiente con utilizar dos pesos en dos planos radiales, utilizando los procedimientos descritos para balanceo en dos planos. Sin embargo, si un rotor se flexiona o se vence bajo la influencia de fuerzas de desbalance, no puede ser considerado como rígido y podría requerir correcciones de balanceo en un número de planos radiales. También un rotor operando cerca de la primera velocidad crítica podrá exponer vencimiento y podrá requerir balanceo en más de dos planos.

El balanceo de multiplanos podrá ser requerido en cualquier rotor que sea largo comparado con su diámetro, o si las fuerzas cruzadas por el desbalance causan que el rotor se “distorsione”. Ver Fig. 1.45.

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Flexión y distorsión

Los rotores flexibles se flexionarán o distorsionarán de su condición estática cuando son operados a velocidades y temperaturas estipuladas. Tales flexiones o distorsiones cambian la distribución de la masa del rotor, resultando en desbalance a baja velocidad o bajo condiciones diferentes a las normales de operación. El rotor podrá mostrar una condición de desbalance diferente durante su operación normal.

Para un balanceo de precisión, los rotores flexibles podrán requerir una afinación de balanceo en condiciones de velocidad de operación, temperatura y carga normales.

Si el rotor no es rígido y opera cerca o arriba de una velocidad crítica de la flecha (resonancia del rotor en sí mismo), la localización de los pesos de balanceo a lo largo del rotor podrán convertirse en un factor muy importante. Podrá ser necesario el balancear el rotor en más de dos planos para que éste opere satisfactoriamente a través de un rango de velocidad.

En general, el balanceo de dos planos de un rotor flexible proporciona el balanceo solamente a la velocidad a la que es balanceado. Para balancear un rotor en más de dos plano, es necesario poder hacer girar el rotor a varias velocidades hasta la velocidad de operación normal o tener un método para determinar la flexión del rotor o “chicoteo” de modo que la distorsión o flexión pueda ser detectada o corregida.

Si asumimos que los cojinetes son rígidos y estamos preocupados con la flexión de la flecha y chicoteo a varias velocidades, las situaciones que pueden resultar se muestran en las Figuras 1.46 hasta la 1.49. Flexión simple.

El caso más simple de desbalance ocurre en una rueda delgada o disco montado en el centro de una flecha larga y delgada. Ver Fig. 1.46. Asuma que la flecha está sin peso y el centro de gravedad se encuentra a una distancia “E” desde la línea de centro de la flecha. El desbalance, entonces, será igual al producto del peso “W” de la rueda y su excentricidad “E”. Si la rueda y la flecha fueran colocadas niveladas, el efecto de gravedad del desbalance causaría que giraran hasta detenerse con el desbalance en el fondo. Un simple ejemplo de desbalance estático.

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Cuando la rueda o disco entra en rotación. La fuerza centrífuga debida al desbalance causará que la flecha se flexione y forme una configuración de un solo círculo como se muestra por la línea punteada. Entre mayor sea la fuerza de desbalance, mayor será la flexión. Debido a que la flexión rota con la flecha aparecerá como vibración. Para balancear el disco un peso de balanceo “W” es colocado a una distancia radial “R” del centro de la flecha a 180º del desbalance. El peso en tal que We = wR.

Sigamos más adelante, consideremos un rotor con dos ruedas o discos (Fig. 147ª) que están fuera de balance. Si sus dos excentricidades son iguales y en la misma posición angular, el rotor está estáticamente desbalanceado y trabajará en forma de un solo círculo mostrado por la línea punteada. La situación puede ser corregida usando dos pesos iguales, uno en cada rueda para formar un PAR ESTÁTICO, definido como dos pesos iguales al mismo radio y posición angular.

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(*) Static par – Par estático Couple – Par

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Si las excentricidades individuales de cada rueda son iguales y a 180º de separación, Fig. 1.47B, el rotor está balanceado estáticamente pero no dinámicamente cuando esté girando, el rotor será flexionado en la forma de dos círculos, mostrado por la línea punteado. Este tipo de desbalance se corrige colocando pesos iguales en cada rueda al mismo radio y 180º de separados. Un desbalance puro de cople de una turbina flexible o rotor generador Fig. 1.47B causará la forma de dos círculos de flexión del rotor. Los desbalances son a 180º de separación. El peso y excentricidad de una mitad del rotor son iguales a la otra mitad.

Configuraciones adicionales del rotor pueden ser excitadas en rotores largos y flexibles de alta velocidad por desbalance de los tres tipos de círculos Fig. 1.48 y el tipo de cuatro círculos Fig. 1.49.

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En general, el desbalance estático y dinámico es corregido colocando pesos de balanceo en dos planos de corrección cerca de los extremos del largo del rotor sin embargo, la configuración del tipo de tres discos requerirá el balanceo en tres planos. La Fig. 1.48, para corregir el desbalance en cada sección correspondiente, la configuración de desbalance de cuatro círculos requiere el balanceo de cuatro planos, Fig. 1.49.

La configuración de los tres o cuatro tipos de círculos solamente requerirán correcciones si el rotor gira a alta velocidad, suficiente para producir estos tipos deflexión de la flecha.

Muchos rotores grandes son balanceados en máquinas sensitivas a abajas velocidades. Los datos de la cantidad de desbalance y localización angular en dos planos seleccionados son obtenidos de la instrumentación de la máquina balanceadora. Debido a que el rotor es relativamente rígido a bajas velocidades, los desbalances solamente serán vectorialmente “contra-balanceados”.

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Balanceo del rotor por derivación de cople estático.

El método de cople estático es una técnica de balanceo de multiplanos (3 planos) frecuentemente usada para el balanceo de grandes turbo-rotores. Este procedimiento referido aquí como DERIVACIÓN DE COPLE ESTÁTICO se basa en las prerrogativas siguientes:

Cualquier condición de desbalance de un rotor puede ser identificada ya sea como desbalance “estático”, desbalance de “cople” o una “combinación de desbalance estático y de cople”.

Para una condición de desbalance estático y de cople estático, los componentes de estos pueden ser vectoriales derivados y corregidos separadamente.

Corrigiendo para una posición del desbalance estático derivado en un plano de referencia muy cercano al plano que incluye el centro de gravedad del rotor, el desbalance estático responsable para la primera rigidez (estructural) de resonancia, así como la primera crítica del rotor será minimizada. Más aún, corrigiendo el desbalance de cople en los planos de referencia cerca de los extremos del rotor, el segundo modo de rigidez y segunda crítica del rotor será minimizado.

Aún cuando la técnica de derivación de cople es estática, es claramente un acercamiento de compromiso y no probará ser efectivo para el balanceo de todos los rotores flexibles, la experiencia revela que esta técnica no produce resultados satisfactorios cuando es aplicada para el balanceo de rotores de turbo generadores grandes de baja velocidad. Sin embargo, la aplicación, no es por ningún motivo limitada al balanceo de multiplanos de rotores flexibles. Muchos balanceadores industriales aplican esta técnica a rotores rígidos, tales como armaduras de motores grandes y ventiladores industriales.

El argumento para este procedimiento, aún aplicado a problemas de balanceo de dos planos es que los componentes derivados del desbalance estático y cople permiten llevar a cabo el balanceo en dos planos de referencia simultáneamente, sin molestias del efecto cruzado. Otros prefieren este método para el balanceo en posición de equipo de alta velocidad, que debe pasar a través de puntos resonantes durante el arranque inicial y “cortes” de paro. Localización de los pesos de prueba, estático y cople con la ayuda de la información de fase resulta casi siempre en una reducción en la vibración.

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El procedimiento de balanceo por medio de la Derivación estático/cople puede ser ilustrado usando un problema de desbalance típico dinámico con lecturas originales de:

Original derecho (Or) = 6mils @ 30º Original izquierdo (O1) = 8 mils @ 130º

1.

Usando una hoja de papel polar construya los vectores Or h O1 a la misma escala. Ver Fig. 1.50

Derivación estática y cople. Vectores de desbalance determinados gráficamente

2.

Conecte el extremo del vector 0, al extremo del vector 01 y encuentre el punto intermedio en esta línea de interconexión.

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3.

Dibuje una línea del origen al punto intermedio de la línea de interconexión. Este es un vector que representa el desbalance original estático. S0. Por ejemplo, la Fig. 1.50, S0 = 4.6 mils @ 90º. La línea dividida de interconexión representa más aún el desbalance de par, con CR representando el componente de par actuando en la izquierda. En la Fig. 1.50, los vectores de desbalance de cople han sido transpuestos paralelamente a través del origen revelando CR = 5.4 mils @ 343º y CL = 5.4 mils @ 163º.

Con los vectores derivados de desbalance estático y par puede ser corregido primero, el que sea de su preferencia, o siendo que las correcciones estáticas verdaderas no influencian el par y viceversa, con un poquito de cuidado ambas correcciones, la estática y de par pueden ser llevados a cabo simultáneamente. Sin embargo, para simplificación, el siguiente ejemplo ilustra la corrección de desbalance estático primero, seguido por la corrección del desbalance de par.

4.

Con el vector original de desbalance estático (S0) derivado como se ilustra en la Fig. 1.50, proceda a aplicar un peso estático de prueba. Un peso estático de prueba puede ser aplicado como un solo peso en el plano de referencia que incluye el centro de gravedad del rotor (C.G) como se ilustra por ejemplo en la Fig. 1.51. Si no es posible agregar o remover el peso desbalanceo en el plano del centro del rotor la corrección estática puede ser dividida y agregada en línea en los planos de los extremos como se muestra en la Fig. 1.51B. La Fig. 1.51 también ilustra que la técnica de par estático puede ser aplicada en rotores no asimétricos, siempre y cuando los momentos creados por los pesos de prueba y de corrección sean iguales cercanos al centro de gravedad del rotor. Esto requiere que los pasos de balanceo sean ajustados para compensar las diferencias en el radio y/o diferencias en distancia del plano de referencia C.G.

Por ejemplo, asuma que un peso estático de prueba de 50 gramos (T.W = 50 gramos) ha sido agregado en el centro del plano de referencia, resultando una nueva lectura de desbalance de: (O + T)R = 3.6 mils @ 313º (O + T)L = 7.8 mils @ 176

5.

En una hoja de papel polar construya los vectores (O + T)R y (O + T)L, a la misma escala usada para los vectores OR y OL. Ver la Fig. 1.52.

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Conecte el extremo del vector (O + T)R con el extremo del vector (O + T)L y encuentre el punto de en el centro de esta línea de interconexión.

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Dibuje una línea del origen al punto de en el centro de la línea de interconexión. Este es un vector que representa el desbalance estático original más el de prueba (S0 + T) de la Fig. 1.52, S0 + T = 2.9 mils @ 202º.

NOTA

Es significativo notar en la Fig. 1.52 que la línea de interconexión y unión (0 + T)R y O + T) l es igual de largo y paralela a la línea de interconexión en la Fig. 1.50. Esto indica que el peso estático de prueba ha sido localizado en el plano de referencia que incluye el centro de gravedad y el desbalance de cople ha sido disturbado. Determinando que los pesos de prueba estática y de cople no han sido perturbados uno a otro, es importante en particular cuando se está trabajando con ambos, estático y de cople en la solución simultánea.

Localización de pesos de corrección estática

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Diagrama de vectores mostrando resultados del agregado de pesos de prueba.

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Diagramas de vectores mostrando parte estática de computación.

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Con los vectores S0 y S0 + T derivados de las Figuras 1.50 y 1.52 una solución es estándar de un solo plano pueden ser completadas para corrección de un desbalance estático. Esta solución vectorial se muestra en la Fig. 1.53.

El vector resultante ST = 6.3 mils. De esto se deriva el peso de corrección que puede ser calculado como sigue: CW= TW x (O ÷ T) = 50 Gramos x (4.6 mils ÷ 6.3 mils) = 36.5 gramos

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El ángulo incluido entre S0 y ST es de 25º y la dirección del cambio de fase de S0 a S0 + T es en el sentido delas manecillas del reloj. Por lo tanto, el peso de prueba de 50 gramos deberá ser reducido a 36.5 gramos y movido 25º contra las manecillas del reloj para corregir el desbalance estático.

9

Repita los pasos de 5 a 8 como se requiere para reducir el desbalance estático a límites aceptables. Si el desbalance estático fue corrido completamente, el resultado sería de amplitudes de fase opuestas (180º), indicando que solo resta el desbalance de par. Para el ejemplo proporcionado en la Figura 1.50, eliminando el desbalance estático resultaría en un desbalance de par con lecturas de:

CR = 5.4 mils @ 343º CL = 5.4 mils @ 163º

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El derivado o resultante de desbalance de par es corregido aplicando pesos de prueba en la forma de un “par” como se ilustra en la Fig. 1.54. Los cálculos del vector pueden llevarse a cabo usando las mediciones ya sea del lado derecho o del izquierdo. Cuando un peso de prueba o peso de corrección es aplicado en un extremo, simplemente aplique un peso igual en el otro extremo opuesto a 180º.

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Usando un peso de prueba y corrección en la forma de par, proceda a balancear para el desbalance de cople primero usando los métodos de vectores estándar.

Corrección para el desbalance de par.

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Cuando se utiliza la técnica de par-estático para el balanceo de rotores turbo generadores de baja velocidad u otros rotores flexibles, una práctica común es dividir la corrección estática final por sobre varios planos de referencia en todo lo largo del rotor en lugar de concentrar la corrección total en el plano de referencia C.G. Esta práctica está basada asumiendo que el desbalance del rotor no todo será concentrado en el centro, pero generalmente será distribuido a lo largo de todo el rotor. Por lo tanto, si el desbalance estático del total del rotor fue corregido por un solo paso en el centro, esto sería posiblemente para compensar por desbalance en el centro, resultando en una flexión del rotor a velocidad crítica y excesiva vibración de desbalance a velocidades normales de operación. En algunos casos, el balanceo estático puede ser distribuido por igual entre el número de planos de referencia disponibles. En otros casos, una medición de desplazamiento del rotor es usado como un criterio para determinar la distribución de la corrección estática. Si no hay desplazamiento, el eso puede ser dividido por igual. Si el desplazamiento (run-out) excede un valor en particular, entonces un porcentaje más alto de la corrección estática podría ser aplicada al plano del centro con menos agregado en los planos de los extremos.

Cambio del Radio de los pesos de Balanceo Ocasionalmente, el radio al que podemos agregar nuestro peso de prueba no cereal mismo que el radio para hacer correcciones permanentes de peso. En tales casos, es necesario calcular la cantidad de peso permanente para ser agregado al nuevo radio. Esto se hace asegurándose que el producto del peso permanente y radio es igual al producto del peso de prueba y radio.

Por ejemplo, supóngase que balanceamos una pieza usando un peso temporal de 24 gramos a un radio de 30 pulgadas; sin embargo, el peso permanente debe ser agregado a un radio de solamente 12 pulgadas. Para encontrar la cantidad de peso necesaria en el nuevo radio de 12 pulgadas, utilice la fórmula siguiente: Wt.1 x radio 1 = Wt.2 x Radio 2 24 gramos x 30 pulgadas = Wt.2 x 12 pulgadas 720 gramos-pulg. = Wt.2 x 12 pulg. Wt2 = 60 gramos

Por lo tanto, 60 gramos de peso agregado a un radio de 12 pulgadas es igual a los 24 gramos de peso agregados a un radio de 30 pulgadas.

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División de pesos de corrección para balanceo.

En algunos rotores podrá haber un número limitado de posiciones angulares para hacer correcciones de peso y no es nada fuera de lo común que una solución vectorial requiere el agregado de un peso de balanceo donde no hay lugar donde agregarlo. La solución a este problema es el de agregar pesos en ambos lados de la localización requerida de modo que la resultante neta sea igual a la localización del peso requerido. El problema ahora es encontrar que tanto peso debe ser agregado en cada aspa.

Por ejemplo, asuma que estamos balanceando un ventilador con sus aspas, espaciadas equitativamente a 60º como se ilustra en la Fig. 1.55. Después de agregar el peso de prueba en el aspa No. 1, el diagrama de vectores nos dirige a mover el peso 75º en el sentido de las manecillas del reloj y ajuste el peso 20 gramos. Como puede ver, no hay un aspa a 75º en el sentido de las manecillas del reloj en donde podamos agregar el peso requerido para balanceo. Por lo tanto, debemos agregar peso en las aspas adyacentes (No. 2 y No. 3) lo que proporcionará el resultado requerido. El problema ahora es encontrar que tanto peso debe ser agregado en cada aspa.

Correcciones de peso hechas en las aspas No. 2 y No. 3 para producir la resultante requerida.

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Para encontrar la cantidad de peso requerido en las aspas Nos. 2 y 3 construiremos un diagrama vectorial. En una hoja de papel polar, marque la posición relativa del aspa No. 2 y No. 3 como se muestra en la Fig. 1.56A. Después, dibuje un vector representando el peso de corrección requerido. La posición angular de este vector es de 75º en el sentido de las manecillas del reloj para el aspa No. 2 y 20 gramos en longitud como lo dictamina nuestro vector calculado. Ver Fig. 1.56B.

Ahora complete el paralelogramo como se muestra en la Fig. 1.56C dibujando una línea del final del vector CW paralelo al aspa No. 3 hasta la intersección del aspa No. 2; dibuje una línea del final del vector CW paralela al aspa No. 2, hasta la intersección del aspa No. 3. Para encontrar la cantidad de peso que requiere el aspa No. 2, simplemente mida la longitud del vector OA usando la misma escala que utilizó el vector CW. De forma similar, mida el vector OB para encontrar el peso que necesita el aspa No. 3. En la Fig. 1.56D los vectores OA y OB muestran que el aspa No. 2 necesita 16.3 gr. y 6.0 gr. que necesita el aspa No. 3. Claro, estos requerimientos de peso se deben adicionar al mismo radio en el que se encuentra el peso de prueba original en el aspa No. 1. Note que el total de los dos pesos es mayor a 20 gr. Es normal que los dos siempre sean mayores que la resultante del vector CW.

En una gráfica de papel polar, marque la localización angular relativa en donde pueden hacerse correcciones de peso.

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Combinaciones de pesos de corrección para Balanceo. Después de balancear un rotor en dos planos utilizando el método de vectores de un solo plano, usted podrá encontrar que 2 y 3 o más pesos de balanceo han sido agregados en un plano de corrección como resultado de balanceo repetido para eliminar el efecto cruzado. En lugar de corregir para cada uno de estos pequeños pesos es con frecuencia más conveniente el combinarlos de modo que solamente un solo peso de corrección permanente sea agregado, cualquier número de pesos de corrección en un determinado plano puede ser combinado en uno solo construyendo un diagrama de vectores. Por ejemplo, considere los tres pesos de balanceo en el rotor en la Fig. 1.57A. Para combinar estos pesos, sus cantidades y su posición angular deben ser conocidas. Primero, dibuje un vector representando el peso de balanceo No. 1 (Ver Fig. 1.57B). Por conveniencia hemos seleccionado el peso más grande para el No. 1 y hemos construido su vector a 0º . El largo de este vector corresponde a la cantidad de peso, 25 gramos. A continuación, del extremo del vector de peso de balanceo No. 1 construya un vector de 10 gramos de largo representando el peso de balanceo No. 2 como se muestra en la Fig. 1.57C. Note que el vector para el peso de balanceo No. 2 es dibujado a un ángulo de 30º en el sentido de las manecillas del reloj el peso de balanceo No. 1, en el sentido de las manecillas del reloj; la posición del peso es de 30º para la posición No. 1, ahora, del extremo del vector de peso de balanceo No. 2 construya el vector No. 3 que es de 5 gramos de largo (Ver la Fig. 1.57D). Este vector es construido a un ángulo de 45º en el sentido de las manecillas del reloj del vector de peso de balanceo No. 1 IRD Balancing México

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Después que los vectores hayan sido construidos para cada peso de balanceo como se muestra, construya el vector R dibujando una línea de origen (0) al extremo del último vector del peso de balanceo como se muestra en la Fig. 1.57D. Este vector es la resultante y representa la cantidad y posición de un solo peso que será equivalente a los tres pesos de balanceo. Para el vector R, vemos que el peso de 38 gramos localizado en la posición de 13º en el sentido de las manecillas del reloj desde el peso de balanceo No. 1 es requerido.

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Balanceo de rotores en “cantiliver”.

Un rotor en cantiliver es aquel que tiene sus planos de corrección de balanceo localizados fuera de los cojinetes de soporte como se muestra en la lLFig. 1.58. Esta configuración de rotor se encuentra comúnmente en ventiladores, sopladores y bombas y que con frecuencia pueden ser difíciles de balancear en un solo plano de corrección. Esto es debido al gran efecto cruzado que se encuentra en ellos.

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(*) Trial weight – Peso de prueba Bearing – Cojinete Plane – Plano Reference mark – marca de referencia Strobe light – Luz estroboscópica Pickup – Analizador de vibración Vibration analizer – Analizador de vibración

Generalmente, rotores en cantiliver tendrán “largo a diámetro” o proporción L/D considerablemente menos de 5. Véase la Figura 1.23. Esto significa que muchos problemas de rotores en cantiliver pueden ser corregidos simplemente resolviendo el desbalance estático y balanceando como un problema de un solo plano. Por lo tanto, refiriéndonos al rotor en la Fig. 1.58, el procedimiento que se recomienda es principiar balanceando para las lecturas de vibración en el cojinete No. 1 con pesos de corrección colocados en el plano B. Use el método de vector estándar de un solo plano para determinar la cantidad y localización de peso que se necesita en el plano B. Observe el cojinete No. 2 mientras esté balanceando el plano B.

Puede pensarse del cojinete No. 1 como un cojinete que responde a/o censa el desbalance estático en el sistema. Anteriormente hemos aprendido que la condición de desbalance estático puede ser corregida con un solo peso colocado en el mismo plano en el centro de gravedad del rotor y para el rotor en cantiliver en la Figura 1.58, el plano de corrección “B” es normalmente el plano más cercano al C.G.

Si la vibración en el cojinete No. 2 es aún inaceptable después de balancear el plano B, proceda a balancear para la vibración del cojinete NO. 2 haciendo correcciones de peso en el plano A. Sin embargo, colocando un peso de prueba en el plano A distribuirá el balanceo estático conseguido en el cojinete No. 1.

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Por lo tanto, para ayudar a mantener el balanceo estático en el cojinete No. 1 un peso de prueba en forma de “par” debe ser utilizado. El par consiste en un peso de prueba en el plano ¡ y un peso igual a 180º opuesto en el plano B. Ver la Fig. 1.59.

(*) Pair of equal trial weights in planes A & B 180º apart – Par de pesos de prueba iguales en los planos A y B a 180º de separación.

Para el balanceo de vibración en el cojinete NO. 2, el peso de corrección en el plano B siempre deberá ser acompañado por un peso igual colocado a 180º opuestamente en el plano A. Con el peso de prueba en forma de cople agregado en los planos B y A, proceda a balancear la vibración en el cojinete No. 2 utilizando el cálculo de vectores estándar de un solo plano, como se muestra en la Fig. 1.60.

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Después de que el balanceo ha sido obtenido párale cojinete No. 2, verifique para asegurarse de que el cojinete NO. 1 aún está aceptable. Si esta lectura se ha incrementado a un nivel inaceptable, rebalancee como sea requerido en el plano B. Entonces, recheque el cojinete NO. 2 y vuelva a balancear si es necesario, aquí otra vez usando los pesos de prueba en forma de cople. Repita este procedimiento como sea necesario hasta que la vibración en ambos cojinetes No. 1 y No. 2 haya sido reducida a un nivel aceptable de Figura 1.27. Flexión del rotor debido a desbalance arriba de la velocidad crítica.

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INTRODUCCIÓN AL BALANCEO EN EL CAMPO Ahora que el desbalance ha sido definido y se han discutido los diversos métodos de balanceo, el siguiente paso es examinar los procedimientos reales para balancear.

El balanceo puede dividirse en dos categorías. Aplicaciones en máquinas para balancear y balanceo en “posición en el campo”. Esta sección cubre los procedimientos y técnicas utilizadas para aplicaciones de balanceo “en campo”. Véase la Fig. 2.0.

Ventajas del Balanceo “En campo”. El balanceo “en campo” ofrece un gran número de ventajas. 1.

El balanceo de un rotor “en posición” elimina costo del tiempo utilizado en desensamblar una máquina para poder realizar el balanceo. El balanceo puede llevarse a cabo y regresar la máquina a su operación en un mínimo de tiempo.

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2.

El balanceo “en campo” puede llevarse a cabo con el rotor totalmente ensamblado y compensar la tolerancia de balanceo desbalance introducido por la adición de poleas, coples, engranes u otros componentes. De hecho muchos fabricantes llevan a cabo el balanceo “en campo” durante la verificación final de maquinaria nueva, como un procedimiento de control de calidad para compensar las tolerancias de ensamble.

3.

El balanceo “en posición” se lleva a cabo a la velocidad de operación de una máquina y compensa el desplazamiento o flexión menor de la flecha.

4.

En el balanceo de un rotor en su ambiente natura, el efecto del desbalance ocasionado por temperatura, presión y fuerzas aerodinámicas e hidráulicas se reducen considerablemente.

Requerimientos para el Balanceo en Campo Para balanceo “en campo” es una práctica común el utilizar una medición dela amplitud de la flecha o cojinetes en la máquina para determinar la cantidad de desbalance que está presente en el rotor. Esto es posible porque la amplitud de vibración medida, por lo general será proporcionalmente directa a las fuerzas generadas del desbalance. La amplitud de la vibración de una máquina se mide con un analizador o un instrumento para balancear (ver Figura 2.1). El instrumento incluye uno o más censores de vibración que están sostenidos o colocados sobre la máquina. El censor de vibración convierte el movimiento vibratorio en una señal eléctrica. La señal eléctrica es amplificada por el instrumento y su amplitud de la vibración se indica en el medidor de amplitud del instrumento. Las lecturas de la amplitud de vibración utilizadas para balancear son normalmente indicadas en mils (o micrones) de desplazamiento de cresta a cresta o pico a pico.

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Para ayudar a encontrar la localización angular del desbalance de un rotor, se utiliza una lámpara estroboscópica incluida que se dispara por la señal de vibración, ya que la vibración generada por el desbalance ocurre a una frecuencia igual a la velocidad del rotor, la luz de la lámpara estroboscópica centellará una vez por cada revolución de la flecha, lo que dará la apariencia de que de que el rotor estará estacionado o detenido cuando se observa con la lámpara. La posición angular de una marca de referencia arbitraria colocada en la flecha y observada con la lámpara se utilizará entonces para determinar la localización del desbalance. Debido a que algunas máquinas podrán tener varios componentes rotando a diferentes velocidades, el instrumento también incluye un filtro sintonizador electrónico que puede sintonizarse a la frecuencia de vibración de interés, por lo tanto, eliminando los efectos de otras frecuencias de vibración que se encuentren presentes. Con la ayuda del filtro sintonizador, las máquinas pueden ser balanceadas “en campo” hasta tolerancias extremadamente finas. 1.

2.

Debemos poder observar la flecha o rotor con la lámpara estroboscópica durante la operación para obtener lecturas de fase, necesarias para encontrar la localización angular de desbalance. Debemos poder hacer correcciones al rotor ya sea agregado, o bien reduciendo el peso.

Balanceo en el Campo Selección de Transductores Existe un número de transductores de vibración disponibles para aplicaciones de balanceo. La sección siguiente revisa la teoría básica operación general, limitaciones y aplicaciones de los transductores de uso más común. Incluyendo los sísmicos de velocidad, acelerómetros, de no contacto, montados sobre la flecha y tira de madera o “cola de pescado”.

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Transductores de Velocidad El tipo sísmico de velocidad, normalmente consta de una bobina de alambre fino sostenida de los extremos por resortes de baja tensión. Un imán permanente va finamente adherido a la caja del transductor y proporciona un fuerte campo magnético alrededor de la bobina suspendida (véase la Fig. 2.3).

Cuando la caja del transductor de velocidad está adherida y/o sostenida contra una parte que está vibrando, el imán permanente que se encuentra adherido a la caja, sigue el movimiento de la vibración. La bobina de alambre (conductor), sostenida por resortes de baja tensión permanece estacionaria en el espacio. Bajo estas condiciones el movimiento rotativo entre el campo magnético y la bobina conductora es el mismo que el movimiento de la parte rotativa a un punto fijo en el espacio y el voltaje generado por el transductor es directamente proporcional a este movimiento relativo. Entre más rápido sea este movimiento el voltaje será mayor. En otras palabras, el voltaje de salida es proporcional a la velocidad de vibración. Cuando la velocidad de la parte que está vibrando cambia, el voltaje generando cambia proporcionalmente. Por lo tanto, de esto proviene el nombre de Transductor de Velocidad.

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La salida de voltaje de un transductor de velocidad es normalmente expresado en pulgada por segundo. También se denomina sensibilidad del transductor de vibraciones. Por ejemplo, los modelos de transductores IRD 544 y 544M tienen una sensibilidad de aproximadamente 1,080 milivóltios pico por pulgada por segundo. Esto significa que por cada pulgada por segundo de velocidad pico, el transductor genera 1,080 milivóltios pico. Medición de vibraciones de baja frecuencia

La sensibilidad del transductor de velocidad es constante sobre un rango de frecuencia especificado. En bajas frecuencias de vibración la sensibilidad decrece, porque al bajar las frecuencias la bobina del transductor ya no permanece estacionaria con respecto al imán. Esta disminución en la sensibilidad del transductor principia a una frecuencia aproximada de 700 CPM. Por debajo de 700 CPM la salida da el transductor cae exponencialmente. El significado de este hecho es que las lecturas de amplitud tomadas a frecuencias por debajo de 700 CPM, utilizando un transductor estándar de velocidad no son lecturas reales o verdaderas. El medidor de su instrumento no indicará el valor, un valor menor que la amplitud real de la vibración que está siendo medida.

Aún cuando la sensibilidad cae a bajas frecuencias, el transductor estándar de velocidad puede ser bastante útil. Esta caída en la sensibilidad tiene poco o ningún efecto en el uso de su instrumento para balancear. Sin embargo, para todos aquellos que tienen que tomar lecturas para comparación con un criterio específico, la caída de la sensibilidad es razonablemente predecible y podrán obtenerse datos precisos utilizando la tabla de factores de corrección (véase la Fig. 2.4). Esta tabla es aplicable al transductor IRD Modelo 544. Todas las lecturas aplicadas a la atabla deberán ser de amplitud filtrada y se obtendrán utilizando el filtro de su instrumento analizador de vibraciones. No deberán ser aplicadas a la tabla las lecturas totales o con el filtro fuera, tales como aquellas obtenidas con el medidor de vibraciones.

Para utilizar la tabla, simplemente note la frecuencia de la vibración en la escala horizontal en el fondo de la escala. De este punto, muévase hacia arriba para interceptar la curva y cruce el eje vertical en el lado izquierdo y lea el valor del factor de corrección en la escala. Enseguida, multiplique la lectura observada en el medidor de amplitud por el factor de corrección para obtener la verdadera amplitud de vibración.

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Métodos para el Montaje de Transductores. El montaje sólido de un transductor es esencial para obtener datos precisos y confiables para balancear. Un montaje flojo o incorrecto puede dar por resultado un error de amplitud y/o lecturas de fase. Esto dará por resultado errores en los cálculos de balanceo. Hay varios métodos que pueden ser utilizado para aplicar el transductor de vibraciones, como se ilustra en la Fig. 2.5. Cada uno de los métodos que se muestran, sostiene el transductor en su lugar sin distorsionar la vibración existente. Pero solamente sobre el rango de la frecuencia especificada. La Figura 2.6 indica la frecuencia más alta recomendada para cada método de montaje. Lecturas de vibración tomadas a frecuencias más altas podrán estar sujetas a error.

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Lo que debe considerarse en el montaje de un transductor de vibraciones es que cualquier objeto (abrazadera, varilla, etc.) utilizado entre el transductor y la superficie de medición tenga propiedades de resorteo y por lo tanto tendencia a amplificar o distorsionar la verdadera vibración a ciertas frecuencias. Siempre que esta distorsión ocurra, se obtendrán errores en las mediciones que se tomen. A continuación presentamos cinco fotografías. Cada una corresponde a diferentes montajes.

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NOTA Para estos casos se asume que la superficie a la que el transductor va adherido es plana y pulida. Si estas condiciones no son como se indica, la frecuencia máxima permisible será reducida. Colocación de Transductores.

Montaje utilizando el Perno Prisionero

Una de las técnicas más confiable de montaje y adherir el transductor directamente a la superficie de medición con perno roscado. La superficie de montaje deberá estar plana con la cara frontal del transductor en contacto total como se muestra en la Figura 2.7. Evite aquellas condiciones de montaje que se muestran en las Figuras 2.7B, 2.7C y 2.7D.

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El largo del perno es importante. Este no deberá ser tan largo como para topar en el extremo interior con el fondo del barreno en el transductor, como se ilustra en la Figura 2.7D. Si el perno se forza en el barreno más allá de lo permisible, esto puede dañar la tapa desello del transductor, como también puede reducir el rango de frecuencia de montaje.

Sostenido manualmente – sin la barra de contacto

El transductor sostenido manualmente, sin la barra de contacto, es bastante satisfactorio para la mayoría de aplicaciones de balanceo de campo. El transductor deberá sostenerse firmemente contra una superficie razonablemente plana y limpia. Cuando se esté aplicando a superficies curvas o irregulares. Tenga en mente que el transductor mide vibraciones solamente en la dirección paralela a su eje y cualquier movimiento errático de la mano que ocasione que la dirección del eje varíe, puede dar por resultado lecturas de vibraciones inestables y errores en el balanceo. Utilice solamente suficiente presión para evitar que el transductor “repiquetee” o camine sobre la superficie. Cuando se sostiene el transductor manualmente, una sensación de hormigueo en las manos indicará la presencia de una alta frecuencia de vibración y por tanto la necesidad de aplicar mayor presión al transductor. Considere que el transductor siempre deberá colocarse en la misma localización de medición para obtener datos consistentes para balancear.

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Sosteniendo manual – con barra de contacto estándar de 9” (23 cm.) que se proporciona con los medidores IRD y analizadores es un artefacto conveniente para llegar a puntos incómodos de vibración y asistir en la localización del transductor en un punto específico en la maquinaria. La barra podrá ser utilizada para la mayoría de las aplicaciones de balanceo, sin embargo, deberá tenerse precaución en donde las frecuencias de vibración estén por encima de 16,000 CPM.

Pinzas de Presión Las pinzas de presión requieren de un montaje firme, preferentemente con las quijadas haciendo un contacto total en todo su largo. De hecho, estas pinzas con una herramienta de conveniencia para uso durante el balanceo “en campo” y no se recomiendan para propósitos de análisis de vibración debido a su muy limitado rango de frecuencia.

Base magnética La base magnética también puede ser utilizada para balanceo en el campo. Deberá ser montada en una superficie razonablemente limpia y pulida. Las partículas de polvo o grasa que se encuentren en el imán o la superficie de montaje ocasionarán que se reduzca la fuerza de retención del imán y consecuentemente la frecuencia máxima utilizable. Si la superficie magnética no está bien asentada con la superficie de montaje podría mecerse a una frecuencia impredeciblemente baja, produciendo lecturas erróneas. Si cuando se aplica apropiadamente la base magnética produce buenos resultados como sostén de un transductor de vibraciones.

Tira de Madera o Cola de Pescado Muchas veces se utiliza para determinar la vibración de una flecha para compararla con la vibración de la caja o carcaza de un cojinete. Esto es especialmente cierto en cuanto se refiere a máquinas de alta velocidad, tales como turbinas, bombas centrífugas y compresoras, donde la carga de una máquina y cojinetes rígidos con frecuencia tienen muy poca vibración, aún cuando el rotor y la flecha pueden estar vibrando excesivamente dentro del claro de los cojinetes. La tira de madera que se muestra en la Fig. 2.8 cuando se utiliza con el transductor de velocidad, proporciona los medios convenientes para la medición de la vibración de la flecha. La tira de madera es simplemente un aditamento hecho de madera dura en forma de “cola de pescado” que proporciona dos puntos de contacto. En un extremo lleva un perno roscado que se utiliza para conectarla al transductor de vibraciones. Puede utilizarse sobre la circunferencia de cualquier diámetro de flecha o rodillo en rotación. Adicionalmente, en el extremo opuesto a su apoyo está afinado en forma de “cola de pescado” para permitir un contacto en un área más pequeña sobre la flecha y así reducir la fricción y evitar el repiqueteo. Véase la Fig. 2.8. Las flechas deberán estar razonablemente lisas, de preferencia pulidas. Si se aplica la

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Fig. 2.8 El uso de la tira de madera o “cola de pescado” utilizada con el transductor para medir la vibración de la flecha, es una herramienta valiosa para muchas aplicaciones de balanceo. cola de pescado sobre una parte que tenga oxidación, raspones, ralladuras o superficies rugosas, esto producirá información dudosa y también podrá ocasionar daños a la cola de pescado. Sintonizando el filtro del analizador a la frecuencia de la velocidad de rotación normalmente mejorará los resultados. También hay que tener cuidado de evitar cuñas, cuñeros, pernos prisioneros y perforaciones de lubricación. Para flechas con velocidades que excedan las 3,600 R.P.M., hay que evitar el sostener la cola de pescado contra la flecha por un periodo de tiempo prolongado. La generación de calor causado por la fricción quemará la cola de pescado o podrá ocasionar el rayado de la flecha. Se recomienda la aplicación frecuente de un medio de aceite lubricante para reducir la fricción y la generación de calor en flechas de alta velocidad. No se recomienda que se trate de obtener lecturas en flechas con velocidades por encima de 12,000 R.P.M. Por lo general es necesaria la utilización de las dos manos para aplicar la cola de pescado sobre la flecha. Con una mano sostiene y se evita que se desplace hacia arriba o hacia abajo sobre la flecha y con la otra mano se regula la presión sobre el transductor así como la posición angular de este. Cuando se está aplicando la cola de pescado, utilice suficiente presión para evitar que repiquetee. Una sensación de hormigueo en las manos, acompañado de un distintivo rechinido o gruñido indicará la presencia de repiqueteo y la necesidad de mayor presión. También es importante el mantenimiento de una presión constante (ver Fig. 2.8). Se ha demostrado con estudios que una variación significativa de la presión puede afectar la precisión de una lectura. Esto es particularmente importante al balanceo o siempre que se desee hacer una comparación de lecturas. Del mismo modo que una “cola de pescado” indica la vibración de una flecha, también indica cualquier fuerza de redondez o excentricidad de la flecha. Normalmente la influencia de fuerza de redondez de una flecha es muy pequeña y no debe causar preocupación. Aquí otra vez, el uso del filtro del analizador sintonizado a la frecuencia de la velocidad de rotación, usualmente mejorará la validez de las lecturas.

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En flechas, coples, poleas o donde quiera que se sospeche una condición de falta de redondez, se recomienda hacer una verificación visual con un indicador de carátula o un micrómetro. Aún cuando pueda haber motivos de error en las mediciones con la cola de pescado, por irregularidades en la geometría de una flecha, variaciones en la presión aplicada y posición angular, la cola de pescado es una herramienta valiosa para análisis y balanceo “en campo”.

Accesorio para montaje sobre la flecha Aunque la cola de pescado es bastante apropiada para verificaciones periódicas de vibración, el análisis y balanceo “en campo” donde se necesita para un monitoreo continuo de vibración absoluta de la flecha, se utiliza el accesorio para montaje sobre la flecha (Fig. 2.9). El accesorio para montaje sobre la flecha se instala en forma permanente en la caja del cojinete de una máquina rotativa. Consiste en un probador con un resorte de carga sostenido firmemente contra la flecha en rotación para seguir con precisión el movimiento de la misma. El probador está provisto de un “botón” metálico de larga duración en la punta de contacto en el área del cojinete para lubricación. Un transductor o un acelerómetro montado en el accesorio proporciona una salida eléctrica proporcional a la vibración absoluta de la flecha (relativa a un punto fijo en el espacio). Véase Fig. 2.9. Los transductores de vibraciones para el accesorio montado sobre la flecha son normalmente instalados en máquinas rotativas de gran tamaño, tales como turbogeneradores con flechas rotativas más bien masivas. En este tipo de máquinas o similares, donde la velocidad de la superficie de la flecha es moderada, es preferible una medición de la vibración absoluta para monitorear la condición de la maquinaria y para balanceo dinámico “en campo”. Para máquinas de alta velocidad con rotores de peso ligero relativo, se prefiere por lo general una medición de vibración de la flecha relativa al cojinete. Estas mediciones de “relativa” vibración de la flecha se obtienen utilizando transductores de no-contacto, los que se describen más adelante.

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Interferencia magnética La medición de vibración en motores grandes e C.A. o alternadores, algunas veces presentan un problema debido a los campos magnéticos alternantes inherentes a este tipo de maquinaria. Tales campos magnéticos pueden producir una señal en el transductor de velocidad a una frecuencia igual a la frecuencia del campo de C.A. La lectura de amplitud que resulta de la señal inducida es “falsa” y es probable que nada tenga que ver con la condición de la máquina. La fuerza de la señal inducida dependerá de la fuerza del campo magnético del lugar en donde se coloca el transductor. La presencia e influencia aproximada de un campo magnético puede verificarse fácilmente utilizando su transductor de velocidad e instrumento analizador. Conéctese el transductor de vibraciones al analizador, del mismo modo en que se conecta cuando es utilizado para medir vibraciones en una máquina. Enseguida, suspenda el transductor de vibraciones por su cable en el área en donde las lecturas de vibración son normalmente tomadas. (Véase Fig. 2.10). Sostenga el cable del transductor lo más firmemente posible, pero sin que el transductor toque la máquina. Para medir la amplitud del campo magnético, con cuidado sintonice el filtro de su analizador a la frecuencia de línea de C.A. y vea la lectura de amplitud. Esta es la señal causada por el campo magnético.

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Si usted encuentra que la interferencia magnética es un problema, se sugiere que el transductor sea instalado utilizando una cubierta antimagnética como laque se muestra en la Fig. 2.11. La cubierta reduce la interferencia magnética de aproximadamente 100 a 1.

Una solución temporal para resolver los problemas de interferencia magnética es utilizar una extensión larga de la barra de contacto. Esta barra simplemente localiza al transductor de vibraciones retirado del campo magnético, por lo tanto, reduce el nivel de interferencia. La limitación de esta técnica es una reducción en el rango de frecuencia utilizable del sistema de medición.

Transductor de velocidad de contacto directo Con frecuencia es necesario medir la vibración de una parte o estructura pequeña de peso ligero. Sin embargo, sosteniendo o adhiriendo el transductor de velocidad estándar a una parte pequeña podrá reducir de forma real la vibración. Para resolver este problema deberá utilizarse el transductor de vibración de contacto directo (véase la Fig. 2.12)

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(*) Prod - Barra de contacto Magnet - imán Vibrating object - objeto con vibración Connector - Conector Coil - bobina Rigid Structure - estructura rígida No significant vibration - vibración no significativa El transductor de contacto directo es bastante similar en su construcción y operación al transductor sísmico de velocidad. Sin embargo el transductor de contacto directo incluye una barra que se extiende a través de la tapa frontal del transductor y que va adherida a una bobina movible interior. Para medir vibraciones utilizando el transductor de contacto directo, la barra del transductor se coloca en contacto con la parte que está vibrando, mientras que la caja del transductor se sostiene rígidamente montada como una referencia fija. La barra podrá adherirse a la parte utilizando la punta magnética. (Ver Fig. 2.12)

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La práctica normal es la de montar mecánicamente el transductor de contacto directo. Sin embargo, puede ser sostenido manualmente si se tiene cuidado especial. Cuando se esté sosteniendo el transductor manualmente, por lo general es necesario sintonizar el filtro del analizador a la frecuencia de vibración de interés. Esto podrá evitar errores en sus lecturas, resultantes del movimiento natural de la mano. Adicionalmente, asegurarse de que la barra y la bobina del transductor estén libres para moverse dentro de los límites de su carrera en todo el tiempo. Cuando se esté utilizando el transductor de velocidad de contacto directo, solamente se agregará el peso de la barra y bobina en movimiento a la parte de vibración. Esto hace que el transductor sea especialmente útil para objetos pequeños y de peso ligero, donde el peso agregado de un transductor sísmico de velocidad podría afectar la vibración actual. Adicionalmente, siendo que la bobina es mecánicamente movida , la salida del transductor de contacto directo queda virtualmente sin efecto en las bajas frecuencias. Por lo tanto, este transductor es apropiado para la medición de bajas frecuencias de vibración y con frecuencia es seleccionado ara uso en máquinas para balancear, donde pueden ser balanceadas partes a velocidades tan bajas como 30 R.P.M. con excelentes resultados.

Transductor Acelerómetro Otro transductor comúnmente utilizado para medir vibración en el acelerómetro. Un acelerómetro es un artefacto auto-generador con una salida proporcional a la aceleración de la vibración. (Ver Fig. 2.13)

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Dado a la aceleración es una función de desplazamiento y frecuencia al cuadrado, los acelerómetros son especialmente sensitivos a la vibración que ocurre a altas frecuencias. Esto hace que el acelerómetro sea particularmente útil en la medición y análisis de la vibración en engranes o cojinetes antifricción. Los acelerómetros con frecuencia son instalados en forma permanente para monitorear de forma continua la vibración en turbinas de gas y otras máquinas con muy altas velocidades de rotación. El tamaño y peso ligero del acelerómetro lo hacen muy apropiado para aplicaciones donde el espacio es limitado, o donde el peso del transductor es importante. Adicionalmente, los acelerómetros son mucho menos sensitivos que los transductores de velocidad a campos magnéticos dispersos.

Operación Básica En muchos aspectos un transductor acelerómetro es similar en operación a la de un transductor sísmico de velocidad. Sin embargo, en el acelerómetro la bobina de alambre que se utilizaba en el transductor de velocidad ha sido reemplazada con un material que produce una carga eléctrica cuando se comprime (Ej. Siempre que una fuerza es aplicada). (Ver la Fig. 2.14) Entre mayor sea la fuerza aplicada, mayor será la carga eléctrica generada. A dicho material se le denomina “piezoeléctrico” y podrá ser un cristal natural o sintético o un material cerámico.

Figura 2.14 (*) El acelerómetro utiliza un material piezoeléctrico que produce una carga eléctrica siempre que se comprime se extiende. (Ej. Siempre que se aplica una fuerza)

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(*) 1. 2. 3. 4. 5. 6.

Mounting hole - Perforación roscada para montaje Frame – Carcaza Piezoelectric disks - Discos piezoeléctricos Máss - Masa Amplifier - Amplificador Conector - Conector

La salida o sensibilidad de un acelerómetro se expresa en picoculombios por “g”. La unidad “g” es la unidad estándar de aceleración definida como la aceleración producida por la fuerza de gravedad a la superficie de la tierra. La salida de los acelerómetros es usualmente pequeña cuando se compara con la salida normal de los transductores del tipo de velocidad. Por esta razón la preamplificación de la del acelerómetro es por lo general requerida antes de que una señal “utilizable” sea obtenida. Algunos acelerómetros tienen su propio amplificador integrado. Esto tiene la ventaja de eliminar muchos problemas tales como el límite del largo del cable o el intercambio de éste. Métodos de Montaje del Acelerómetro. Las reglas que son aplicables para la adhesión de un transductor sísmico de velocidad, por lo general también son aplicables a los acelerómetros. Sin embargo, debido a su tamaño pequeño y otras diferencias en su diseño, pueden ser utilizados para frecuencias significativamente más altas que las del transductor de velocidad. Tales frecuencias máximas para diferentes condiciones de montaje se proporcionan en la siguiente tabla Fig. 2.15.

Fig. 2.15 Estos representan frecuencias máximas basadas en la práctica de un cuidadoso montaje, incluyendo el uso de una ligera capa de grasa exceptuando los anotados. Cuando existan condiciones para un montaje menor no muy bueno. (Ej. Superficie dispareja o pintada) Estas frecuencias podrán ser reducidas

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Cuando se estén utilizando los acelerómetros para balanceo en el campo, usted deberá observar las líneas de guía para montaje que se proporcionan en la Fig. 2.15 para asegurar resultados precisos. El acelerómetro es particularmente apropiado para balanceo “en campo” de partes ligeras donde el peso del transductor es un factor a considerarse

Transductor de no contacto (Proximidad) Muchas máquinas de alta velocidad, tales como turbinas, bombas centrífugas y compresoras, constan de rotores de relativamente peso ligero montados en carcazas masivas, pesadas y cojinetes rígidos. Debido al peso y rigidez de la carcaza masiva y cojinetes de la máquina, con frecuencia hay solo una pequeña evidencia de salida de vibración del rotor o la flecha aún cuando estos estén vibrando excesivamente dentro del claro de los cojinetes. En este tipo de máquina se hace necesario medir la vibración relativa dela flecha para saber cuando los claros y sello de los cojinetes están en peligro. Esta es la función del transductor de no-contacto. La Figura 2.16 muestra un transductor típico de no-contacto, para la medición del desplazamiento de la flecha. Este transductor mide la vibración de la flecha en forma bastante similar al transductor de velocidad con el accesorio para montaje sobre la flecha, anteriormente descrito, excepto que no hay contacto con la superficie medida y por lo tanto, no hay desgaste del transductor o la flecha. Adicionalmente, recuérdese que el transductor montado sobre la flecha proporciona una medición de vibración de la flecha relativa a un punto fijo en el espacio (absoluto), mientras que el transductor de no-contacto es normalmente usado para medir la vibración de la flecha relativa a la carcaza del cojinete.

(*) Tip – punta Body – cuerpo Integral cable – cable integral Cable conector – cable de conexión

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Operación del Transductor de no-contacto Los transductores no no-contacto podrán ser utilizados con analizadores portátiles de vibración o con monitores instalados en forma permanente. A diferencia de los transductores de velocidad o acelerómetros, el transductor de no-contacto no es un artefacto auto-generado, que requiere energía de un “seños de señales”, que genera una señal de muy alta frecuencia de C.A., que se llama “señal de acarreo”. Esta señal es aplicada a través de un cable especial a una pequeña bobina en la punta del transductor de no-contacto, produciendo un campo magnético en este punto. (Véase la Figura 23.17) Cualquier conductor metálico, tal como sería una flecha de acero, en proximidad cercana absorbe energía del campo magnético y a su vez produce una reducción proporcional en la amplitud de la”señal de acarreo”. Cuando la distancia entre la punta del transductor y el objeto metálico (flecha) cambia, la amplitud de la “señal de acarreo” son detectados como una señal de C:A:, que es proporcional al desplazamiento de vibración de cresta a cresta de la flecha.

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Los transductores de no-contacto son instalados en una máquina con la punta del transductor en proximidad cercana a la flecha denominada como la “abertura o espacio”. Las aberturas típicas son de .020, .030, .050, .060 y .100, sin embargo, la fijación específica de una abertura para un transductor dependerá del tipo de transductor, material de la flecha y sistema de calibración. Para facilitar la instalación de un transductor de no-contacto y asegurarnos que la abertura se ajusta con propiedad en todo tiempo, ésta se indica en el medidor de abertura en el accesorio del instrumento o monitor. Las lecturas de abertura pueden ser tomadas cuando la flecha está en rotación (abertura medida). El medidor de abertura proporciona las medidas para instalar y ajustar el transductor de nocontacto, que es esencial en donde métodos de mediciones de abertura física no son posibles, tal como cuando una máquina está en operación o donde el transductor es instalado dentro del cojinete de la máquina sin tener acceso a la punta de ése.

Instalación del transductor de no contacto Los transductores de no-contacto pueden ser surtidos con muchas configuraciones diferentes como se muestra en la Fig. 2.18. Algunos tal vez sean de solamente ¾” de largo, mientras que otros tal vez sean de varias pulgadas de largo, unos tienen el cuerpo machuelado para instalación de agujero roscado, otros pueden tener un cuerpo sólido para instalación permanente con perno prisionero o cemento epóxico. Algunos llevan un conector a prueba de agua y sello de aceite. Otros constan de un conector con sello de aceite a prueba de agua de teflón moldeado. Para proporcionar una máxima protección por daños del cable algunos de estos llevan armadura de recubrimiento.

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Los transductores de no-contacto normalmente son instalados en agujeros machueleados en la carcaza de la máquina o tapa del cojinete, como se muestra en la Fig. 2.19. En algunos casos, el fabricante de la maquinaria, anticipadamente habrá hecho las previsiones necesarias para la instalación de estos transductores. En tal caso, su colocación es un trabajo sencillo, ya que solo se requiere insertar el transductor en el agujero previsto y hacer el ajuste apropiado de su abertura.

Para instalaciones en el campo, donde no se tienen provisiones para el montaje en el cojinete, el transductor podrá montarse con la ayuda de una abrazadera rígida o un adaptador. Siempre que se usen adaptadores para el montaje de un transductor, deberá tenerse cuidado de asegurarse que los adaptadores estén bien adheridos a la máquina. Además, deberán mantenerse cortos y masivos para minimizar cualquier vibración del montaje.

Los transductores de no-contacto son ampliamente utilizados para balanceo en el campo. En muchos casos, los transductores son instalados en una máquina como parte de un sistema de monitores. Sin embargo, se proporciona un contacto de salida para conectar un analizador y obtener los datos necesarios para balanceo “en campo”.

Efectos de desplazamiento En la misma forma que el transductor de no-contacto (proximidad) censa la vibración de una flecha, también censará cualquier desplazamiento de ésta. Por esta razón, cualquier medición de vibración de una flecha utilizando transductores de nocontacto debe permitirse la posibilidad de que alguna de las señales sea el resultado de desplazamiento.

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El desplazamiento puede medirse fácilmente observando el medidor de “abertura” o midiendo las variaciones de voltaje mientras se hace girar el rotor lentamente. Desde luego, un excesivo desplazamiento debe ser eliminado -físicamente o electrónicamente- para permitir una verdadera medición de la vibración real en una flecha. Pueden resultar indicaciones de un desplazamiento excesivo por irregularidades físicas de los muñones de una flecha. Esto se denomina desplazamiento “mecánico”. Sin embargo, otras características de la flecha, tales como el espesor disparejo de su revestimiento, metalización o magnetismo pueden causar amplitudes altas de desplazamiento el que se denomina “eléctrico”.

Efectos nodales de mediciones de vibración en la flecha Si las flechas de rotores fueran perfectamente rígidas, los transductores de nocontacto podrían localizarse casi en cualquier lugar a lo largo de la flecha para proporcionar indicaciones confiables de vibración relativa al cojinete. Sin embargo, las flechas de rotores no siempre son rígidas. De hecho, muchas compresoras centrífugas y bombas de alta velocidad que utilizan mediciones relativas a la flecha normalmente operan a velocidades por encima de la primera crítica del rotor donde la flecha es considerada como flexible. Como resultado, es importante que los transductores de no-contacto sean instalados separado de los puntos nodales, que son untos de mínima amplitud. Véase la Fig. 2.20. Transductores que son instalados en o muy cerca de los puntos nodales podrán proporcionar datos erróneos para operaciones de balanceo.

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(*) Bearings – Cojinetes Shaft – Flecha Nodal Point – Punto nodal

Vibración en el cojinete y la flecha Ya que el objetivo de balancear maquinaria e s el de reducir vibración, se pensaría que es apropiado el proceder a medirla(en el cojinete o la flecha) que proporcionan los datos más confiables. Sin embargo, la selección no siempre será fácil como se ilustra en los ejemplos siguientes: La Fig. 2.221 ilustra una máquina equipada con cojinetes de rodamientos. Tales cojinetes característicamente tienen claros radiales muy pequeños y por lo tanto, la flecha y el cojinete tendrán casi la misma vibración. Como se indica por la comparación de las formas de onda de vibración, la vibración del cojinete y la vibración absoluta de la flecha será casi idéntica en este caso por comparación, una medición de la vibración de la flecha relativa al cojinete detectaría solamente una pequeña cantidad de claro radial en el cojinete. La selección en este caso aparentaría ser entre la vibración del cojinete y la vibración absoluta de la flecha.

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(*) Bearing vibration – Vibración del cojinete Absolute shaft vibration – Vibración absoluta de la flecha Relative shaft vibration – Vibración relativa de la flecha La Figura 2.22 ilustra una máquina que consta de un rotor de peso ligero, instalado en una carcaza masiva y rígida. Una compresora centrífuga de alta velocidad podría ser un ejemplo de este tipo de instalación. Aquí los cojinetes son lubricados por aceite, del tipo de muñones los. En este caso, la carcaza grande y masiva de la máquina permanece casi estacionaria aún cuando la flecha del rotor podrá estar vibrando excesivamente dentro de los claros de los cojinetes. Como se sugiere por la comparación de la forma de onda de vibración, la selección aquí aparentaría ser entre la medición absoluta y la vibración relativa de la flecha

(*) Bearing vibration – Vibración del cojinete Absolute shaft vibration – Vibración absoluta de la flecha Relative shaft vibration – Vibración relativa de la flecha La Figura 2.23 ilustra una tercera condición posible, donde la carcaza de la máquina (o soporte) tiene comparativamente más baja o moderada rigidez. Maquinaria en general, tal como ventiladores, sopladores, motores, bombas de baja velocidad, máquinas reciprocantes y compresoras serían ejemplos típicos. Adicionalmente, máquinas instaladas sobre aisladores, absorbedores de vibración, también entrarían en

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esta categoría. Como se sugiere por las formas comparativas de onda de vibración, debido a la rigidez moderada de la máquina (o su soporte), la vibración del cojinete sería solo ligeramente menor que la vibración absoluta de la flecha, mientras la vibración relativa de la flecha sería comparativamente baja. La selección en este caso, una vez más, parecería ser entre la medición de la vibración del cojinete y la vibración absoluta de la flecha.

(*) Bearing vibration – Vibración del cojinete Absolute shaft vibration – Vibración absoluta de la flecha Relative shaft vibration – Vibración relativa de la flecha

Como se ilustra en los ejemplos de las figuras 2.23 hasta la 2.25, si la vibración del cojinete, vibración absoluta de la flecha o vibración relativa de la flecha proporcionan el mejor indicador de la condición del balanceo de la maquinaria dependerá en parte del tipo de cojinetes utilizados, así como la rigidez de éstos. Sin embargo, hay otros factores a considerar incluyendo parámetros selectivos de amplitud, costos de instalación, limitaciones del transductor y otros que serán tratados más adelante en detalle en los párrafos siguientes. Razones para la medición de vibración en los cojinetes

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Razones para mediciones de vibración de cojinetes Tal vez las ventajas más obvias en las mediciones de vibración en las tapas de cojinetes serían la selección del transductor y facilidad de su instalación. Esta es la consideración principal para el balanceo “en campo”. Las mediciones de vibraciones en cojinetes o estructuras son normalmente efectuadas utilizando un transductor sísmico de velocidad o un acelerómetro. Para un monitoreo permanente, el transductor es usualmente adherido o montado con un prisionero directamente al cojinete de la máquina. Estos transductores pueden ser usados para obtener datos de balanceo. Para balanceo temporal, monitoreo, análisis o pruebas, los transductores pueden ser sostenidos manualmente o asegurados con una base magnética. Los transductores de velocidad son generalmente usados para medir desplazamiento de vibración y velocidad de frecuencias intermedias y bajas (típicamente de 10 Hz. A 200 Hz.), aún cuando los transductores de velocidad están disponibles con respuesta de amplitud lineal desde 1 Hz. Hasta 5,000 Hz. Los acelerómetros están disponibles en un amplio rango de tamaños y sensibilidades para afrontar una variedad de requerimientos. Para operaciones de balanceo se utilizan para balanceo de alta velocidad en rotores muy livianos, o máquinas donde la interferencia magnética podrá ser un problema.

Desventajas en la medición de vibración de cojinetes Aún considerando las ventajas obvias, no siempre será práctico el depender exclusivamente de las mediciones de vibraciones de cojinetes o sus cajas para las operaciones de balanceo. Tal vez el problema más notorio con las mediciones en cojinetes es el detectar cambios significativos en los niveles de vibración en máquinas con alta impedancia mecánica (véase la Fig. 2.22) donde las amplitudes de vibración de la flecha son consistentemente altas. A diferencia de los transductores de no-contacto y los de montaje sobre la flecha, los de velocidad tendrán un cambio de fase inherente a bajas frecuencias. Este cambio de fase puede ser determinado para una velocidad específica por el cálculo de vectores. Sin embargo, algunas veces es difícil seleccionar la mejor localización para agregar pesos de prueba cuando se está balanceando un campo y cuando las características del cambio de fase se desconectan.

Medición de la Vibración Relativa de la Flecha Las mediciones de la vibración de la flecha relativas al cojinete, son normalmente hechas utilizando transductores de no contacto (proximidad). El transductor es instalado en un agujero “machueleado” en la tapa del cojinete o una ménsula o una abrazadera rígida de modo que la punta quede colocada en la proximidad a la flecha.

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Un oscilador externo proporciona una señal acarreada de alta frecuencia a una bobina en la punta del transductor, produciendo un campo magnético. La flecha de la máquina crea una impedancia a la amplitud de la señal acarreada y ésta impedancia varía inversamente con la abertura o distancia entre la flecha y la punta del transductor. Por lo tanto, si la flecha está vibrando, la señal acarreada de amplitud será modulada hasta una magnitud proporcional al desplazamiento vibracional cresta a cresta de la flecha. Tal vez, la aplicación más importante (y ventaja) de mediciones relativas a la flecha es en máquinas con alta impedancia mecánica, donde mediciones en la tapa del cojinete podrán mostrar pequeño o ningún incremente significativo cuando ocurren problemas hasta que es demasiado tarde. Las aplicaciones típicas incluyen bombas centrífugas de alta velocidad compresoras y turbo generadores, donde la mayor preocupación es la flecha de un cojinete. En estas máquinas o similares las mediciones de vibración relativas a la flecha proporcionan una indicación directa de su comportamiento. Las lecturas del desplazamiento de la flecha son ampliamente utilizadas para operaciones de balanceo. Una segunda ventaja en la medición de vibración relativa de la flecha es la ausencia de error de la fase entre la vibración real y la medida. Como se mencionó anteriormente, algunos transductores de velocidad utilizados para tapa de cojinete y mediciones absolutas de la flecha tienen un inherente cambio de fase con la frecuencia. La falta instrumental del cambio de fase con transductores de no-contacto ayuda en gran medida para seleccionar la mejor localización para los pesos de prueba cuando se esté balanceando. Adicionalmente, en máquinas con alta impedancia mecánica las amplitudes relativas de la flecha tenderán a ser más lineales con el desbalance del rotor.

Razones para las mediciones de vibración absoluta de la flecha La medición de vibración absoluta de la flecha son normalmente asociadas con turbogeneradores, que han dependido de tales mediciones por muchos años. Debido a la vasta cantidad de experiencia y confianza que ha sido acumulada a través de los años, la medición de vibración absoluta de la flecha es aún común en equipo generador de energía así como de otros tipos de máquinas industriales grandes con rotores masivos, una razón por la que esta medición ha sido seleccionada para este tipo de máquinas, ha sido porque las amplitudes de vibración del cojinete eran característicamente más pequeñas que las amplitudes de la flecha. Adicionalmente, se encontró que las mediciones de vibración absoluta de la flecha eran aparentemente más lineales que las lecturas de la tapa del cojinete, por lo tanto, podrán ser obtenidos mejores resultados utilizando la medición de la vibración de la flecha para los propósitos de balanceo “en campo”.

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(*) Pickup mounting stud – perno para montaje de transductor Shaft rider assembly – ensamble del tranductor Machine housing – carcaza de la máquina Non metallic tip – punto no metálica Shaft surface – superficie de la flecha Un método común para la medición de vibración absoluta de la flecha es con el uso del transductor montado sobre la flecha (shaft rider). La barra es instalada en el área del muñón de la flecha para proporcionar lubricación de la punta (tip). Un transductor de velocidad o transductor acelerómetro montado sobre el ensamble de la barra proporcionará la señal necesaria de vibración. (Véase la Fig. 2.24) Otra técnica para la medición de la vibración absoluta e la flecha, que aparentemente está ganando popularidad, involucra la combinación de señales de un transductor de no-contacto (censado la vibración relativa dela flecha) y el transductor montado sobre la flecha (censado la vibración absoluta del cojinete). Con este arreglo, se tiene señales disponibles para la detección de la vibración relativa de la flecha, absoluta de la flecha o el cojinete.

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Estas pueden se comparadas con el propósito de seleccionar el mejor parámetro para balancear. Otra ventaja del transductor para montajes sobre la flecha (shaft Arder) es que no se afecta al transductor de no-contacto. Por esta razón los transductores montados sobre la flecha son algunas veces seleccionados para usarse en máquinas con muñones metalizados para la flecha, o en motores grandes y generadores donde el magnetismo puede ser un problema

Desventajas en la medición de vibración absoluta de la flecha La medición de la vibración absoluta de la flecha se afecta por muchos de los mismos problemas asociados con las mediciones relativas a la flecha, incluyendo errores en las lecturas de desplazamiento mecánico, fisuras, raspaduras y otros defectos en la superficie de la flecha. Adicionalmente el uso de transductores montados sobre la flecha (shaft IRDER) puede presentar algunos problemas especiales. Primero, siendo que la punta del transductor de hecho va en contacto con la superficie de la flecha, el desgaste es inevitable y deberá checarse visualmente en bases periódicas. Segundo, siendo que en muchas instalaciones se requiere del uso de barras largas, la resonancia de esas es probable que sean bajas y podrán introducir errores en las mediciones.

Vibración flecha vs. pedestal Hasta ahora los vectores para balancear han sido tratados sin hacer referencia cerca de si las lecturas son verticales, horizontales, a la flecha o a la caja de un cojinete. La experiencia mostrará cual de estos procedimientos da el mejor resultado en un balanceo pero una regla en general deberá ser aplicada: 1.

2.

3.

Ya que las fuerzas de desbalance se originan en la flecha, las lecturas tomadas de ésta usualmente proporcionarán los mejores resultados y no son afectados por la velocidad. Cuando las lecturas de la flecha no puedan ser tomadas, las lecturas horizontales de la caja del cojinete, generalmente, seguirán a las lecturas de la flecha para velocidades hasta la primera crítica. Para velocidades arriba de la primera crítica, las lecturas verticales de la caja del cojinete seguirán más cerca de las lecturas de la flecha y deberán ser utilizadas.

Debe hacerse notar que las lecturas de la flecha son afectadas muy ligeramente por amortiguación de los pedestales, mientras que las lecturas de las amplitudes verticales y horizontales de los pedestales dependerán de su masa y rigidez, de modo que la misma cantidad de fuerza de desbalance podrá producir dos diferentes amplitudes en pedestales de peso desigual.

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Las lecturas de la flecha deberán ser tomadas verticalmente y horizontalmente en cada extremo de la flecha que va a balancearse. Las amplitudes de la flecha siempre serán más grandes que las de la carcaza del cojinete. Estas usualmente tendrán la misma altura lateral que las carcazas. Una buena práctica es plantear las cuatro lecturas (flecha vertical, flecha horizontal, cojinete vertical, cojinete horizontal), para cada extremo de la flecha. La ventaja de plantear todas las lecturas es que en la siguiente adición de peso o movimiento se convierte más aparente cuando hay varios planteamientos mostrando el mismo movimiento (ver Fig. 2.25) Un error en la lectura o planteamiento también se torna aparente cuando se comparan cuatro exposiciones para balanceo en cada extremo.

Fig. 2.25 Diagrama vectorial de datos para balanceo vertical, horizontal y lecturas axiales.

Las lecturas de cojinetes en pedestales se tornan incrementadamente inexactas al convertirse las amplitudes pequeñas. Las lecturas de la flecha son usualmente de tres a cinco veces más grandes que las lecturas de los pedestales, lo que tiende a hacerlas más precisas. Sin embargo, usualmente es una buena práctica checar la superficie de la flecha con un indicador de carátula (graduación .0001”) para determinar cualquier desplazamiento o superficie dispareja de la circunferencia de la flecha. Si hubiera algún desplazamiento, éste deberá ser restado vectorialmente del vector de la flecha de manera que se pueda determinar la verdadera vibración.

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Algunas turbinas grandes y motores son equipados con transductores para vibración de la flecha, montados para indicar la vibración en los muñones del cojinete. Estos son usualmente los puntos ideales para obtenerlos datos de vibración de la flecha, cuando se esté llevando a cabo una operación de balanceo.

Instrumentación y técnica para balanceo en el campo IRD manufactura varios modelos de instrumentos portátiles para balanceo dinámico con diferentes rangos de amplitud, requerimientos de fase, rangos de frecuencia y características de filtro disponible para balanceo en campo. Instrumentos tales como los modelos IRD 880, 885 y Data Pac son analizadores dinámicos de vibración y balanceo, son compactos y de peso ligero, que pueden ser operados con corriente alterna (CA), o bien por medio de baterías internas. Estos instrumentos proporcionan un filtro sintonizador de banda angosta para un excelente rechazo de señales interferentes. Cuando se estén usando para obtener lecturas de fase, se utiliza una lámpara estroboscópica para observar una marca de referencia en la flecha. Como fase de referencia puede utilizarse un cuñero, una marca pintada, una cinta engomada o aún una grasera. Algunos problemas de balanceo “en posición” en el campo requieren instrumentación avanzada. Los modelos IRD 890 y 885 utilizan el FFT una señal de referencia de 1xR.P.M., obtenida de la flecha en rotación para proporcionar una lectura remota de fase. La fase remota permite el balanceo “en posición” de maquinaria localizada en áreas remotas inseguras o imprácticas para usar la lámpara estroboscópica. El uso de fase remota y proceso de FFT proporciona amplitud precisa y datos de fase para un balanceo de precisión. Cuando esté balanceando es importante obtener lecturas de amplitud y fase con precisión para minimizar el número de corridas de balanceo. Para ilustración la tabla siguiente muestra la mejor proporción posible de reducción de desbalance por varios grados de error en la medición del ángulo de fase de desbalance.

Por ejemplo: el peso correcto de balanceo es utilizado, pero su localización está fuera 30º. La máxima reducción que puede esperarse es de 2:1 si el peso correcto es usado con un error de fase de 15º, la reducción será de 4:1. El peso correcto con error de fase de 7.5º resultará con una reducción de 8.1. Debido a la precisión de la lectura de fase del Data Line y el Data Pac, podrán obtenerse tolerancias precisas de balanceo

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Con unas cuantas corIRDas, comparado con un analizador que utiliza una lámpara estroboscópica para obtener lecturas de fase.

Tipos de Filtros El modelo IRD 880 incorpora un filtro sintonizador tipo “Twin-T”. Este instrumento dispone de tres posiciones del filtro, banda ancha, banda angosto y balanceo. La banda ancha es de ± 5% del centro sintonizado de frecuencia y es utilizado donde puedan ocurrir variaciones de velocidad durante las operaciones de balanceo. El filtro de banda angosta tiene un ancho de ± 2-12% del centro sintonizado de frecuencia. El filtro de balanceo tiene un ancho de banda de 1.4% del centro sintonizado de frecuencia. Los filtros de banda angosto proporcionan mayor rechazo de las frecuencias de vibración fuera del paso de banda. La respuesta típica del filtro se muestra en la Fig. 2.26.

(*) Lower cutoff frequency – Corte inferior de frecuencia Filter rejection – Rechazo de filtro % Filter bandwidth – Ancho de banda del filtro Upper cutoff frequency – corte superior de frecuencia Frequency - Frecuencia El modelo IRD 840 analizador de espectro/balanceador dinámico incorpora un filtro de candado de fase circular. Este instrumento consta de dos filtros de barrido automático. El filtro de análisis de espectro tiene un ancho de banda de ± 2-0.5% desde la frecuencia sintonizada del centro.

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El filtro del modo de candado, usado para balancear, tiene un ancho de banda de ± 1.4% desde la frecuencia sintonizada del centro. La respuesta del filtro 840 se muestra en la Fig. 2.27. El rango de frecuencia de ambos filtro es desde 60 a 600K CPM.

(*) Filter Bandwidth comparison – Comparación de ancho de banda de filtro Relative amplitude dB – Amplitud relativa dB Typical 5% bandwidth filter – Típico filtro de 5% de ancho de banda Balance (lock) 2.8% Bandwith filter – Balance (candado) de filtro de 2.8% de ancho de banda El modelo IRD 840 analizador de espectro balanceador dinámico, incorpora un filtro con serpentín de cierre de fase. Este instrumento contiene dos filtros de barrido automático. El filtro de análisis de espectro lleva un ancho de banda de ± 2.5% de la frecuencia central sintonizada. El filtro de modo de cierre, usado para balancear, tiene un ancho de banda de ± 1.4% de la frecuencia central sintonizada. La respuesta del filtro 840 se muestra en la figura 2.27. El rango de frecuencia de ambos filtros de 60 a 600K CPM. El modelo IRD 360 incorpora un filtro zirconio de rastreo. El modo de balanceo tiene un ancho de banda constante de 10 CPM por sobre el total del rango de frecuencia desde 120 a 600, 000 CPM. Esto hace poner el nivel de balanceo de precisión a niveles de lo más bajo posible. El filtro de rastreo proporciona un ancho de banda constante de 240 CPM en un rango de 600 –6K.

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La respuesta del filtro del modelo 360 se muestra en la Figura 2.28. En el modo de rastreo, se utiliza un ancho de banda más amplio, de manera que los cambios de velocidad no afecten la precisión de los datos obtenidos. La amplitud y fase vs. Velocidad es generalmente planteado en el modo de rastreo. De estos rastreos, las velocidades críticas de operación y sistema de resonancia de la máquina pueden ser determinadas. El modo es útil para aplicaciones de balanceo, donde se encuentran velocidades críticas. Arranque inicial y datos de “costeo” (la amplitud y fase pueden obtenerse para monitorear los efectos de los pesos de balanceo a través del rango de velocidad de la máquina).

Typical manually tuned filter 5% bandwidth (Q = 20) – Filtro típico sintonizado manualmente con 5% de ancho de banda (0 = 20) Spectrum analsis filter 50 CPM – Filtro de análisis de espectro 50 CPM Tracking filter 240 CPM – Filtro de análisis de espectro 50 CPM Balance Filter 10 CPM – bandwidth – Filtro de balance 10 CPM Ancho de Banda

Técnicas para la Medición de Fase Existen muchas técnicas que pueden ser utilizadas para obtener mediciones de fase comparativas para análisis y balanceo incluyendo la lámpara estroboscópica, el medidor de fase y el osciloscopio.

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Medición de Fase con la Lámpara estroboscópica La mayoría de los analizadores de vibración IRD portátiles están provistos de una lámpara estroboscópica de alta intensidad de luz, que cuando es activada por la vibración medida, proporciona un rápido y conveniente medio para obtener lecturas de fase para análisis y balanceo. Para la obtención de las lecturas de fase, se coloca una marca de referencia en el rotor en el extremo de la flecha o en alguna localización que pueda ser convenientemente observada. También podría utilizarse una cuña o cuñero o cualquier otra marca disponible. Para mediciones precisas de fase, puede ser superpuesta alrededor de la flecha una referencia angular graduada en grados (0o a 360º)(, haciendo posible obtener las lecturas de fase con un mínimo de error. Con la lámpara del analizador que está siendo activada por la vibración de la máquina la marca de referencia en el rotor aparecerá estacionada en alguna posición angular. La medición de fase se obtiene anotando y registrando un ángulo de la referencia angular. Las lecturas de fase comparativas se obtienen simplemente moviendo el transductor de vibraciones a otra localización de medición, pero utilizando la misma marca de referencia y referencia angular utilizada para la medición inicial. En algunos casos tal vez no sea posible poder ver el extremo de la flecha y solo podrá verse una pequeña porción del rotor o de la flecha en un cierto tiempo en particular. Por ejemplo, cuando se esté observando la flecha de un lado, tal como sería debajo de una guarda de un cople donde podría ser que solamente fuera visible la mitad de la flecha o la circunferencia del cople. En tales casos, una sola marca de referencia colocada en la flecha pudiera estar fuera de vista para muchas mediciones de fase . Este problema en muchos casos puede resolverse colocando dos diferentes marcas de fase en la flecha, diametralmente opuestos (180º) una de la otra. Desde luego, las dos marcas colocadas en la flecha deberán ser notoriamente diferentes para evitar errores en la comparación de fase. Por ejemplo un pequeño (0) podría ser dibujado en un lado de la flecha y una marca (X) en el lado opuesto. Aún cuando este acercamiento es generalmente adecuado para comparaciones generales de fase para análisis, la precisión delas mediciones obtenidas de esta manera pudieran no ser suficiente para satisfacer los requerimientos para un balanceo “en campo”. Donde se requiera más precisión, en las lecturas de fase podría ser necesario aplicar una referencia angular de rotación, tal como se ilustra en la Fig. 2.29, utilizando un pedazo de cinta que marca en grados adherida alrededor de la flecha. Si el diámetro de la flecha es conocido, la cinta puede ser preparada antes que la máquina sea parada. Simplemente córtese una cinta de un largo que sea exactamente igual a la circunferencia de la flecha (C = D). Con la cinta cortada del largo apropiado, divida y marque la cinta en un número igual. La referencia estacionaria podrá ser la línea divisoria entre la mitad superior e inferior de un cojinete, o un gancho de ropa de alambre puede ser adherido al cojinete, base o cualquier otro componente y doblado como sea necesario para apuntar a la cinta de referencia angular. Las lecturas de fase precisas se obtienen rotando el número angular a la cinta, que está en línea con el apuntador estacionario cuando se observa bajo la luz de la Lamar estroboscópica.

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Medición de Fase Remota Donde no es práctico o es inseguro para obtener lecturas de fase con la lámpara estroboscópica, puede ser instalado un instrumento con medidor de lecturas de fase remota. Uno de estos instrumentos es el Modelo IRD 890 que proporciona mediciones de fase extremadamente precisas para balanceo o cuando una máquina está equipada con un sistema de monitoreo apropiado de amplitud de fase, pueden ser obtenidos datos para balancear extremadamente precisos con una instrumentación permanentemente montada

(Espacio para la Fig. de la página 2.43)

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Para obtener una lectura remota de fase, se requiere un pulso de referencia de voltaje a la frecuencia de vibración deseada. Cuando se desea observar la fase de la vibración que está ocurriendo a 1 x R.P.M. para el balanceo “en campo”, se requiere un transductor de referencia, tal como una foto celda, un transductor electromagnético o un transductor de “no contacto” montado cerca de la flecha, que ha sido preparada adecuadamente para “disparar” el transductor de referencia. Siendo que la foto celda responde a los cambios de reflectividad del “blanco”, un método común de preparar la flecha es adherir o pegar un pedazo de cinta (marking tape) reflejante alrededor de la misma. Véase Fig. 2.29. El objetivo es el de producir un cambio brusco en la reflexión en el área del “blanco” de la foto celda para cada revolución de la flecha.

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Un método mejorado para genera un pulso de referencia de fase consistiría en la utilización del transductor fotoeléctrico (Figura 2.31 Modelo IRD 21,000), que opera con el principio retro reflectivo. El transductor utiliza un amplificador de construcción interior y es utilizando con la cinta reflejante. La cinta se utiliza como marca de referencia en la superficie que está siendo censada. El sistema óptico es coaxial y elimina problemas que se encuentran normalmente en sistemas ópticos convencionales. Este método genera una señal de referencia libre de ruido, mientras elimina problemas debido a un paralelaje en el ángulo de reflexión y condiciones altas de luz ambiental. La lámpara LED indica cuando el “disparo” apropiado está sucediendo y proporciona la posición exacta de cero de la marca de referencia. La distancia a censores de ½ a 6 pulgadas con todos los instrumentos dedicados a balancear. Cuando un transductor de “no contacto” o “electromagnético” es utilizado, el área de “blanco” de la flecha está preparado con una depresión o protuberancia. Una cuña o cuñero puede ser utilizado con excelentes resultados. También puede ser satisfactorio un pulso colocando un pequeño pedazo del material de una cuña adhiriéndolo a la superficie de la flecha con varias vueltas de cinta de fibra de vidrio de alta resistencia. Así mismo, un pulso de referencia puede obtenerse taladrando un pequeño agujero axialmente en el extremo de la flecha fuera de su línea central y entonces se monta el transductor de referencia de manera que el pequeño agujero pase por el frente de éste en cada revolución. Al perforar un orificio en el extremo de la flecha no se creará ningún punto de esfuerzo, pues de otra manera se debilitará la flecha estructuralmente como podría suceder si se hiciera una perforación forma radial. El pulso de voltaje a 1 x R.P.M. del transductor de referencia, aplicado al instrumento en realidad sirve a dos propósitos. Primero, el pulso de referencia sirve para sintonizar automáticamente el filtro del analizador a la frecuencia de la velocidad de rotación. De esta manera si las R.P.M. de la máquina cambian, el filtro automáticamente se ajusta al cambio para proporcionar consistentemente los datos precisos de amplitud y fase. Segundo, el pulso de referencia es electrónicamente comparado con la señal de vibración filtrada para proporcionar una medición relativa de fase. En términos simples, el instrumento mide la porción de un ciclo por el que el pulso de referencia conduce la neutral a positivo (0 a +) de D.C., requerido para accionar el medidor de fase. La Figura 2.32 ilustra varias relaciones entre el pulso de referencia y la señal de vibración y las indicaciones resultantes de fase.

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Cuando se estén utilizando analizadores que tengan un medidor de fase para balancear, puede ser confuso cuando se trate de determinar para donde mover el peso de corrección. Por ejemplo, si su diagrama de vectores indica que tiene que mover el leso en la dirección de las manecillas del reloj, la pregunta que puede confundirlo es, ¿en qué extremo de la flecha se tomará la referencia para el cambio de peso? Cuando se utilizan instrumentos IRD se aplicará siempre la regla siguiente. Cuando se observe que la flecha está girando en la dirección contraria de las manecillas del reloj, el cambio del peso debe hacerse opuestamente de 0 a 0 + T. Cuando se observa que la flecha está girando en la dirección de las manecillas del reloj, el peso debe cambiarse en la misma dirección como el cambio 0 a 0 + T. Algunas consideraciones prácticas para mediciones de fase. Existen varios factores que pueden afectar la precisión de las lecturas de fase tomadas para balancear. Algunos de estos factores son tratados brevemente en los párrafos siguientes. 1)

La dirección de los ejes de los transductores de vibración junto con el sistema de fase de referencia seleccionado establece la “referencia fija “ necesaria para balancear. Por lo tanto, la localización del transductor no deberá ser cambiada cuando se obtienen datos para balanceo en campo.

2)

Cuando esté utilizando un analizador con un filtro sintonizable manual, es esencial que el filtro sea sintonizado con precisión para cada una de las lecturas que sean tomadas. Por ejemplo, si la velocidad de una máquina cambia ligeramente entre lecturas ocasionando que el filtro del analizador quede “fuera

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de sintonización”, esto puede dar por resultado un error considerable en la medición de fase. 3)

Cuando se están llevando a cabo lecturas de fase, es importante que todas las mediciones sean tomadas utilizando el mismo parámetro de la lectura de amplitud. Por ejemplo, cambiando la lectura de desplazamiento a velocidad resultará en un cambio de 90º en la fase medida. Cambiando de desplazamiento a aceleración (g’s) existirá una diferencia de fase 180º.

Afectación en la convención de fase en las reglas de balanceo Cualquiera de las técnicas de medición de fase descritas anteriormente pueden ser utilizadas para balancear con éxito. Sin embargo, es muy importante comprender que la convención utilizada para obtener datos de fase afecta las reglas para calcular la localización angular de desbalance. Esto deberá recordarles o se desperdiciarán varias corridas de balanceo. Al acercarnos al balanceo básico, involucraremos la medición de la amplitud de desbalance original y fase, parando la unidad para aplicar el peso de prueba y volviéndola a operar para obtener los datos de la nueva amplitud y fase. Por medio de cálculos simples o diagrama de vectores, el cambio de desbalance causado por el peso de prueba puede ser utilizado para calcular la cantidad de peso correcto, así como el ángulo por el que el peso no es un problema, pero la determinación de hacia donde deberá moverse, ya sea en sentido de las manecillas del reloj o en sentido contrario a las manecillas del reloj no es muy fácil de determinarse. Cuando se esté utilizando la lámpara estroboscópica para obtener lecturas de fase, la dirección de rotación de la flecha no es importante siempre y cuando sea la misma para todas las corridas de balanceo. Sin embargo, cuando se obtienen lecturas de fase remota utilizando un osciloscopio o un instrumento especial de fase remota, la dirección de rotación de la flecha es importante y afectará las reglas de balanceo. Adicionalmente, ya sea que los ángulos de fase aplicados a sus cálculos sean los ángulos por lo que el pulso de referencia guía o de retardo, la señal de vibración también deberá ser tomada en consideración.

Ejemplo de la Convención de Fase para la Rotación de la Marca de Referencia Para la mayoría de las aplicaciones de balanceo, las lecturas de fase son obtenidas observando una referencia, tal como una cuña o un cuñero o bien una marca colocada en el extremo de la flecha. En algunas aplicaciones, tales como turbinas de vapor, el rotor o la flecha no está expuesta para facilitar la obtención de las lecturas de fase. Estas máquinas con frecuencia disponen de un panel de acceso, que puede renovarse para exponer una muy pequeña porción de la flecha o un anillo de balanceo. Este anillo es una parte del rotor y tiene ya sea agujeros machueleados o una raspadura que pueden ser utilizados para agregar pesos de balanceo al rotor.

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Estos pesos pueden consistir en tornillos apropiados. También, en el anillo al lado delos agujeros o ranuras se encuentran números consecutivos que se incrementan o disminuyen en el sentido de las manecillas del reloj. Cuando se estén usando los números rotativos para obtener las lecturas de fase, deberá determinarse si es que los números están colocados en el sentido de las manecillas del reloj o en sentido contrario. Para este ejemplo, asuma que los números están colocados en el anillo como aparecen en el diagrama de vectores Fig. 2.33, esto es, incrementándose en el sentido de las manecillas del reloj. Con la máquina trabajando, sintonice el analizador a la frecuencia de desbalanceo (1 x R.P.M.), entonces cambie el switch interruptor a la posición del filtro de “banda angosta”. Dirija la luz de la lámpara al orificio de acceso y observe que el número aparece a la vista. Para este ejemplo suma que el número 40 estaba estacionado en el orificio y a una amplitud de 5 mils. Esto se registra como la lectura original, 0 = 5 mils (ojo) 0º. El siguiente paso es el de colocar un peso de prueba de valor conocido en el anillo y volver a arrancar la máquina. Verifique una vez más para asegurar que el analizador está sintonizado exactamente a la frecuencia de desbalance. Una vez más dirija la luz de la lámpara al orificio de acceso y observe que número aparece ahora estacionario. Por ejemplo, asuma que el número 30 está estacionado en el agujero y la amplitud es de 7 mils. Esto se registra como el original más el dato del peso de prueba 0 + T = 77 mils (ojo) 30º. La solución a este problema de vector dirige un incremento de peso por un factor de 1.38 y mover el peso 116º. La pregunta ahora es si el peso deberá moverse en el sentido de las manecillas del reloj o en sentido contrario. Observando el diagrama de vectores usted recordará que nuestra lectura 0 + T exponía el número 30 en el orificio de acceso. Si el número 30 está ahora en el orificio, nuestra lectura original de 0º deberá ser para la izquierda del agujero de acceso 30º, por lo tanto, nuestro vector original de 0º se ha movido a la izquierda o contra las manecillas del reloj, de modo que debemos colocar el peso correcto 116º en el sentido de las manecillas del reloj de donde el peso de prueba se encuentra ahora en el rotor. Con indicaciones de fase en rotación, incrementándose en la dirección de las manecillas del reloj, el peso de prueba se moverá en la misma dirección como de 0 a 0+T en el diagrama de vectores. Lo opuesto será lo correcto para las indicaciones de fase que decrecen en la dirección de las manecillas del reloj.

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Algunas veces los métodos y el equipo utilizado para medir la vibración pueden introducir errores que hacen del balanceo “en campo” lo más difícil. Los transductores de velocidad o acelerómetros aplicados con bases magnéticas pueden oscilar cuando son colocados sobre una superficie dispareja, causando errores de amplitud. El uso de ménsulas o adaptadores especiales para el montaje de un transductor puede ocasionar una condición de resonancia a la frecuencia de la velocidad de operación. Cuando se estén utilizando probadores de “no contacto” o de “proximidad” para medir la vibración de la flecha, la presencia de un desplazamiento (run-out), ya sea mecánico y/o eléctrico, puede ser muy engañoso. Desde luego, si la máquina está operando, no hay una manera fácil de medir el desplazamiento a menos que un planteamiento Bode (amplitud y fase vs. R.P.M.) o un planteamiento Nyquist (amplitud polar vs. Fase) haya sido obtenido durante el arranque o “paro” de la máquina. Si esta está parada, el desplazamiento puede ser medido observando las variaciones del voltaje de abertura del transductor, al rotarse la flecha lentamente. Desde luego, un desplazamiento excesivo debe eliminarse físicamente, matemáticamente o electrónicamente para permitir mediciones reales de la vibración de la flecha. Ver Fig. 2.34.

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Si el instrumento para balancear que se está utilizando está equipado con un filtro sintonizable manualmente, es muy importante que el filtro sea apropiado y cuidadosamente sintonizado para cada medición. En muchos casos, el operador sintoniza el filtro inicialmente a la velocidad de rotación y asume que todas las subsecuentes lecturas van a ser precisas. Sin embargo, es bastante posible que la máquina que va a ser balanceada no opera a exactamente las mismas R.P.M. en las subsecuentes corridas de prueba. Como resultado, a menos que el filtro del instrumento sea verificado y vuelto a sintonizar se tendrán errores significativos de amplitud de fase. Para evitar estos errores, asegúrese de que el filtro sea sintonizado con precisión para cada juego de datos. El error más común asociado con el balanceo en el campo es la medición incorrecta de fase.

Localización del transductor En los párrafos anteriores no se ha hecho ninguna referencia con relación al montaje de los transductores, ya sea en la dirección vertical u horizontal, o si las lecturas que van a usarse son tomadas de la flecha o de la carcaza del cojinete. La experiencia le mostrará cual de estos métodos le proporciona los mejores resultados en un balanceo. Sin embargo, las siguientes reglas generales deberán aplicarse.

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1)

2)

3)

En máquinas que no llevan transductores ya montados, los de velocidad instalados en la carcaza de un cojinete proporcionarán los mejores resultados. Es preferible usar la lectura horizontal, ya que según las lecturas de la flecha para velocidades hasta la primera crítica. Para máquinas con transductores montados sobre la flecha (shaft riding) o de “no contacto”, las lecturas de la flecha usualmente proporcionan los mejores resultados y son relativamente no afectadas por la velocidad, ya que las fuerzas de desbalance se originan en la flecha. Para máquinas operando arriba de la primera crítica, las lecturas verticales en la carcaza de cojinetes, seguirán más cercanamente las lecturas de la flecha y proporcionará buenos resultados.

Deberá tomarse nota de que las lecturas de la flecha son afectadas solo ligeramente amortiguando los pedestales, ya que las lecturas verticales u horizontales de los pedestales dependerán de la masa y rigidez de manera que la misma cantidad de fuerza de desbalance podrá producir diferentes amplitudes en los pedestales con peso desigual. Cuando sea posible, es buena práctica exponer las cuatro lecturas (vertical de la flecha, horizontal de la flecha, vertical del cojinete, horizontal del cojinete), de cada cojinete en la máquina que está siendo balanceada. El valor de exponer todas las lecturas en el diagrama de vectores es que la siguiente adición de peso o movimiento se torna más aparente cuando hay varias exposiciones mostrando un mismo movimiento. Un error en leer o plantear, también se tornará aparente cuando se comparan las exposiciones de vectores.

Nota En algunos casos es útil plantear la lectura axial de la carcaza del cojinete en los mismos planteamientos de vectores. Una comparación y análisis de las lecturas axiales revelarán desalineación y/o flexión de la flecha, que puede contribuir con dificultades en el balanceo. En máquinas de gran tamaño las lecturas de pedestales se toman menos precisas al hacerse la amplitud más pequeña. Las lecturas de la flecha son usualmente tres o más veces más grandes que las lecturas de cojinetes, lo que tiende a hacerlas más precisas. Sin embargo, es buena práctica el verificar la superficie de la flecha con un indicador de carátula para determinar cualquier desplazamiento mecánico o imperfección en la circunferencia. Cuando se estén utilizando transductores de no-contacto, estudios en giro lento revelarán cualquier desplazamiento eléctrico o mecánico. Cualquier desplazamiento significativo deberá ser restado vectorialmente del vector de la flecha para poder determinar la verdadera vibración de ésta. Ver Figura 2.35. Muchas turbinas grandes, motores, compresoras y bombas, son equipadas con sistemas de monitoreo instalados en forma permanente, utilizando transductores para determinar la vibración de la flecha. Estos son puntos ideales en los que se pueden tomar lecturas de vibración de la flecha cuando se estén llevando a cabo operaciones de balanceo en el campo.

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(*) Measured runout 2 mils @ 0º - Desplazamiento medido 2 mils a 0º Unbalance vector after substracting effect of runout 35 mils @ 48º - Vector de desbalance después de restar el efecto de desplazamiento 35 mils a 48º

Factores que Afectan las Operaciones de Balanceo en el Campo Hay varios factores a considerar cuando se están obteniendo datos para un balanceo “en el campo”. Algunas de estas áreas son tratadas en detalle para incrementar nuestra atención de las situaciones que pueden resultar en casos de balanceo que no aparentan seguir las reglas normales establecidas.

Instrumentos para balancear El tipo de instrumentación y método utilizado para medir la cantidad de vibración y ángulo de fase, es con frecuencia la clave para un balanceo rápido con precisión Un método directo de presentación de fase, respuesta lineal de amplitud por sobre un amplio rango de niveles de vibración, buena capacidad de filtración, potabilidad, facilidad de preparación, operación y objetivos especiales distintivos tales como indicación de velocidad, todo esto combinado para efectuar un balanceo en el campo con mayor facilidad.

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Si, se producen señales buenas y limpias por el filtro y las indicaciones del ángulo de fase son estables para diferentes niveles de vibración, así como si se proporcionan medios rápidos y positivos para sintonizar el filtro, entonces y solo entonces, la solución de vectores puede ser utilizada con efectividad. Si no es así, solo podrá dependerse de métodos de prueba y error. Como ejemplo, considere el problema de balanceo en el que es peso de prueba de una onza fue agregado y la lectura de vibración cambió de 10 mils a las 12 horas a 5 mils a las 3 horas. Esto normalmente requerirá de un cambio en la posición de peso de 26.5º en sentido contrario a las manecillas del reloj y una reducción de 0.11 onzas en el peso. Sin embargo, es común encontrar un cambio eléctrico de fase en algunos instrumentos de medición correspondiendo a cambios en las lecturas en el medidor de desplazamiento. Si en este ejemplo un cambio de fase eléctrico de 30º (una hora) ocurriera de la lectura de 10 mils a la lectura de 5 mils, entonces sería posible que la lectura correcta debería haber sido 5 mils a las 12 horas en lugar de las 3 horas. Como resultado el movimiento correcto del peso debería haber sido de 30º en sentido contrario a las manecillas del reloj y un incremento de .16 onzas en el peso. En este ejemplo, la fase está cercana a 3.5º y no causaría mucho perjuicio, pero en lugar de reducir el peso en 0.11 onzas debería haberse incrementado .16 onzas, de manera que la reducción neta en desbalance solamente hubiera sido de 3.7 a 1 ignorando el error de fase. Esta no es una buena reducción en respuesta el esfuerzo de computarizar la corrección. Véase la Fig. 2.36. La mayoría de los transductores para balancear más comunes en la actualidad e instrumentación son diseñados para cambios por negligencia de fase electrónica. Sin embargo, si ocurren errores consistentes en los datos de balanceo, la instrumentación deberá ser verificada para una respuesta lineal.

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Fig. 2.36 (*) Diagrama vectorial mostrando el efecto del cambio de “fase eléctrico” (*) Vector diagram with 30 electrical phase shift – Diagrama de vector con 30 de cambio de fase “eléctrico” Correct vector diagram without “electric” phase shift – Diagrama de vector correcto sin cambio de fase “eléctrico” Para ilustrar la importancia de las lecturas de fase, estables y constantes, es necesario comprender sus funciones, así como la posición a laque el eso de corrección se aplica realmente. Asumiendo que el peso es preciso, pero la posición está en un error por 7.5º, (un cuarto de hora en la cara del reloj) ya sea a través de un ligero error en la lectura de fase, o el proceso de aplicar el peso, la mejor reducción posible sería de 8 a 1 conversamente, si la posición fuera precisa y el peso de corrección tuviera un error de 2%, la reducción sería de 50 a 1. De modo que es aparente que una variación en las indicaciones de fase causadas por cambio electrónico o filtraciones inadecuadas en la instrumentación causaría un error muy pronunciado.

Respuesta del sistema de resonancia La amplitud de vibración causado por un número de onzas-pulgadas de desbalance, no puede ser determinada directamente por la cantidad de desbalance, pues depende de muchos factores. Uno de los más predominantes, es la característica de resonancia del sistema. Debido al fenómeno de resonancia es muy posible que la amplitud de vibración podría ser mucho mayor a la velocidad más baja de operación de un determinado sistema, que a una más alta velocidad de operación. Esto podrá ser verdad, aún cuando la fuerza debido al desbalance sea mayor a más alta velocidad.

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Uno de los resultados de resonancia es la introducción de un retardo mecánico de fase en un sistema físico. Este es el retardo angular alrededor de la parte que se encuentra entre el “punto más pesado” real, o el lugar donde el peso tendría que ser removido para conseguir una condición de balanceo y el “punto más alto” o lugar alrededor de la parte en rotación que vuela hacia afuera mientras el movimiento de vibración está ocurriendo. El punto más alto en una flecha con frecuencia puede determinarse marcándola con un lápiz, gis, o algo similar mientras está trabajando. El retardo es el ángulo por el que el punto más alto sigue al punto pesado alrededor en el sistema rotativo. Este retardo normalmente varía entre cero grados y 180º desde muy baja hasta muy alta velocidad, con el retardo siendo teóricamente 90º la resonancia. La velocidad ala que la resonancia ocurre depende de la masa del sistema rotativo, la rigidez de éste así como de sus soportes y otros factores. Los sistemas más prácticos tiene más de una velocidad resonante o “crítica” y podría tener velocidades críticas diferentes en las direcciones vertical y horizontal. Las características típicas de resonancia e un sistema sencillo o simple se muestran en la Fig. 2.37. Puede observarse en este diagrama que la amplitud si incrementa con la velocidad hasta que se alcanza un nivel alto de vibración a la velocidad de resonancia. Arriba de esta velocidad la amplitud decae hasta un nivel constante razonable. La resonancia podrá agudizarse o tornarse algo expandida y casi desaparece.

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(*) Phase lag – Retardo de fase High spot & light spot on same side – punto alto y punto ligero en el mismo lado High spot & heavy spot on same side – Punto alto y punto pesado en el mismo lado Resonance speed – velocidad resonancia Resonance characteristics of flexible system – Características de resonancia de un sistema flexible Resonance characteristics of damped system – Características de resonancia de un sistema con amortiguación También podrá observarse en el diagrama que el retardo de fase a bajas velocidades es muy cerca a cero grados y que el punto alto y el punto pesado están muy cerca por coincidencia. A velocidades altas arriba de la velocidad de resonancia, el punto alto y el punto ligero están muy cerca coincidentemente. A la velocidad de resonancia el retardo de fase es de casi 90º. Nótese que el cambio de fase con respecto a cambios de velocidad es lo más marcado cerca de la velocidad de resonancia, por esta razón es difícil llevara cabo un balanceo a/o cerca de la velocidad crítica a menos que se tenga disponible un buen control de velocidad. Si no se tiene disponible este control, el retardo de fase no será constante de corrida a corrida y no podrá obtenerse datos consistentes para determinar la localización de desbalance en la parte rotativa. Cuando se esté utilizando al analizador de vibraciones IRD en aplicaciones donde es necesario llevar a cabo operaciones de balanceo a/o cerca de la velocidad crítica, es ventajoso fijar la frecuencia del oscilador interno ala velocidad de operación de la parte rotativa. En esta forma la velocidad puede ser verificada en cada corrida cambiando el interruptor (switch) (filter/osc) a la posición de osc. De la misma manera, los cambios en velocidad pueden algunas veces ser determinados con mucha exactitud contando un número de revoluciones aparentes por minuto mientras que la parte está siendo observada con la lámpara estroboscópica. Si se toma medio minuto para que la marca de referencia complete una revolución de acuerdo con la lámpara, (o dos revoluciones aparentes por minuto) el cambio en velocidad, de la condición original, cuando la lámpara fue sincronizada con la rotación fue de dos revoluciones por minuto. En un determinado sistema el retardo de fase será prácticamente constante a una determinada velocidad, no importando el grado de desbalance en el sistema. Por esta razón, puede ser establecido el retardo de fase en repetidas operaciones de balanceo en un componente rotativo determinado o balanceo de producción en componentes similares, durante la operación inicial de balanceo, así como predecirse en operaciones futuras.

Velocidades para Balancear Las partes en movimiento lento generalmente operan por debajo de la llamada “flecha crítica”, o aquella velocidad a la cual las partes no pueden ser consideradas por más tiempo rígidas. Esto es ventajoso por una parte, ya que las correcciones de balanceo pueden hacerse más o menos en localizaciones arbitrarias, mientras que a altas velocidades la técnica de balanceo se torna más complicada y varios puntos físicos a

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los que se hacen correcciones deben ser seleccionados con gran cuidado y mucha investigación. Sin embargo, hay una desventaja inherente al balanceo de muy baja velocidad asociada con la sensibilidad de la instrumentación. En este caso hay que seleccionarlos instrumentos apropiados de medición y balancear a velocidades cercanas a la velocidad de operación real. Como un ejemplo de los efectos de desbalance en una pieza rígida de trabajo y otra pieza no-rígida, vea la Fig. 2.38 que nos muestra un rotor simétrico con una flecha balanceada y cuatro discos, cada uno de éstos está individualmente desbalanceado como se muestra. Ignorando la influencia de la suspensión y considerando solamente el rotor, el centro de gravedad está localizado centralmente entre dos cojinetes. El balanceo correcto se conseguiría si una cantidad igual de peso fuera colocada en sentido opuesto al peso de desbalance en cada uno de los cuatro discos.

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Sin embargo, en la condición rígida los planos “A” y “B” podrían ser seleccionados y el desbalance referido a estos dos planos sería la suma vectorial de los planos A y A’ y B y B’, respectivamente. Cuando las correcciones son hechas en “A” y “B”, como se muestra en la Fig. 2.38, la vibración vista a la izquierda y cojinetes derechos sería de cero y podría considerarse que el rotor está balanceado. Al incrementarse la velocidad, las fuerzas centrífugas causadas por el desbalance se incrementan con el cuadrado de la velocidad. Se alcanza un punto en donde las fuerzas centrífugas llegan a ser tan altas que tienden a distorsionar el rotor. En el ejemplo que se proporciona, los planos “A” y “B” han sido sobre-corregidos para compensar los planos a’ y b’. Las fuerzas netas en todos los planos aún están trabajando, aunque hay una vibración insignificante en los cojinetes. En algunas velocidades estas fuerzas son suficientemente grandes para distorsionar el rotor como se muestra (exageradamente) en la Fig. 2.39. Normalmente esto puede verse en los cojinetes y pueden hacer correcciones adicionales, pero aún es muy posible que la vibración en los cojinetes sea muy baja y todavía se experimente distorsión en la flecha. En tales casos como turbinas grandes los transductores deben localizarse en puntos críticos a lo largo de la flecha y el balanceo se llevará a cabo a las velocidades y localización donde los transductores de contacto sobre la flecha muestren grandes vibraciones o distorsiones de la misma. Este procedimiento es aceptable siempre y cuando sea llevado a cabo completo, porque cualquier corrección hecha a velocidades altas deberá afectar el balanceo a baja velocidad. El resultado sería balancear a baja velocidad, balancear a alta velocidad en diferentes localizaciones, rebalancear a baja velocidad, etc., lo que puede volverse muy complejo.

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Selección de velocidad para balancear Una pregunta que con frecuencia se hace es ¿Qué velocidad debe usarse para balancear? La respuesta a esta pregunta no es fácil de contestar. Hay que considerar muchos factores si se tiene disponible la selección de velocidad. La situación ideal es donde un rotor puede ser balanceado ala velocidad de operación, bajo las condiciones normales de carga, temperatura, etc., con frecuencia la velocidad de balanceo se determina por la velocidad de operación de la máquina y no hay variación posible. Es posible que en algunas máquinas, tales como turbinas de vapor, sea posible seleccionar varias velocidades de balancear. Para lo cual deberán considerarse diversos factores de influencia al seleccionar las velocidades tales como: 1) 2) 3) 4) 5) 6)

Flexibilidad del rotor Tiempo requerido para acelerar y desacelerar el rotor Velocidad final de operación Velocidad (5) crítica del rotor Seguridad Economía

El balanceo de un rotor flexible podrá requerir ser balanceado a varias velocidades hasta llegar a la velocidad final de operación. Al seleccionar una velocidad para balancear, el tiempo requerido para acelerar y desacelerar, o estabilizar el rotor debe ser sustancia. Por lo tanto, un balanceo o baja velocidad podrá reducir le tiempo total requerido para balancear. Algunos rotores que operan a muy altas velocidades podrán requerir un balanceo a velocidad reducida, necesitando un balanceo más preciso a la baja velocidad, también los requerimientos para balanceo en alta velocidad podrán ser significativos Finalmente, un rotor a baja velocidad es más seguro y requiere menores medidas de protección. Por estas razones, la operación inicial de balanceo deberá llevarse a cabo a la velocidad más baja que sea práctica y que proporcione sensibilidad adecuada, por lo tanto, la velocidad seleccionada deberá aplicarse para cada uno de los rotores en particular y las condiciones para alancear en el campo.

Rotores rígidos El balanceo estándar y las líneas de guías tales como las de 150 recomendaciones 1940 basadas en VDI línea de guía 2060 establece que un rotor rígido puede ser balanceado a cualquier velocidad rotacional deseada entre cero y su velocidad operacional.

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Por lo tanto, un rotor rígido es un rotor cuyo estado de desbalance no cambia significativamente entre cero y su velocidad de operación. Esto significa que el desbalance deberá permanecer dentro de los límites de tolerancia de desbalance permisible. Las armaduras de motores eléctricos son ejemplo de un rotor rígido. La cantidad de desbalance y ángulo de fase no cambian por sobre el rango de velocidad.

Rotores flexibles

Desgraciadamente no todos los rotores son rígidos y pueden flexionarse o distorsionarse bajo la influencia de las fuerzas de desbalance y esas fuerzas cambian al incrementarse la velocidad rotacional a la velocidad de operación. El cambio en la fuerza de desbalance se debe al desplazamiento radial o axial de las partes del rotor. Esta deformación puede ser ya sea eléctrica (regresando a la condición original) o plástica (adquiriendo una deformación permanente) o una combinación de ambas. Rotor elástico. Comportamiento de un rotor en deformación elástica, que se muestra en la Fig. 2.41.

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(a.) Unbalance – Desbalance Balancing speed – Velocidad de balanceo Operating speed – Velocidad de operación Unbalance vector- Vector de desbalance Tolerance – Tolerancia Speed Velocidad Rigid rotor – Rotor Rígido Electric rotor – Rotor Elástico Plastic rotor – Rotor de Plástico

Los rotores que exhiben deformación plástica pueden caer dentro de dos categorías. 1)

Rotores que constan de elasticidad de la flecha, tales como rotores largos de bombas, rodillos de papeleras, rotores de turbinas, etc.

2)

Estos rotores son normalmente balanceados agregando pesos en varios planos y utilizando las técnicas usuales para obtener una operación satisfactoria en todos los rangos de velocidad.

Rotores con elasticidad corporal, tales como armaduras de motores o generadores, donde las barras del rotor o bobinas pueden moverse o deformarse en la dirección radial bajo el efecto de las fuerzas centrífugas. La temperatura y carga pueden producir cambios en le rotor. Para rotores con elasticidad corporal, podría no ser posible mantener el balanceo por sobre un amplio rango de velocidad rotacional. Un rotor balanceado a baja velocidad podría resultar desbalanceado a la velocidad de operación. Conversamente, un rotor balanceado a la velocidad de operación podría exhibir un desbalance excesivo a bajas velocidades. Los rotores que exhiben ambos tipos de deformación requieren de técnicas especiales de balanceo. Primero, tal rotor deberá balancearse como si fuera un rotor rígido a baja velocidad. Enseguida, incrementar la velocidad y observar el cambio y corregirlo hasta conseguir un balanceo satisfactorio a la velocidad de operación. En algunos rotores, las partes cambian de posición durante su operación debido a los cambios de carga o temperatura. El rotor mostrará características de desbalance significativamente diferentes después de cada corrida. La Fig. 2.44 muestra el comportamiento típico de desbalance de rotores, ambos con elasticidad corporal y cambios de desbalance debidos a movimiento o cambios de partes del rotor.

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Todas las condiciones descritas sirven para complicar el balanceo en el campo. Los rotores típicos en los que el desbalance varía como una función de velocidad, temperatura, carga, etc., son: 1)

Bomba de multiplanos y rotores de compresoras, rotores de turbinas, turbo generadores, rodillos de papeleras y rodillos largos y flechas, motores de alta velocidad y generadores.

2)

Todos los tipos de armaduras para motores eléctricos son barras flojas en el rotor, o embobinado, o partes que pueden cambiar o moverse durante la operación, podrán mostrar, histéresis y/o deformación corporal de ambos tipos elástico y plástico de la flecha.

3)

Rotores con impulsores o ruedas con ajuste en caliente o amordazando axialmente, rotores de bombas de alta velocidad (deformación plástica).

4)

Ventiladores FD. e I. D., centrífugas, tambos separadores, rotores con aspas con carga centrífuga alta, grandes diferencias en secciones cruzadas o espesor de pared, alta temperatura o carga, o partes que requieren gran cantidad de peso de corrección. (Elasticidad

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El desbalance se incrementa a un valor máximo (velocidad crítica) y entonces baja a un valor bajo. Esto es también un rotor con flecha elástica como se muestra en la Fig. 2.41. Adicionalmente hay un incremento en el desbalance debido a la deformación elástica a la velocidad crítica. Este rotor podrá requerir correcciones de balanceo en varios planos para obtener niveles satisfactorios de desbalance.

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Aproximadamente entre el 80% y el 90% de todos los rotores pueden ser considerados como rígidos y no presentan problemas con respecto a la selección de una velocidad para balancear. Si se sospecha que un rotor es flexible, una cuidadosa evaluación y examen de su comportamiento en todas las velocidades en el rango de operación deberá llevarse a cabo. En la práctica de balance en el campo, este examen del comportamiento del rotor revelará el tipo de deformación presente, de modo que la velocidad correcta de balanceo puede ser seleccionada. Si no es posible cambiar la velocidad del rotor, pueden seleccionarse planos apropiados para balancear con el propósito de obtener una operación satisfactoria a la velocidad de operación. También un estudio cuidadoso del desbalance vs. Las características de velocidad con frecuencia determinará problemas en el rotor tales como rozamiento, partes flojas, aceite o agua en el barreno de la flecha, inestabilidad térmica o desbalance térmico. El concepto importante aquí es el de conseguir un compromiso entre el desbalance mecánico y varias condiciones de operación para producir un balanceo aceptable bajo especificaciones y condiciones de operación.

Linearidad del Sistema

Este es un tema muy complicado y puede extenderse en áreas mucho más allá del objetivo de las técnicas de balanceo. Una definición general del linearidad del sistema podría ser la habilidad de un sistema de responder a desbalance comparado a la respuesta de lo “ideal” o un sistema de libre soporte. La condición “ideal” puede ser descrita como un sistema de soporte libre de cualquier fuerza de restricción, como si la pieza de trabajo estuviera sin peso en el espacio. Esta condición es prácticamente imposible, aún cuando una máquina para balanceo bien diseñada lo acerca a ello.

En la Fig. 2.45 se muestra un rotor con sus cojinetes montados sobre resortes. Este es el caso en general como cualquier estructura de montaje puede ser considerada un resorte con contrastes variables. Cuando este rotor está desbalanceado, el eje de rotación ya no coincide con el eje de los cojinetes, porque el centro de gravedad es desplazado de estos ejes. Las vibraciones fijadas en los cojinetes son una función de este desplazamiento y en la condición “ideal” los resortes son perfectamente flexibles, los cojinetes son sin masa y no hay amortiguación. En esta condición el movimiento visto en los cojinetes será el centro de desplazamiento de la masa y esencialmente no hay fuerzas producidas en los cojinetes.

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Desplazamiento del centro de la masa.

Cuando los resortes se vuelven totalmente rígidos, no se verá un desplazamiento en los mismos, pero grandes fuerzas son producidas en éstos. La condición práctica descansará entre estos dos extremos. La linearidad del sistema en la condición “ideal” es perfecta en todo y por lo tanto el balanceo se convierte en un procedimiento directo predecible. El balanceo “en campo” sin embargo, ofrece problemas, el significado depende directamente de las fuerzas retensibles que no son de preocupación en el sistema “ideal” de resorte. Con esta breve información de respaldo, una visita a aquellos que tengan afinidad o relación que son afectados por el sistema de linearidad estará en orden. 1) 2) 3)

Variaciones de desplazamiento en cojinetes o estructuras con variación en desbalance a constante. Variaciones de desplazamiento en cojinetes o estructuras con variaciones en velocidad con desbalance constante. Porcentaje de efecto cruzado para diferentes niveles de desbalance y velocidades.

Las figuras 2.46, 2.47, 2.48 y 2.49 ilustran la relación mencionada y como son afectados por el sistema en la que la misma pieza de trabajo está en rotación. La curva A representa la condición “ideal” o soportada libremente, donde la parte rotatoria es soportada en cojinetes sin masa y resortes perfectamente flexibles la curva B, representa una condición como un problema en campo en donde los cojinetes y el soporte de la estructura ofrecen fuerzas restrictivas significativas. La curva B no deberán ser consideradas típicas, pero representan qué es lo que podrá encontrarse en un sistema con constantes desconocidos de resortes, fricción, amortiguación y valores de masa.

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De la Fig. 2.46 curva A podrá verse que bajo lo “ideal” o condiciones perfectas, el desplazamiento del cojinete, o movimiento, es directamente proporcional a la cantidad de desbalance. Es decir, una pieza de trabajo que tiene el centro de masa o centro de gravedad desplazado del eje rotacional o cojinete por .001 pulgadas producirá un desplazamiento de .002 pulgadas cresta a cresta o movimiento del cojinete a cualquier velocidad (ilustrado en la Fig. 2.46 curva A) Si el C. G. O centro de masa fuera desplazado aún más a .002 pulgadas, el movimiento del cojinete también se duplicaría o se convertiría en .004 pulgadas, etc.

(*) Bearing displacement – Desplazamiento de cojinete Unbalance force – Fuerza de desbalance Linear – Lineal No Lineal – No lineal Si esta misma pieza de trabajo fuera colocada en una estructura de soporte, tal como la máquina para la que fuera diseñada, o bien una máquina para balancear, habría un cambio en el desplazamiento del cojinete para un determinado desbalance del antes descrito bajo las condiciones de “ideal”. Usualmente este cambio es una reducción en el desplazamiento del cojinete. Por ejemplo, podría encontrarse que un desplazamiento del centro de masa de .001 pulgadas, el desplazamiento del cojinete es de .0015 pulgadas cresta a cresta, más que .002 pulgadas cresta a cresta. Esta reducción del movimiento del cojinete o desplazamiento es el resultado de las fuerzas restrictivas de la estructura de soporte. La restricción es la suma de varias fuerzas separadas tal como la inercia de cojinetes, el bastidor o la estructura en sí, y/o deformación estructural resultantes en fuerza de resorte y amortiguación.

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Donde fuerzas restringentes son proporcionales al desplazamiento del cojinete (desbalance) así como en un artefacto (máquina para balancear) propiamente diseñado, no existe problema en conseguir un balanceo, a menos que la reducción aún lineal sea tan severa hasta tornarse ilegible antes de que el nivel de balanceo deseado sea alcanzado. Este es algunas veces el caso cuando se hizo el intento de balancear rotores de peso extremadamente ligero en máquinas diseñadas para partes bastante más grandes (ver la Fig. 2.46 curva B entre los puntos 1 y 2) Sin embargo, en muchos casos, particularmente en el balanceo “en campo”, las fuerzas restrictivas no son “lineales”. Esto es, no son proporcionales al desplazamiento debido a desbalance y como resultado los datos de balanceo pueden ser algo erráticos. Solamente en casos muy severos son los métodos de prueba y error absolutamente necesarios. El significado de todos estos procedimientos de balanceo está ilustrado en el siguiente ejemplo: Suponiendo que una pieza de trabajo tiene un desbalance inicial de U1 (Fig. 2.46). Este desbalance causará un desplazamiento del cojinete de a o a’. Hasta aquí esto no es un problema aún cuando el desplazamiento será diferente si ésta misma pieza de trabajo estuviera en rotación en un sistema de soporte libre (incidentalmente, ésta es la razón por la cual las lecturas de desplazamiento solamente son de un criterio pobre para el establecimiento de niveles de tolerancia de balanceo) Ahora, cuando un peso de prueba se agrega, esto agrega vectorialmente a U1 para producir U2 (U2 – U1) representa el desbalance producido por el peso de prueba. Puede verse de la Fig. 2.46 que los nuevos valores de desplazamiento (D1 y D1’) no cambiaron por la misma cantidad de sus valores originales. Si este problema fuera elaborado con vectores, puede verse entonces que el valor erróneo el peso de corrección final sería computado y esto sería aún más complicado, ya que el nivel de desbalance es reducido para apuntar 1 en la curva B. Fig. 2.46. La curva B en la Fig. 2.47 ilustra otra condición que puede encontrarse. En este caso las fuerzas restrictivas son predominantes “fuerzas de resortes”, esto es, la restricción es proporcional al desplazamiento del cojinete solamente y no varía con la velocidad de rotación como sucede con las fuerzas de inercia. Para la curva B, Fig. 2.47 puede verse que si se tratara de balancear a una velocidad significativamente menor que la velocidad correspondiente al punto 3, la reducción en el desplazamiento del cojinete, para un determinado desbalance, reduciría drásticamente la precisión posible de balanceo. Un incremento en la velocidad de rotación con el correspondiente incremento en la fuerza centrífuga, tendería a sobreponer la fuerza restringente esencialmente constante hasta el punto 3 el desplazamiento del cojinete sería el mismo que si fuera bajo la condición “ideal”, mostrado en la curva A, esta condición se le llama resonancia y la velocidad al punto de desplazamiento máximo se denomina frecuencia resonante del sistema Arriba de esta frecuencia resonante el desplazamiento principia a retroceder y se acerca al deslazamiento que existiría bajo las condiciones “ideales”. (La curva A) debido a la fricción y amortiguación con frecuencia se encontrará que el desplazamiento del cojinete será reducido a menos que el “ideal”. Usualmente las máquinas para balancear tienen su frecuencia de resonancia más abajo que cualquier velocidad anticipada de balanceo, de modo que esto puede llevarse a cabo en la región más allá del punto 2.

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Muchas veces los problemas de balanceo “en campo” son difíciles porque existen varias resonancias en el sistema vibratorio, que están cerca de la velocidad de operación. Cuando esto ocurre el control preciso de velocidad es mandatorio, ya que el cambio drástico en el desplazamiento del cojinete y la atención de cambios de fase para cambios pequeños de velocidad confundirán totalmente el procedimiento de balanceo. En algunas veces es necesario variar la velocidad para seleccionar una en la región estable. Ej. Donde no son observados cambios mayores en el desplazamiento de cojinetes o fase.

(*) Bearing Displacement – Desplazamiento de cojinete Speed - Velocidad En algunos casos la sensibilidad de balanceo puede mejorarse acercándose al punto 3 la velocidad resonante, si es posible hacerlo sin excitar las fuerzas extremas o peligrosas. Esto no es recomendable a menos que un buen control de velocidad y repetibilidad sea asegurado. Las Figuras 2.48 y 2.49 pertenecen estrictamente al balanceo en Dos-planos y no son fácilmente explicables. Sin embargo, los efectos de las variaciones exhibidas por las dos curvas “B” son el vector de dos-planos o procedimiento computarizado para balancear sería extremadamente difícil. La razón obvia para esto es que cualquier separación de plano computarizado no se sostendría como el nivel actual de desbalance al cambiarse y esto contaminaría lecturas calibradas de deslazamiento basado en cambios observados cambiando deliberadamente el desbalance con peso de prueba.

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La pregunta que puede surgir es, ¿por qué el porcentaje del efecto cruzado cambia bajo las dos condiciones como se muestra en las Figuras 2.48 y 2.49 siendo que el porcentaje de efecto cruzado se basa en la proporción de la vibración medida en un lado a la vibración medida en el lado opuesto al que el peso de prueba ha sido agregado? La discusión es que asumiendo que no hay linearidades introducidas por las estructuras de soporte, etc. el desplazamiento en ambos lados deberá variar en la misma forma y como resultado, el porcentaje del efecto cruzado deberá permanecer bastante constante. La respuesta a esta pregunta descansa en la definición del verdadero efecto cruzado y aparente efecto cruzado. Una vez más, refiriéndonos al sistema ideal donde un rotor perfectamente balanceado se desbalancea deliberadamente en un lado, la proporción del desplazamiento en el extremo balanceado, al desplazamiento en el extremo desbalanceado por 100 es conocido como el porcentaje del efecto cruzado. A esto se le denomina como el verdadero “True” efecto cruzado.

En aquellos casos en que los miembros de soporte influencian el desplazamiento en las carcazas de cojinetes, otro efecto es notado y actualmente se suma al efecto cruzado verdadero. A esto se le llama cople mecánico y es el resultado de vibración que está siendo transmitida a través de pasos comunes mecánicos. Esto se encuentra comúnmente en motores donde dos cojinetes están rígidamente conectados por la carcaza.

La cantidad del cople mecánico es proporcional a la transmisibilidad de vibración de la conexión entre los dos cojinetes o puntos de medición. La transmisibilidad una vez más es una función de la masa, resorte constante y factores de amortiguación y el total o aparente efecto cruzado es la misma del vector del verdadero efecto cruzado y el acoplamiento mecánico.

Este acoplamiento cambiará con la velocidad y fuerzas de desbalancea por las mismas razones descritas anteriormente para estructuras de soporte y sus fuerzas de inercia, por lo que en consecuencia el aparente efecto-cruzado cambiará.

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(*) Percent cross effect – Porcentaje de efecto cruzado Unbalance force – Fuerza de desbalance No se debe llegar a la conclusión de que el balanceo “en campo” en imposible basándonos en esta discusión sobre el sistema de linearidad. Contrariamente esto se hace continuamente. Sin embargo, estas son algunas razones del porque algunos problemas de balanceo “en campo” son difíciles y requieren consideraciones especiales e irónicamente suficientemente menos procedimientos científicos (ejemplo, prueba y error preferentemente en lugar de procedimientos vectoriales y computarizados). Así pues, es bueno notar una vez más que estas no linearidades no aparecen en máquinas para balancear bien diseñadas. Están diseñadas para aproximación a las condiciones ideales por sobre su rango de operación.

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Recomendaciones para balanceo en el campo Hasta ahora hemos descrito varias técnicas que pueden ser utilizadas para resolver varios problemas de balanceo y adicionalmente un completo entendimiento de estas técnicas para encontrar la cantidad y localización de los pesos de corrección. Hay muchos otros factores que son igualmente importantes para balancear con éxito. Estos son tratados brevemente a continuación: 1)

2)

3)

Antes de tratar de balancear, primero analice la vibración para asegurarse de que el problema es desbalance. Aunque hemos enfatizado considerablemente en el balanceo, no asuma automáticamente que todos los problemas de vibración pueden ser resueltos por balanceo. Inspeccione la máquina para ver si hay señales de daños, tales como rajaduras o cuarteaduras en el rotor o la flecha. Asegúrese de que todos los tornillos de montaje están bien apretados. Verifique el rotor para confirmar que esté limpio de partículas de polvo u otros depósitos. En balanceo de corrección en circunstancias adversas puede ser una solución temporal solamente, ya que es posible que más tarde los depósitos y adherencias se desprendan del rotor. De sus datos de análisis note cual de sus lecturas radiales son las más altas, horizontal o vertical y coloque el transductor de vibraciones en la dirección de la amplitud más alta medida. Es mejor si las lecturas en ambos cojinetes de la máquina son tomadas en la misma dirección, aunque esto no es absolutamente necesario.

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7)

8)

Antes de registrar las lecturas de desbalance, asegúrese de que la máquina ha tenido la oportunidad de estabilizarse. Muchas máquinas puestas en operación estando frías requieren tiempo para estabilizarse en términos de velocidad, temperatura, etc. y la amplitud de desbalance o lecturas de fase probablemente se cambien con esto. Por ejemplo, es sabido que algunos turbo-generadores grandes requieren hasta de un tiempo de tres días antes de que las lecturas de amplitud de vibración y fase se fijen en un valor permanente. Verifique cuidadosamente para asegurarse de que el filtro del analizador está sintonizado aproximadamente a la velocidad de la máquina antes de observar y registrar datos de desbalance – para ambos, el original y cada una de las corridas de prueba. Si el filtro no está sintonizado apropiadamente a la amplitud pico, un cambio substancial de fase puede ser introducido por éste, dando por resultado un considerable error en las respuestas. Mientras la máquina está siendo parada para agregar pesos de prueba, cambie el filtro del analizador a la posición de fuera y observe el medidor de amplitud al estar la máquina “costeando” para parar. Si la máquina está operando bajo la velocidad crítica, la vibración decrecerá continuamente al ir reduciendo la velocidad. Sin embargo, si la máquina está operando arriba de la velocidad crítica, la vibración decrecerá y se incrementará y otra vez volverá a decrecer. La velocidad crítica se mostrará en el medidor de frecuencia en cuanto la vibración llega a pico. La cantidad de vibración a la velocidad crítica deberá ser notada. Si es más que la vibración a la velocidad de balanceo, deberá tenerse cuidado al seleccionar los pesos de prueba para evitar posibles daños a la máquina durante su puesta en operación. Estando la máquina parada fuera de operación, observe y registre la presencia de cualquier vibración circunvecina originada por otras máquinas cercanas. Vibración circunvecina que ocurre a/o cerca en la misma frecuencia como la velocidad de balanceo, limitará el nivel al que una máquina puede ser balancead y podría hacer que el balanceo se tornara extremadamente difícil. Tenga cuidado en seleccionar el tamaño de los pesos de prueba. Si el peso seleccionado es demasiado pequeño, no se notará ningún cambio en la amplitud o la fase y la corrida de balanceo serán desperdiciadas. Por otra parte, un peso de prueba demasiado grande podrá dañar la máquina, en especial si opera a la velocidad crítica.

Por regla general, un peso de prueba que produzca un cambio de amplitud de un 30% o un cambio de fase de 30º ayudará asegurar resultados con precisión.

Un acercamiento común para seleccionar el peso de prueba, es el de utilizar un peso que pueda producir una fuerza de desbalance en los cojinetes de soporte igual al 10% del peso del rotor soportado por el cojinete.

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Por ejemplo, el rotor en la Fig. 2.50 gira a 3,600 R.P.M. y pesa 2,000 libras, por lo tanto cada cojinete soporta 1,000 libras del peso total del rotor. Para este rotor un peso de prueba apropiado en cada plano de corrección debe producir una fuerza de 10% de 1,000 libras o sea 100 libras. Utilizando la fórmula que indica, el eso de prueba puede calcularse como sigue: Dos fórmulas: Fuerza (libras) = 1.77 X (R.P.M. ÷ 1,000)2 X Onzas – pulgadas 100 (libras) = 1.77 X (3,600 ÷ 1,000)2 X Onzas – pulgadas Onzas – pulgadas = 4.36

Para el ejemplo que se proporciona, un peso apropiado para cada plano de corrección del rotor sería de 4.36 onzas-pulgadas. Si el peso de prueba fuera a agregarse a un radio de 6 pulgadas, la cantidad de peso requerido sería de 4.36 onzas-pulgadas pulgadas – 0.73 onzas.

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9)

Asegure bien los pesos de prueba de manera que éstos no vaya a desprenderse cuando la máquina sea puesta en operación. Hay muchas formas para agregar los pesos de prueba y una inspección del rotor usualmente revelará el lugar más apropiado para su aplicación en particular. En la Fig. 2.51 se muestran varios pesos de prueba comúnmente utilizados.

Si hay una brida o un área de receso disponible, puede utilizarse plastilina o cera sintética como un excelente peso de prueba. Para ventiladores de gran tamaño y sopladores, pueden utilizarse mordazas en forma de “U” con pernos o tornillos de apriete, colocándolos en las aspas interiores en donde la fuerza centrífuga ayudará a afianzar el peso o los pesos. Los diferentes pesos de prueba que se muestran en la Fig. 2.51, se tienen disponibles en IRD International en juegos estándar y de varias medida. Para el tipo pequeño de ventiladores y sopladores con jaula de ardilla, se utilizan comúnmente los pesos en forma de abrazadera, como se muestran en la Fig. 2.51. Esto, para pesos de prueba como para corrección permanente. También se tienen disponibles en Entek IRD en varias medidas y pesos. Abrazaderas de manguera, cintas de afianzar y cintas de fibra de vidrio con frecuencia son utilizadas para aplicar los pesos de prueba a flechas descubiertas y rodillos. Los compuestos epóxicos empleados pueden utilizarse como peso de prueba, así como medio de corrección permanente en muchas piezas de trabajo. Este material se encuentra normalmente en el mercado en forma no conductiva para uso en motores eléctricos y armaduras para generadores. Las correcciones de peso de prueba y permanentes también pueden hacerse aplicando soldadura punteada o saldando pedazos de metal. Asimismo, en máquinas en donde no hay espacio apropiado para colocar el peso requerido, la solución al problema es utilizar un “anillo para balanceo”, en particular si se requiere una afinación de balanceo frecuente. Un anillo para balanceo es simplemente una rueda como las que se muestran en la Fig. 2.52 con agujeros machueleados a distancias iguales alrededor de la rueda para agregar pernos o roldanas.

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10) Asegúrese de que las condiciones de operación de la máquina sean repetitivas en cada corrida de balanceo. Un cambio en la velocidad, temperatura, carga y proporción de flujo, puede dar por resultado un cambio en la lectura original de desbalance. Cuando esto suceda da principio a un problema. Siguiendo estas recomendaciones, encontrará pocos problemas utilizando cualquiera de las técnicas para balanceo descritas anteriormente. Problemas comunes encontrados cuando se está balanceando en el campo

Pueden encontrarse situaciones en donde los datos de análisis claramente indiquen que el problema es desbalance, sin embargo, todos los esfuerzos para balancear han fallado para conseguir resultados satisfactorios. En estos casos, las dificultades para balancear deben atribuirse a otros problemas de la máquina y son por lo general los que indicamos a continuación: 2.

Estabilidad de la máquina tiempo de calentamiento

Tener datos iniciales erróneos probablemente es uno de los problemas más comunes en el balanceo en el campo. En vista de que la máquina está en su ambiente normal de operación, hay muchos sistemas variantes que deben ser tomados en cuenta, tales como, temperatura y estabilidad del rotor, lubricación, carga, vencimiento temporal de la flecha y variación de velocidad. Se recomienda monitorear los datos de balanceo por un período razonable de tiempo después del arranque inicial para asegurarse de que las lecturas se han estabilizado. Si fuera posible también se recomienda que se pare la máquina y la vuelva a poner en operación para verificar que los datos sean repetitivos.

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2.

Material suelto

Máquinas tales como ventiladores, soladores, etc., algunas veces acumulan polvo o impurezas o agua en las aspas o flechas huecas. Cuando este es el caso, cada vez que la máquina se pone en operación después de haber sido parada, este material podría tomar una nueva posición, lo que daría por resultado un cambio en el desbalance original.

2.

Rotor flojo en su flecha

Este problema se incrementará ocasionalmente en rotores que han sido montados en caliente en su flecha. Si la interferencia de ajuste es incorrecta, el rotor podrá girar ligeramente en la flecha como resultado del torque de arranque o carga pesada. Desde luego que esto también puede cambiar el desbalance original.

2.

Máquina operando con resonancia

Si la estructura de soporte o el rotor es resonante a la velocidad de operación de la máquina, el balanceo es usualmente muy difícil. En resonancia la máquina con frecuencia es muy sensitiva, aún a cambios relativamente muy pequeños en la cantidad y localización del peso de balanceo.

2.

Claro excesivo en el cojinete

El aflojamiento y claro excesivo en los cojinetes causarán algunas veces que el sistema responda en forma no-lineal similar a los problemas encontrados cuando se está operando en resonancia.

2.

Vibraciones originadas por otras fuentes ajenas al desbalance

Las vibraciones causadas por aflojamiento mecánico, desalineación, flecha vencida, coples desgastados, bandas raídas, fuerzas aerodinámicas y otras condiciones mecánicas usualmente contaminan el procedimiento de balanceo en varias formas. El problema principal es que un nivel de desbalance muy bajo no puede determinarse en la presencia de tales vibraciones. Entonces es muy claro que estas condiciones deben de ser eliminadas antes de tratar de conseguir un nivel satisfactorio de balanceo.

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Aún más sutil es el error introducido cuando se utilizan los métodos de vectores o computarizados. Aflojamiento mecánico y otras fuentes de vibración que cambian o distorsionan las lecturas de tal forma que aparentan ser efectos de pesos de prueba lo que es completamente erróneo. Bajo estas condiciones, cualquier procedimiento de balanceo será extremadamente difícil. En los casos en que se encuentran presentes otras señales de alta amplitud de vibración, que difieren en frecuencia de la frecuencia de balanceo, esto querrá decir que existe un alto nivel residual de vibración. Aún cuando la filtración en los instrumentos de medición hace un buen trabajo, de “sintonizar fuera” estos componentes indeseables, hay límites definidos de los filtros. Como consecuencia, si el agregado de peso de prueba se hace cerca del punto más ligero de una pieza de trabajo, esto podría reducir la condición de desbalance a un punto en donde el instrumento no puede reconocer diferencia entre las varias señales. Cuanto esto ocurre, es evidente que el cambio de amplitud no fue proporcional al verdadero efecto del peso de prueba y la subsecuente computación de balance estará equivocada.

Tolerancias recomendadas para balanceo “en campo” A través de la discusión sobre el balanceo, con frecuencia se ha mencionado que un rotor debe ser balanceado a un “nivel aceptable”. Pero ¿Qué es un nivel aceptable de desbalance? Desde luego que “un buen balanceo” sería la condición en donde no existe un desbalance. Sin embargo, el tratar de conseguir un balanceo perfecto no es práctico o económico. Por lo tanto, un límite realista deberá ser considerado como aceptable. Para rotores que están siendo balanceados “en campo” con frecuencia la aceptación quedará determinada por la amplitud de la vibración de desbalance del cojinete o la flecha del rotor. Estos niveles pueden ser establecidos por el fabricante de la máquina o el usuario de la misma, basándose en experiencias anteriores. En donde no se tienen tales lineamientos de guía disponibles, puede utilizarse la tabla de severidad de vibración de IRD Mechanalysis que muestra en las Figuras 2.53 y 2.54. Esta tabla deberá utilizarse para mediciones de vibración tomadas en los cojinetes o estructura de la máquina, pero no deberá utilizarse para determinar la aceptación de las mediciones de vibración en la flecha. Se han preparado líneas de guía adicionales para establecer tolerancias de desbalance por la “Society of German Engineers, Verien Deutscher Ingenieure, (VDI) y también por la International Standard Organization (ISO). Las recomendaciones de tolerancia de desbalance publicadas por estas dos organizaciones toman en cuenta la velocidad de operación y peso del rotor, como también el tipo de servicio en el que se utiliza el rotor. Por ejemplo, la recomendación de ISO (150, 1940-1973/E), define once diferentes grados de calidad de balanceo en el orden de una clasificación típica “G 4,000” accionamiento lento de cigüeñales en máquinas diesel y la clasificación aplicable a giroscopios de precisión. Continúa una discusión de tolerancias.

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(*) Para utilizarse como una guía para juzgar por la vibración un aviso de problema en desarrollo. Los valores mostrados son para lecturas filtradas, tomadas en la estructura de la máquina o la tapa del cojinete.

Vibration frequency – Frecuencia de vibración CPM Very rough – muy áspero Rough – Áspero Slightly rough – Ligeramene áspero Fair – Mediano Good – Bueno Very good – Muy bueno Smooth – Suave Very Smooth – Muy suave Extremely smooth – Nivel de percepción sensorial

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Recomendaciones de los Fabricantes de maquinaria Tal vez nadie está mejor calificado para sugerir una vibración aceptable o límite de balanceo que el fabricante de una máquina. Con el beneficio de la experiencia en numerosas instalaciones similares o idénticas, el fabricante esta generalmente al tanto de la vibración y niveles de balanceo que son típicos para este tipo de productos.

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Por esta razón se sugiere que las recomendaciones sean tomadas en cuenta en la ausencia de experiencia personal o documentación histórica al respecto.

Líneas de guía publicadas

Durante los años pasados, ha habido muchas líneas de guía de severidad de vibraciones propuestas por organizaciones estándar, asociaciones comerciales, sociedades técnicas, fabricantes de equipos, así como individuos con experiencia. Los siguientes párrafos describen brevemente varias de estas referencias.

Tabla de T.C. Rathbone

En uno de los trabajos originales en tolerancias de vibración apareció un artículo por Mr. T. C: Rathbone titulado “tolerancias de vibración” en el número de noviembre de 1979 de la revista “Ingeniería de Planta de Fuerza” en ese entonces, Mr. Rathbone estaba como jefe de ingenieros de la división de turbinas de la Cía. Fidelity and Casualty Company de New York. De la experiencia del Sr. Rathbone con la maquinaria rotativa salió a la luz la conocida tabla del mismo nombre. Esta tabla se muestra en la Fig. 2.55.

La Tabla Rathbone sigue y continua siendo utilizada para la evaluación relativa de bajas frecuencias de vibración por debajo de los 6,000 CPM.Se aplica en mediciones de vibración tomadas en los cojinetes o estructura de la máquina y no podría ser aplicada en mediciones de la flecha. Adicionalmente, la tabla aún requiere que el desplazamiento de vibración en mils y la frecuencia en CPM sea conocida. Por lo tanto, únicamente las lecturas de desplazamiento filtradas deberán ser aplicadas a dicha tabla.

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Tabla de Severidad de Vibración de IRD para maquinaria en general Como se ha mencionado anteriormente, la Tabla de Rathbone proporciona los medios para la evaluación de vibraciones a frecuencias hasta de 6,000 CPM (100 Hz.) Desde luego, que desde que ésta tabla fue publicada, las velocidades de operación de las máquinas se ha incrementado dramáticamente, resultando en vibración a frecuencias considerablemente más altas y la moderna instrumentación disponible hoy en día hace posible el poder medir con precisión las velocidades de alta frecuencia y amplitudes de aceleración. Como resultado, hace algunos años se llegó a la conclusión aparente de que eran necesarias líneas de guía adicionales y una de éstas fue la Tabla de Severidad de Vibraciones de IRD para Maquinaria en General. Véanse las Figuras “.53 y 2.54. La tabla de severidad de vibraciones también incorpora mediciones de vibraciones en velocidad, así como las mediciones conocidas de deslazamiento. Cuando se obtienen lecturas de amplitud en unidades métricas (Ej. Micrómetros, cresta a cresta o milímetros/seg. Pico), puede utilizarse la tabla en la Fig. 2.54. Esta guía fue desarrollada en forma bastante similar a la del Sr. Rathbone, por experiencia. El mayor cambio fue una reducción general en los niveles de vibración basados en muchos casos individuales. Tal vez el operador de la máquina sintió que una unidad estaba trabajando demasiado áspera o que estaban sucediendo paros frecuentes por descompostura. Cuando la máquina fue reparada y el operador sintió la seguridad de que se encontraba en buenas condiciones o su vida de servicio se había extendido, los niveles de vibración fueron anotados. Él requirió el cambio de anotaciones en las diversas áreas de severidad. Se presenta la guía no como la palabra final sino como una referencia de lo que se ha encontrado como aceptable o inaceptable en la industria actual. Cuando se utilice la tabla de severidad de vibraciones para maquinaria en general de Entek IRD, los siguientes factores deberán ser tomados en consideración. 1.

2.

3.

Cuando se utilicen mediciones de desplazamiento, únicamente con lecturas de desplazamiento filtradas (para una frecuencia específica) deberá aplicarse la tabla. Las lecturas que no han sido filtradas o totales en velocidad pueden aplicarse ya que las líneas que dividen las regiones de severidad son de hecho, líneas constantes de velocidad. La tabla es aplicable solamente a mediciones tomadas en los cojinetes o estructura de la máquina. No es aplicable a mediciones de vibración de la flecha. La tabla es aplicable primordialmente a máquinas que han sido montadas o ancladas sobre una cimentación rígida. Las máquinas montadas sobre separadores de vibración como resortes o almohadillas de hule o material similar por lo general tienen amplitudes más altas de vibración que aquellas montadas rígidamente. Una regla general es la de permitir doble cantidad de vibración para una máquina montada sobre aisladores.

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Clasificación de vibración del “Hydraulic Institute” para bombas centrífugas, verticales u horizontales inatascables. El Hydraulic Institute ha propuesto estándares que gobiernan la vibración máxima permisible para bombas centrífugas verticales y horizontales. La tabla en la Fig. 2.56 está incluida en el “Hydraulic Institute Applications Standards B-74 – 1 (1967) y es aplicable ambas bombas centrífugas horizontales y verticales inatascables operando bajo condiciones en el campo. Las amplitudes de vibración aplicadas a la Tabla (Fig. 2.56), tiene que ser en mils pico a pico de desplazamiento medido en la tapa del cojinete. En bombas verticales de vibración debe medirse en el cojinete superior del motor. Siendo que las lecturas de desplazamiento son especificadas, solamente las amplitudes filtradas deberán ser aplicadas a la tabla. Más aún, y que la tabla solo cubre frecuencias hasta 3,600 CPM (60 Hz.) debe asumirse que la vibración de interés principal es aquella que está ocurriendo a 1 x R.P.M. Así también es interesante notar en la tabla de la Fig. 2.56 que la amplitud permisible de vibración depende tanto de las R.P.M. de la bomba así como la distancia de la base al punto de medición. Esto es importante particularmente cuando se trata de bombas verticales altas, ya que la amplitud característica sería mayor a elevaciones altas.

Especificación del (API) “American Petroleum Institute” El “American Petroleum Institute” ha establecido un número de especificaciones que tratan con máquinas turbo utilizadas en la industria petroquímica. Algunas de las especificaciones que han sido preparadas incluyen la API-611 (Turbinas de vapor para propósitos generales), API-612 (Turbinas de vapor para propósitos especiales, API-613 (Propósitos especiales para unidades de engranes), API-616 (Turbinas de combustión de gas) y API-617, (compresoras centrífugas). Aún cuando estas especificaciones tratan con muchos aspectos en la instalación de maquinarias, desarrollo y sistema de respaldo, muchas también incluyen especificaciones concernientes a la calidad de balaceo de un rotor, dinámicas (velocidades críticas) y tolerancias de vibración. Las especificaciones API establecen límites máximos permisibles para vibración relativa de la flecha al medirse con transductores de no-contacto. Por ejemplo, el API-617, que es aplicable a compresoras centrífugas para servicio general en refinerías, establece que el desplazamiento máximo permisible de vibración de la flecha, medido en mils pico a pico, no deberá ser mayor que

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Lo que sea menor. Se utiliza este mismo criterio también en otras especificaciones, con aparentes buenos resultados.

Las características de instalación, físicas y operacionales del sistema de transductores de no-contacto que se utiliza para medir la vibración de la flecha se especifican en detalle en el API-670.

Guía tentativa de tolerancias de vibración para máquinas-herramienta

Las amplitudes de vibración delas máquinas-herramienta deberán ser característicamente bajas de modo que se mantengan las tolerancias dimensionales y proporcionen acabados de superficies aceptables de piezas de trabajo maquinado. Basado en la experiencia de los clientes de IRD, e ingenieros de servicio consultivo trabajando en varios tipos de problemas de máquinas-herramienta. Las tolerancias de vibración listadas en la tabla en la Fig. 2.57 han sido seleccionadas como típicas de las requeridas en máquina-herramienta de modo de obtener estos objetivos. Desde luego los valores mostrados en la tabla se presentan solamente como guía y las tolerancias de vibración para una máquina-herramienta específica dependerán de las tolerancias dimensionales y acabado de superficie requeridos por las piezas de trabajo individuales. Sin embargo, puede verse que las amplitudes típicas de vibración están bastante por debajo de aquellas que generalmente serían consideradas bastante aceptables en máquinas industriales, tales como ventiladores, sopladores y bombas. Adicionalmente, también deberá notarse que las líneas de guía de tolerancias de vibración son expresadas en unidades de desplazamiento ya que el interés primario de la vibración de las máquina-herramienta es el movimiento relativo entre la pieza de trabajo y la herramienta de corte o rueda de esmeril y como este movimiento relativo compara el acabado de superficie especificado o tolerancias dimensionales que también se expresan en unidades de desplazamiento o distancia.

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Fig. 2.57 Guía tentativa de IRD Mechanysis para tolerancias de vibración para máquinasherramienta

En 1974 la International Standards Organization (ISO), Organización Internacional e Estándares (ISO) publicó los “ISO Standards 2372” – Vibración mecánica de máquinas con velocidades de operación de 10 a 200 rev/s, basado en las especificaciones de evaluación de estándares. El objetivo de estos estándares es el de establecer alguna línea de guías realista para niveles aceptables de vibración.... “con respecto a confiabilidad, seguridad y percepción humana”. Estas líneas de guía se proporcionan en la Fig. 2.58.

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Clase I Partes individuales de máquinas y maquinaria conectadas integralmente con el total de la máquina en su condición normal de operación (motores eléctricos de producción hasta de 15Kw son un ejemplo típico de máquinas en esta categoría).

Clase II Máquinas de tamaño mediano (típicamente motores eléctricos con salida de 15 a 75 Kw) sin cimentación especial. Máquinas o maquinaria (hasta 300 Kw) en cimentación especial. IRD Balancing México

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Clase III Accionadores primarios grandes y otras máquinas también grandes como masas rotativas montadas en cimentación pesada y rígida que son relativamente tensas en la dirección de la medición de vibración.

Clase IV Accionadores primarios grandes y otras máquinas también grandes con masas rotativas montadas en cimentación que es relativamente suave en la dirección de la medición de vibración (por ejemplo, conjunto de turbo-generadores, especialmente aquellos con subestructuras de peso ligero)

El ISO 2372 estándar es algo así como único, comparado con las otras líneas de guía que presentamos, en el que se ha hecho el intento de establecer concesiones para diferentes tipos o “clasificaciones” de máquinas. Ejemplos de máquinas representativas de las cuatro clasificaciones ISO, también proporcionadas en la Fig. 2.58. Algunos casos importantes que debemos recordar cuando se esté aplicando el ISO estándar 2372 son los siguientes: 1.

2.

3.

Las mediciones de amplitud deberán tomarse en velocidad, pulgadas/segundos o mm/seg. La tabla en la Fig. 2.58 muestra los valores de velocidad en mm/seg. (RMS) (pulg/seg. = mm/seg.) El estándar cubre frecuencias de vibración entre 10 y 1,000 Hz (600 a 60,000 R.P.M.) con máquinas con velocidades de operación entre 10 y 200 RPS (600 a 12,000 R.P.M.) Este estándar es aplicable a vibración medida en la superficie de la máquina o cojinetes y no es aplicable a mediciones en la flecha.

Desde luego, las líneas de guía discutidas aquí para el establecimiento de tolerancias de desbalance, podrían no acomodar todas las aplicaciones específicas de un rotor. Sin embargo, pueden servir para el propósito para el que fueron creadas y éste es el de establecer un punto de inicio. La autoridad final en un desarrollo suave y no interrumpida de la máquina y las tolerancias seleccionadas de desbalance de estas líneas de guía pueden ser ajustadas de acuerdo con la experiencia.

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Conversión de unidades de amplitud de vibración a unidades de desbalance En muchos casos, el mismo instrumento utilizado para el análisis de vibración y balanceo en el campo es también utilizado en la máquina balanceadora. Ya que estos instrumentos normalmente proporcionan lecturas en unidades de desplazamiento o velocidad, en ocasiones puede ser deseable poder relacionar las unidades de vibración con las unidades de desbalance, de modo que se pudiera saber si es que una parte ha sido balanceada para confrontar la tolerancia requerida. Puede establecerse esta relación muy fácilmente para cada plano de corrección, como se explica en el siguiente ejemplo. Un rotor requiere un balanceo a una tolerancia de 3 oz/pulg. en dos planos. Operando en la máquina de balanceo, la lectura original para los planos de corrección izquierdo y derecho es de 10 mils @ 240º y 7 mils 2 200º respectivamente. Primero, para determinar el nivel de vibración al que debemos balancear el plano izquierdo, simplemente agregue un peso de prueba en este plano de corrección. Un peso de 3 oz. Se agrega a un radio de 6 pulgadas. Por lo tanto el peso de prueba sería = 18 oz/pulg. Con este peso de prueba en el plano izquierdo, se pone nuevamente en operación el rotor para obtener la lectura de “0 + T”. Para nuestro ejemplo “0 + T” = 8 mils 2 120º en el cojinete izquierdo. A continuación, en una hoja de papel polar proceda a construir el vector “0” (10 mils 2 240º) y el vector “0 +T” (8 mils 2 120º). Enseguida, conecte el extremo d el vector “0” al extremo del vector “0 + T” para encontrar el vector “T”. Ver Fig. 2.59.

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Mida el largo del vector T, a la misma escala que se utilizó para construir los vectores 0 y 0 + T del ejemplo. Fig. 2.59 Vector T = 15.5 mils. El vector T representa el efecto de nuestro peso de prueba solamente. En otras palabras, el peso de prueba de 18 oz/pulg. es equivalente a 15.5 mils de vibración. A partir de esto podemos determinar el nivel de vibración igual a nuestras 3 oz/pulg. de tolerancia de desbalance. Ya que las 18 oz/pulg. producen un efecto de 15.5 mils de vibración, tenemos entonces que: 1 Onza/Pulg = [15.5 mils ÷ 18 onzas/pulg.] = .86 mil de vibración. Por lo tanto, 3 onzas/pulgadas = 3 x .86 = 2.58 mils de vibración. Ahora sabemos que será necesario balancear a menos de 2.58 mils e vibración en el cojinete izquierdo de modo que se confronte la tolerancia especificada de 3 onzas-pulgada. Para encontrar el nivel de vibración máximo requerido en el cojinete del lado derecho, agregue un peso de prueba conocido en el plano de corrección de lado derecho y haga el cálculo en forma similar al antes mencionado.

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INTRODUCCIÓN A LAS MÁQUINAS PARA BALANCEAR La demanda actual de eficiencia en el balanceo de maquinas rotativas modernas, tales como turbo compresoras, turbinas, ventiladores, sopladores, motores eléctricos y generadores, ha motivado un importante incremento en el balanceo de precisión. La tendencia por las máquinas de alta velocidad como la necesidad de bajar el tiempo caído en máquinas críticas ha ocasionado que se evalúen los métodos y equipo para balanceo dinámico. Esta reevaluación involucra una mayor y detallada atención a los procedimientos de balanceo, dando principio con el diseño conceptual y continuando a través del ensamble final y operación de máquinas. De este modo, el mantenimiento y reparación general de máquinas de alta velocidad requiere de un balanceo de precisión para asegurar una larga vida de la máquina así como libre de problemas.

¿Por qué la necesidad de una máquina para balancear? En el mantenimiento y reparación general del equipo rotativo hay muchos casos en donde es impráctico tratar de balancear “en campo” porque no pueden hacerse las correcciones de peso. Esto es un hecho para muchas bombas y motores totalmente sellados, así como turbinas y algunas centrífugas. También el proceso de reparación de un rotor causa una fuerte cantidad de desbalance que requiere ser corregido antes de ponerlo nuevamente en servicio, eliminando con esto un posible daño a la máquina. Una máquina para balancear se utiliza para balancear partes antes de su reinstalación, asegurando una operación suave de la máquina, Una máquina para balancear puede ser un equipo extremadamente valioso para cualquier departamento que repara bombas, motores y otros equipos rotativos. Puede ahorrar costos debido a demoras, eliminando la necesidad de tener que enviar partes para balancear con especialistas dedicados a este ramo de trabajo. Con frecuencia el ahorro en un solo trabajo puede justificar la inversión económica en una máquina balanceadora. Los fabricantes de equipo mecánico rotativo deben tener la seguridad de que sus productos van a operar suavemente cuando sean instalados en su posición final. Una de sus preocupaciones principales es la calidad de balanceo de los componentes rotativos. A través de la experiencia, los fabricantes han establecido un límite tolerable de desbalance que puede ser aceptado en su máquina en particular. Ellos saben que si se exceden en este límite, el cliente va a objetar y el “tiempo caído” en la maquinaria va a reflejarse en la calidad del producto recibido. Para hacerle frente a esta situación, las partes deben ser balanceadas al tiempo de manufactura, en la mayoría de los casos antes de su ensamble y más tarde, una vez ensamblados, se hace un balanceo de “afinación”.

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Tipos de máquinas para balancear Las máquinas para balancear son clasificadas usualmente de acuerdo al término utilizado, como el desbalance es indicado, tipo de máquina, método de operación, etc. La Tabla 1 describe los tipos de máquinas que en la actualidad se tienen disponibles: Basándose en los principios de operación, las máquinas para balancear pueden ser clasificadas como sigue: 1) 2) 3)

Máquinas para balanceo estático que operan en el principio de gravedad (no en rotación) Máquinas para balancear (un solo plano) en donde la parte de trabajo está en rotación Máquinas para balanceo centrífugo (en rotación) para un solo plano, dos planos y multiplanos.

Tabla 1 Clasificación de máquinas balanceadoras La primera clasificación (Ver Fig. 3.1A) está basada en el hecho de que un cuerpo libre para rotar buscará una posición en donde su centro de gravedad sea lo más bajo posible, por ejemplo: El lado más pesado del rotor buscará la posición más baja, automáticamente indicando la posición angular del peso de desbalance. La magnitud del desbalance se determina experimentalmente agregando peso (cera especial o similar) en el lado más ligero del disco o rotor hasta que éste se encuentre balanceado, esto quiere decir que no gira a ninguna otra posición angular de donde se encuentra. En la Fig. 3.1B se utilizan rodamientos en lugar de cuchillas. Los rodamientos permiten tomar mediciones de desplazamiento y no requieren de una alineación precisa como en el caso de cuchillas. La Fig. 3.1C muestra los principios del péndulo de balanceo estático. En este caso, el disco es soportado en un cable flexible o alternativamente por un artefacto de una bola y armella que coincide con el centro del disco y ligeramente arriba del plano normal a través del centro de gravedad. IRD Balancing México

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El lado más pesado tenderá a buscar el nivel más bajo que el más ligero, por lo tanto indicando la posición angular del desbalance. El disco es balanceado agregando peso a un punto diametralmente opuesto al punto más bajo hasta que el disco se nivele, como indica la burbuja circular o nivelado al centro de la máquina de balanceo. Variaciones a este método utilizando cojinetes presurizados (aire) y otros artefactos indicadores especiales se utilizan ampliamente. Balanceo estático (no en rotación) es satisfactorio para: 1) 2)

Rotores con bajos diámetros largos de proporción operados a bajas velocidades Rotores angostos a velocidades moderada

El balanceo estático también se utiliza para rotores angostos de alta velocidad (máquinas de propulsión “jets” y compresoras de varios pasos) que van a ensamblarse a una flecha y más tarde balancearse en conjunto.

Clasificación de máquinas centrífugas para balanceo Las máquinas para balanceo centrifugado pueden ser clasificadas por el tipo de desbalance que una máquina es capaz de indicar (estático o dinámico), la actitud del

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eje del muñón de la pieza de trabajo (vertical u horizontal) y el sistema empleado del tipo de soporte del cojinete del rotor (cojinete suave o cojinete duro). En cada categoría se fabrican comercialmente uno o más clases de máquinas. Las cuatro clases listadas en la Tabla se describen a continuación:

Clase I Máquinas de balanceo con indicación de desplazamiento Las máquinas en esta clase son usualmente del tipo de cojinetes suaves no indican desbalance directamente en unidades de peso (tal como onzas o gramos en los planos actuales de corrección) pero indican desplazamiento y/o velocidad de vibración en los cojinetes. La instrumentación no indica directamente la cantidad de peso que debe agregarse o removerse en cada uno de los planos de corrección. El balanceo con este tipo de máquina involucra el uso de instrumentación portátil. La cantidad y localización angular de los pesos de corrección son determinados llevando a cabo un simple cálculo de vectores o utilizando una calculadora manual para realizar las operaciones de balanceo para dos planos.

Clase II Máquinas para balancear con calibración que requieren de un prototipo balanceado Las máquinas de esta clase son del tipo de cojinetes suaves que utilizan instrumentación que permite la separación de planos y calibración para un determinado tipo de rotor si se tiene disponible un rotor patrón balanceado o prototipo.

Clase II Máquinas para balancear que no requieren de un prototipo balanceado

Las máquinas de esta clase son del tipo de cojinetes suaves. Cualquier rotor (desbalanceado) puede ser utilizando en lugar de un rotor patrón balanceado. En su turno, la separación de planos y calibración pueden conseguirse para rotores sin prueba y error. Esta clase incluye máquinas con cojinetes suaves y agitadores instalados accionados eléctricamente a la parte vibratoria de los soportes del rotor. Las técnicas del microprocesador permiten a este tipo ser calibrado sin hacer girar el rotor y representa la técnica más avanzada para balancear.

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Clase IV Máquinas para balancear permanentemente calibradas Las máquinas de esta clase son del tipo de cojinetes duros. Son calibradas por el fabricante en todos los rotores que caigan dentro del rango de peso y velocidad de un determinado tamaño de máquina. Estas máquinas indican desbalance en la primer corrida sin calibración individual del rotor. Esto se obtiene por la incorporación de una computadora análoga dentro de la instrumentación asociada con la máquina. Requiere de una cimentación substancial de la máquina.

Máquinas para balanceo dinámico Las máquinas para balanceo también son clasificadas por el tipo de desbalance que deben corregir, incluyendo provisiones especiales. Por ejemplo, una máquina para balanceo estático se utiliza para corregir un desbalance estático, pero se necesita hacer girar la parte para medir el desbalance. Ninguna de estas dos máquinas es capaz de corregir un desbalance dinámico. Las máquinas para balanceo en dos planos se utilizan para corregir el desbalance estático y dinámico. Muchas de estas máquinas se denominan máquinas para balanceo dinámico. Ver. Fig. 3.2 Los dos tipos generalmente conocidos de máquinas para balanceo dinámico, que han recibido la más amplia aceptación son los de cojinetes “suaves” o flexibles y cojinetes “duros” o rígidos. A continuación se expone una detallada discusión sobre los méritos relativos a estos dos tipos de máquinas balanceadoras.

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Máquinas para balancear con cojinetes suaves El nombre de Máquinas con Cojinetes suaves se deriva del hecho de que soporta el rotor que se balancea en cojinetes que están libres para moverse en cuando menos una dirección, usualmente en la horizontal, perpendicular al eje del rotor (Ver Fig. 3.3). La resonancia del sistema del rotor y cojinete ocurre a la mitad o menos de la velocidad de balanceo Para cuando se alcanza la velocidad de balanceo, el ángulo de retardo y amplitud de vibración se ha estabilizado y puede ser medida con precisión. (Ver la Fig. 3.4ª). Aún cuando las máquinas de cojinetes suaves eran utilizadas muchos años antes del advenimiento del cojinete del tipo duro y parecía que solamente su utilizaban técnicas de medición atrasadas, que frecuentemente requerían de una mayor experiencia y conocimiento del operador, los avances tecnológicos desarrollados actualmente proporcionan un cuadro completamente diferente.

En años recientes las técnicas nuevas desarrolladas han superado una de las objeciones básicas asociadas con tanta frecuencia a máquinas de cojinetes suaves – aquella de obtener una lectura recalibrada que indicara al operador que tanto y en donde corregir un rotor en su primera corrida.

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Ahora es posible obtener una calibración precisa de la máquina de cojinetes suaves antes de la primera corrida del rotor. También es posible proporcionar al instante una calibración actualizada del sistema solamente en minutos antes de corregir y checar un rotor realmente. Un beneficio más es que la misma calibración actualizada instantánea proporciona los medios interiores de verificación y validez basándose en el hecho de que la máquina esté respondiendo adecuadamente.

Hard bearing natural Frequency – Frecuencia natural del cojinete duro Phase angle – Ángulo de Fase

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Los dos métodos básicos de medición de desbalance Con el propósito de obtener una mejor comprensión de algunos de los más prominentes avances tecnológicos, como los relacionados con las máquinas para balanceo con cojinetes suaves, es una buena idea repasar los dos métodos básicos para la medición de desbalance. La máquina para balancear con cojinetes duros o supercrítica, como anteriormente se menciona, utiliza la fórmula de fuerza centrífuga que se establece como sigue:

La máquina para balanceo supercrítica o con cojinetes suaves utiliza el cuerpo libre básico en espacio de fórmula de desplazamiento que se establece como sigue:

Como podrá verse por inspección, la fórmula de fuerza centrífuga no contiene tales términos como peso del rotor W o términos de momentos de inercia Iz y Ix. Ya que la suspensión no permite que el movimiento ocurra, las fuerzas centrífugas generadas por el desbalance son medidas en los cojinetes del rotor. Aplicando las fórmulas de momento o sumando las fuerzas respectivamente a cerca de cada cojinete de soporte, un independiente o medición de plano separado de desbalance relacionado a cada uno de los planos de corrección puede ser encontrado. La sensibilidad es una función del cuadrado de la velocidad, lo que significa que la sensibilidad se reduce a bajas velocidades y correspondientemente incrementada a altas velocidades.

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Ya que la fórmula de desplazamiento contiene tales términos como W, peso o rotor, Iz e Ix, que son términos de inercia relacionados con la configuración, necesariamente indica que cualquier máquina de balanceo que utilice esta fórmula debe ser recalibrada para cada diferente peso y figura de rotor. El desplazamiento medio en su respectivo plano de cojinete no varía, sin embargo, con la velocidad del rotor, pero permanece esencialmente constante por sobre un amplio rango. La sensibilidad por lo tanto, se relaciona con el peso del rotor y distribución de la masa.

Con relación a la Fig. 3.4, la relación de las máquinas de balanceo con cojinetes duros y suaves puede ser comprendida con respecto al rango de la velocidad de balanceo.

Sistemas diversos de suspensión utilizados para medir movimiento Con la comprensión de la relación básica de los tipos de sistemas de suspensión duros y suaves, es muy importante hacer un examen de los factores que afectan a la frecuencia natural y por lo tanto la linearidad actual permitida por los diversos tipos de suspensión.

Cuando examinamos los ocho diferentes tipos de suspensiones tipos de suspensiones comúnmente utilizadas en máquinas de balanceo, con relación a la frecuencia natural y la configuración como sería la habilidad de soportar cargas desplazadas, fuerzas con dirección hacia arriba, aceptar diversas configuraciones de cojinetes del rotor, proporción de cojinete del rotor vía la superficie plana de montaje y aún requerir muy poca estructura de soporte, es posible seleccionar un sistema óptimo de suspensión.

El sistema de suspensión de una máquina de balanceo deberá proporcionar una amplitud lineal y una respuesta de frecuencia, así como soportar la carga máxima de la pieza de trabajo de la máquina balanceadora. En un sistema supercrítico (cojinetes suaves) deberá también tener una frecuencia natural y constante muy baja que no se afecte por la carga, velocidad de rotación o cantidad de desbalance.

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(*) Natural frequency of supporting structure – Frecuencia natural de la estructura de soporte

Displacement of supporting structure – Desplazamiento de la estructura de soporte Rotational speed of workpiece – Velocidad de rotación de la pieza de trabajo

La Figura 3.6 puede notarse que el ángulo de fase entre el desbalance y el desplazamiento de la estructura vibratoria cambia rápidamente c pequeños cambios en velocidad.

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(*) Natural Frequency of Supporting Structure – Frecuencia natural de la estructura de soporte

Phase angle – Ángulo de fase R.P.M. of Workpiece – R.P.M. de la pieza de trabajo Una máquina de balanceo que se opera a/o cerca de la frecuencia natural o velocidad crítica de la estructura de soporte, no puede esperarse que se produzca una lecura precisa cuando los cambios de velocidad ligeros (con frecuencia tan pequeños como uno sobre 100 de 1%) causen grandes es en las indicaciones. Por lo tanto, es deseable tener una estructura de soporte o sistema de suspensión que tenga una frecuencia natural no mayor de la mitad que el mínimo de la velocidad de rotación de la pieza de trabajo, o una si fuera posible, donde la frecuencia se fije y no una función del peso o largo variable de los miembros o partes del soporte. La siguiente discusión es un repaso de varios tipos de suspensiones con los requerimientos indicados que se consideran:

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A.

“Reed” Invertida

Donde: E = Módulo de elasticidad de “Reed” I = Momento seccional de inercia g = Aceleración de gravedad W = Peso de la pieza de trabajo L = Largo activo de “Reed” o miembro flexible Con la suspensión del tipo “Reed” invertida (Fig. 3.7) podrá verse que la frecuencia natural de la máquina balanceadora sería una función del peso dela pieza de trabajo. Al incrementarse el peso “W” la frecuencia natural se volvería más alta. Esto daría por resultado una característica de linearidad siempre cambiante de la máquina. El alto sensibilidad puede obtenerse debido a la precisión inestable de la pieza de trabajo, sin embargo, se imponen severas limitaciones de capacidad de peso, debido a la tendencia de pandeo o efecto de columpio. Las cargas hacia arriba pueden acomodarse fácilmente con este tipo de suspensión.

(*) Inverted reed – Reed invertida Pickup - Transductor

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B.

Cantiliver

La suspensión tipo cantiliver, (Fig. 3.8) responde similarmente a la “Reed” vertida. Otra variante, la proporción del largo de “A” y “L” de “Reed” se introduce. No nada más la frecuencia natural cambia con “W”, sino ya que “A” y “L” son ajustables también deberán tomarse en cuenta con cada cambio de peso en la pieza de trabajo. Este tipo de suspensión es utilizado en máquinas de balanceo que emplean la técnica resonante de balanceo. Por cada peso diferente de la pieza de trabajo, el largo de “A” y “L” se cambian para obtener una frecuencia resonante deseada a cuya velocidad la información de balanceo puede ser observada.

Observando las lecturas de amplitud a la frecuencia de resonancia, pueden hacerse mediciones muy sensitivas. Aún cuando la sensibilidad no es limitada, las técnicas de balanceo precisas y simples no se emplean sin una considerable dificultad. Por ejemplo, la separación de planos y cantidad de calibración son muy difíciles.

Las reacciones de cojinetes hacia arriba pueden acomodarse con el uso de accesorios diseñados apropiadamente.

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El método de utilizar sistemas resonantes de resorte para amplificar mecánicamente el movimiento, fue desarrollado hace aproximadamente 40 años para obtener sensibilidad muy alta.

La necesidad de utilizar esta técnica fue atenuada por el desarrollo de artefactos modernos sensoriales e instrumentación que es muchas veces más sensitiva y puede claramente detectar y filtrar pequeños movimientos en el rango de micro-pulgadas.

C.

Elementos Rodantes tipo No. 1

De la fórmula (Fig. 3.9) puede verse que la frecuencia natural del sistema del tipo de elementos rodantes depende de dos variables “K” y “W”. Ajustando “K”, el cambio de frecuencia natural debido al cambio en “W”, puede desplazarse a cierto grado. La fuerza restauradora o fuerza de centrado es proporcionada por los resortes.

Comparado con la fórmula anterior es de notarse que “K” reemplaza la cantidad [12 E 1] ÷ [A2(4ª + 3L)]

Esta suspensión puede ser ajustada para operar como una supercrítica (arriba de resonancia), subcrítica (debajo de resonancia) o crítica (a resonancia) al tipo de sistema.

La calibración no ha demostrado ser confiable con tal variación en selecciones operacionales.

Es posible dañar o “dureza brimell” de las superficies de los cojinetes de la suspensión debido a una caída accidental de la pieza de trabajo, impurezas, salpicaduras de soldadura, etc. Esto causaría perjuicios operacionales y la sensibilidad.

Las cargas en cantiliver y hacia arriba son muy difíciles de lleva a cabo en este tipo de suspensión.

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D.

Reacción de pivoteo

La suspensión del tipo de reacción de pivoteo (Fig. 3.10), tiene una frecuencia natural que depende del peso de la pieza de trabajo y la constante del resorte “K” de centralizado o reacción d e los resortes. Ajustando los resortes, el “K” del sistema puede ser cambiado para acomodar el nuevo valor de “W”. Este sistema puede hacerse muy sensitivo ajustando el valor de “K” de manera que el peso “W” puede ser puesto en relación con la frecuencia natural. Para hacerlo muy sensitivo esta suspensión puede ser operada a la frecuencia natural, por lo tanto, la operación y lectura requiere una considerable destreza y técnica. Es muy veloz y sensitiva como el elemento rodante No. 1, puede ser ajustado para proporcionar característica subcríticas, críticas y supercríticas. Las cargas hacia arriba pueden ser acomodadas más fácilmente que con el elemento rodante del tipo No. 1 Reacción de Pivoteo.

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E.

Elemento Rodante Tipo No. 2

La suspensión del elemento rodante tipo No. 2 (Fig. 3.11), requiere de una fórmula diferente de la expuesta anteriormente. La frecuencia natural se calcula utilizando la fórmula simple de péndulo. Nota: La frecuencia natural de este sistema depende solamente del radio efectivo de oscilación “R”. Cambiando el peso o la pieza de trabajo no cambia la frecuencia natural de la suspensión. La gravedad proporciona la fuerza restablecedora. Existe la probabilidad de “brineleado” o mellado de la superficie rodante por un golpe de carga, tal como dejando caer la pieza de trabajo sobre la máquina, etc. Esta suspensión no puede soportar una carga hacia arriba o carga desplazada a un lado sin una extensiva modificación.

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F.

Péndulo

Nos referimos con frecuencia a la suspensión del tipo de péndulo (Fig. 3.12) como el “tipo oscilante de jardín. La frecuencia natural se calcula utilizando la fórmula simple de péndulo. La frecuencia natural es una función del largo efectivo “R” del radio armas solamente.

El peso de la pieza de trabajo no tiene ningún efecto en la frecuencia natural.

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Los requerimientos de cimentación son minimizados en términos de rigidez y libertad de resonancia. Este sistema de suspensión trabajará en prácticamente cualquier tipo de cimentación y cualquier localización. La energía generado por fuerza de desbalance en la pieza de trabajo en rotación, es absorbida por las fuerzas de inercia más que transmitidas a la cimentación, por lo tanto, minimizando los requerimientos solicitados. Cada unión se mueve a través de un ángulo muy pequeño, por consiguiente los cojinetes en cada unión actúan como pivotes en el filo de navaja. Consecuentemente, el “brineling” o dentado de las piezas no afecta la operación. La altas cargas de empuje lateral pueden ser sostenidas debido ala rigidez de los miembros y uniones de cojinetes. La suspensión puede ser fácilmente adaptada para cargas grandes hacia arriba, simplemente agregando una masa al miembro del fondo, de modo que la fuerza neta ejerce una carga positiva o hacia abajo. La frecuencia natural permanecerá igual, solamente la sensibilidad se reducirá de cierto modo por el incremento de la masa parasítica. No se requieren soportes de cojinetes hacia abajo ara cargas normales, ya que la energía debida a las fuerzas de desbalance es absorbida por las fuerzas de inercia de la pieza de trabajo e impacto en los cojinetes, es por eso que se minimiza. Esto también minimiza el perjuicio de la superficie de cojinetes. Esta es una suspensión del tipo supercrítica. La frecuencia natural está diseñada para ocurrir a la velocidad baja rotacional de la pieza de trabajo. Al llegar ésta a la velocidad de balanceo pasa a través de la frecuencia natural del sistema de suspensión

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rápidamente y mientras las fuerzas de desbalance aún están muy bajas en relación a la velocidad rotacional de la pieza de trabajo. Una vez arriba de esta velocidad, la pieza de trabajo puede ser puesta en rotación a cualquier velocidad que se desee sin influencia de la frecuencia natural de la suspensión. Para facilitar la corrección de la pieza de trabajo, cargo o descarga, esta suspensión puede ser asegurada fácilmente para evitar movimiento.

G.

Péndulo Flexible

La suspensión de péndulo flexible (Fig. 3.13) es una variación del verdadero péndulo o tipo “oscilador de jardín”. La frecuencia natural no solo depende del largo “R” del miembro flexible, sino del resorte constante “K”. Por lo tanto, el peso “W” de la pieza de trabajo. Para piezas de trabajo de peso muy ligero y algo de rigidez de los resortes, la influencia del peso puede ser significativa. Ya que los miembros flexibles deben ser muy delgados para obtener una frecuencia natural baja, la habilidad de esta suspensión para soportar carga lateral o carga desplazada es muy pobre. Debe tenerse mucho cuidado en el control de calidad de los miembros flexibles para eliminar la posibilidad de rajaduras por fatiga. Otro tipo de sistema de suspensión utilizado en la suspensión subcrítica (cojinete duro), que se describe como sigue:

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H.

Máquinas de balanceo con cojinetes duros

Las máquinas de balanceo con cojinetes duros son construidas en forma similar a las máquinas con cojinetes suaves. Sin embargo, sus soportes de cojinetes son significativamente más rígidos en la dirección horizontal. Esto resulta en una resonancia horizontal que es mucho más alta que la resonancia en una máquina de cojinetes suaves. La máquina con cojinetes rígidos es diseñada para operar en la región en donde el retardo del ángulo de fase es constante y donde la amplitud de vibración es lineal y proporcional a las fuerzas centrífugas producidas por desbalance.

En la Fig. 3.14 se muestra una comparación de máquinas con cojinetes duros y cojinetes suaves. Basado en rango de velocidad de operación. Para máquinas de balanceo con cojinetes suaves, el rango de velocidad está por encima de la velocidad de resonancia delos sortees. Para las máquinas con cojinetes duros, la velocidad de frecuencia resonante del sistema de soporte de cojinetes del rotor es usualmente más de tres veces mayor que la velocidad máxima de balanceo.

En este caso “L” es fijo y “W” es variable debido a los diversos pesos de los pesos de trabajo, pero la constante del resorte del soporte y transductor es muy grande en valor de modo que el cambio práctico en “W” es de menos consecuencia. Aún cuando sucede el cambio, la frecuencia natural resultante del sistema de suspensión es por lo tanto, mucho más alto que la velocidad rotacional de la pieza de trabajo. A esto se le llama suspensión subcrítica, ya que la pieza de trabajo está en rotación debajo de la frecuencia natural del sistema de suspensión

Un serio problema encontrado con este sistema surge del hecho de que los miembros de la suspensión son rígidos, las fuerzas de desbalance se transfieren dentro del piso donde se monta este tipo de suspensión. Por lo tanto, el piso también se convierte en una parte del sistema de soporte. Ya que muchos pisos tienen una baja constante relativa de resorte o valor “K”, la suspensión de cojinete duro puede ser influenciada por el mismo durante el balanceo y como resultado perderá calibración y sensibilidad.

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La pérdida de calibración ocurre siempre que se permita que se mueva el montaje del transductor de fuerza y la estructura de soporte. Cuando ocurre el movimiento, el transductor no está impresionado con el total de la fuerza de desbalance, ya que parte de la fuerza es ahora absorbida para producir movimiento en el montaje del transductor. Sin embargo, si se instala permanentemente y se calibra “en campo”, los problemas serán mínimos. Este tipo de suspensión no es deseable para una máquina balanceadora que debe ser operada en muchas diferentes localizaciones debido a los miembros pesados y dependencia inherente sobre cimentación estable. Las fuerzas hacia arriba pueden ser fácilmente acomodadas con este tipo de suspensión mientras se están balanceando cargas en cantiliver. Las piezas de trabajo para soporte de carga negativa son usadas comúnmente con suspensión que lleva cojinetes duros, ya que las fuerzas de desbalance en piezas de trabajo grandes no son absorbidas por las fuerzas de inercia de la pieza de trabajo. Las fuerzas debidas a desbalance deben ser absorbidas por un soporte de cojinete duro y carente de movimiento, por lo tanto, los muñones de la pieza de trabajo son sujetos a las fuerzas normales anteriores que pueden causar perjuicio.

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La suspensión tipo péndulo – Ventajas básicas De lo que hemos tratado anteriormente, llegamos a la conclusión de que el sistema de suspensión tipo péndulo de precisión, ofrece muchas ventajas, por lo que consideramos que resulta ideal para máquinas balanceadoras.

Con el alcance versátil permitido por el desarrollo de este sistema de suspensión, se generaron dos cualidades muy importantes, en primer lugar se hizo económicamente posible la remodelación y actualización de máquinas antiguas para balancear (Fig. 3.15) así como la reducción de costos, llevando a cabo la construcción propia de su máquina como la que se muestra en la Fig. 3.16. En segundo lugar, también se hizo posible el desarrollo de un sistema práctico y extremadamente versátil de bajo costo, un sistema de lectura “precalibrada para máquinas con cojinetes suaves”.

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Nos han sugerido que una suspensión suave es susceptible a casos violentos debido a problemas aerostáticos desarrollados por rotores tales como ventiladores, turbinas y compresoras. Si esto fuera verdad con algunos tipos de suspensiones suaves, la suspensión del tipo de péndulo no se afecta por tales manifestaciones. Este se debe a la auto construcción o control de la frecuencia natural que no varía con los diferentes pesos del rotor o inercia y nunca alcanza una inestabilidad que pudiera ser excitada por la turbulencia del aire. Los rotores grandes de turbinas de vapor con peso por encima de las 480,000 libras (Fig. 3.17) han sido balanceados con éxito en máquinas transportables con cojinetes suave. No se hizo evidente ningún problema en la suspensión aún cuando el rotor estaba bombeando aire en exceso de 5 C.F.

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Máquinas balanceadoras para mantenimiento Las máquinas para balanceo requieren de un diseño flexible, flexibilidad en su instalación en modificación o cambios, velocidad de balanceo y la aceptación de piezas de trabajo de varios pesos y tamaños y configuración. Véase la Fig. 3.18. Los soportes de trabajo deberán ser capaces de aceptar piezas de trabajo con o sin cojinetes y también con cojinetes de varios tamaños. En otras palabras, para cada diferente tipo de pieza de trabajo la máquina para balanceo deberá ser rápidamente ajustada para adaptarla a diferentes condiciones sin perder la precisión de un balanceo efectivo en el menor tiempo posible. Las condiciones distintivas que proporcionan la flexibilidad de este diseño son las siguientes: A) B) C) D) E) F) G)

La instalación de la máquina debe ser tan simple como sea posible, utilizando un mínimo de espacio. La capacidad de peso de la máquina de balanceo deberá ser tan grande como sea posible para acomodar un amplio tamaño o rango de piezas de trabajo. Los pedestales de soporte deben poder ajustarse para varias expansiones de espacio entre cojinetes. Los pedestales de soporte deberán estar equipados con soportes para cojinetes de rodamientos, bloques en V o aún para aceptar cojín completo de cojinetes. El sistema de accionamiento deberá estar debidamente en posición para hacer girar la pieza de trabajo sin requerir de arreglos de aditamentos especiales. El sistema de accionamiento debe poder operarse por sobre un rango de diferentes velocidades. Se deberán hacer correcciones de desbalance en la máquina de balanceo.

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La electrónica asociada con la máquina para balancear deberá poder adaptarse para confrontar los requerimientos de la aplicación.

Algunas preguntas importantes surgen y sería las siguientes; ¿Va la máquina a ser utilizada en la base constante de ocho horas por día o intermitentemente? ¿Se tienen disponibles operadores que han sido capacitados en los fundamentos de balanceo? ¿Se tienen muchos tipos de partes que están siendo balanceadas, o el balanceo consiste de solamente un tipo específico? Por último pero no de menor consideración son los costos asociados para hacer frente a los requerimientos involucrados.

La mayoría de las máquinas para balanceo para mantenimiento son del tio de cojinetes suaves.

Este tipo de sistema normalmente dispone de muy baja frecuencia natural y permite el balanceo de una variedad de piezas de trabajo a cualquier velocidad seleccionada. Este sistema se utiliza porque no requiere ningún herramental especial o cimentación y proporciona un amplio rango de capacidades de peso. Por ejemplo, no resulta fuera de lo común tener una máquina para balancear con una capacidad de 2 a 5,000 lb. o 50 a 25,000 lb. (1 a 2,000 Kg o 20 a 120,000 Kg)

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Hay muchos factores que afectan la resolución de una máquina balanceadora. Para escoger la máquina que mejor llena sus necesidades, se requiere que cierta información sea proporcionada al surtidor, involucrando datos que se solicitan. Para lleva a cabo esto, se proporciona un formato que se denomina “formato de requerimientos para máquinas balanceadoras”, que es similar a la que se muestra en la Fig. 3.19, que es normalmente utilizada junto con dibujos de las partes a balancear. Otra información que se proporciona es la disponibilidad de energía eléctrica para operar la máquina para balancear. Su localización (y si va a estar en una posición fija o si va a ser transportada) la capacidad de peso de la pieza de trabajo, la separación requerida de los cojinetes, diámetro delos muñones de la pieza de trabajo, el diámetro máximo de la pieza de trabajo, la configuración de la pieza de trabajo y si su balanceo va a ser entre cojinetes o en cantiliver y tolerancias permitidas.

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(*) Between bearings workpiece – Pieza de trabajo, entre cojinetes Overhung workpiece – Pieza de trabajo, en cantiliver Maximum – Máximo Minimum – Mínimo Weight – Peso Normal oprating speed – Velocidad normal de operación Shaft journal diameter – Diámetro muñones de la flecha Bearing separation – Separación de cojinetes Driven diameter – Diámetro de accionamiento Maximum diameter – Diámetro máximo Clearance – Claro Distance to correction planes – Distancia a planos de corrección Unbalance limits – límite de desbalance Between bearings or overhung – Entre cojinetes o en cantiliver Quantity/time – Cantidad/Tiempo Bearing type make & model – Tipo de cojinete marca y modelo Method of correction – Método de corrección Power available – Energía disponible

La información antes expuesta permite al fabricante de la máquina balanceadora ofrecer un equipo que llene todos los requerimientos que se soliciten

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Balanceo de Mantenimiento Como se indica anteriormente, hay muchos casos cuando es impráctico tratar de balancear “en campo” (in situ), debido a que las correcciones de peso no pueden hacerse con facilidad. En estos casos se utiliza la máquina balanceadora. ¿Cómo balanceamos entonces? ¿A qué velocidad? ¿A qué tolerancia? Y ¿Dónde habrá de colocarse los pesos de corrección? Estas son preguntas que requieren contestación. El balanceo en una máquina balanceadora utiliza los mismos principios utilizados para balancear “en campo” (in situ). Las indicaciones de la cantidad de desbalance es usualmente expuesta en medidores, mientras que las indicaciones queden expuestas en varias formas. Las cantidades de desbalance pueden ser indicadas directamente en unidades de peso de corrección o en unidades de vibración. Todas las máquinas de balanceo pueden proporcionar indicaciones de peso y lecturas de vibración. Estas lecturas permiten a uno determinar al desbalance residual restante después que se han hecho las correcciones de balanceo y proporcionan una medición directa del mejoramiento en vibración causado por el desbalance, después que se han hecho las correcciones. Las mediciones de fase se obtienen con el uso de una lámpara estroboscópica o las indicaciones que proporciona un medidor. En una máquina balanceadora dinámica la información de cantidad y fase se requiere de cuando menos dos planos de corrección. Muchas veces se hace simplemente por medio de un interruptor selector de plano “derecho – izquierdo”, o por medidores individuales para cantidad y fase en cada plano. La instrumentación más sofisticada computa el problema vectorial de dos planos e indica simultáneamente la cantidad de desbalance y localización de ambos planos. Existen cuatro pasos básicos en la operación normal de balanceo: 1) 2) 3) 4)

Cargar la pieza de trabajo sobre la máquina de balanceo Adquisición de información para balancear Hacer correcciones necesarias para balancear Retirar la pieza de trabajo de la máquina balanceadora

Las dos áreas que consumen la mayor cantidad de tiempo son la carga y descarga de la máquina balanceadora o el arreglo original y físicamente corregir el desbalance. Una buena máquina balanceadora minimiza la cantidad de tiempo involucrado en estos pasos a través de la flexibilidad de diseño.

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Máquina para balanceo de producción Características distintivas de diseño normalmente requeridas en una máquina balanceadora para producción no son compatibles con aquellas requeridas por una máquina para mantenimiento. En este tipo de máquina, el tiempo de colocación o arreglo para una variedad de configuraciones es uno de los factores más importantes a considerarse. En el balanceo de producción, el objetivo primordial es el balanceo en grandes cantidades rápidamente de piezas idénticas, con un mínimo de movimientos del operador y participación. Una máquina balanceadora para producción es una herramienta especializada y bien coordinada para manufactura y el confrontar los requerimientos impuestos por las piezas a balancearse. Esta máquina operada a una o dos velocidades fijadas, incluye herramental de precisión para soportar la pieza a balancearse consta de lectura directa de la cantidad y localización de corrección, ciclo de tiempo automático y muchas otras características especiales. Cada una de estas incorporadas en la máquina para el balanceo de producción deben ser evaluados en relación al costo vs. El incremento de producción esperado. Un buen ejemplo de esto es calculado al costo del equipo para automáticamente corregir la pieza que está siendo balanceada y comparando los ahorros en los costos de producción sobre lo que costaría para un operador que tuviera que hacer la corrección de balanceo manualmente. En general una máquina para balancear está diseñada para el balanceo de piezas rotativas en específico y le hace falta flexibilidad para ejecutar cambios de arreglos para varios tipos de configuración de rotores.

Máquinas balanceadoras para un solo plano Las máquinas balanceadoras para un solo plano son utilizadas en motores con largos axiales que son pequeños en comparación con el diámetro del rotor y donde dos planos para balanceo (si existen)están atan juntos que sería difícil obtener una útil compensación dinámica de cople. Generalmente, el balanceo en un solo plano es todo lo que se requiere si la proporción L/D es menor de 0.5 y la velocidad de operación esté por debajo de 1,000 RPM. Radios L/D mayor de 0.5 pero menor de 2. y la velocidad de operación por debajo de 150 RPM. El balanceo en un solo plano, con frecuencia se lleva a cabo en máquinas que han sido diseñadas para el balanceo en dos planos, requerirá de herramental especial para sostener la pieza a balancearse, ya sea entre cojinetes o en configuración en cantiliver.

Máquinas balanceadoras para dos planos El balanceo en dos planos en una máquina para balancear, se lleva a cabo en casi la misma forma como el balanceo de un solo plano. Sin embargo, el balanceo en dos planos requiere de cierta atención especial debido al “efecto cruzado”, llamado algunas veces interferencia del plano de corrección, que es definido como el efecto en IRD Balancing México

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en la indicación de desbalancea en un extremo del rotor causado por desbalance en el extremo opuesto. Debido al efecto cruzado las indicaciones de desbalance observadas en cada extremo del rotor no representan el verdadero desbalance en sus respectivos planos de corrección. En cambio, cada indicación será la resultante de desbalance en el plano de corrección asociado además del efecto cruzado del extremo opuesto. Al principio de un problema de balanceo, no hay forma de saber la cantidad y ángulo de fase del vector de efecto cruzado será diferente para máquinas diferentes. La mayoría de las máquinas para el balanceo en dos planos implican algún método para separar los planos de desbalance, de modo que las indicaciones se hacen para cada plano separadamente. La separación de planos puede llevarse a cabo electrónicamente. Estos circuitos computarizados son fijados de manera que la distancia entre los cojinetes y localización del centro de gravedad pueda ser prefijado en los controles de la máquina para cada plano de balanceo. El balanceo en dos planos se lleva a cabo en la mayoría de los rotores rígidos arriba de 150 RPM en proporción L/D más de 0.5 La Figura 3.21 muestra una máquina típica para balanceo en dos planos. Las máquinas para balanceo en dos planos son ampliamente utilizadas para balanceo de mantenimiento utilizando instrumentación portátil, o con instrumentación para balancear integrada.

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Balanceo de multiplanos El balanceo de multiplanos involucra las técnicas requeridas para reducir la vibración en rotores flexibles a un nivel aceptable. Ejemplos de rotores de este tipo son: rodillos de fabricar papel, turbinas, generadores, ventiladores, bombas de multipasos y turbo máquinas. Niveles aceptables de vibración para estos rotores con frecuencia no pueden conseguirse usando las técnicas convencionales para balanceo en dos planos. En muchos casos es requerido el balanceo de dos planos utilizando un cierto número de planos de corrección.

1)

Rotores flexibles – Un rotor flexible es aquel que exhibe cualidades elásticas y se deforma o se flexiona a alta velocidad rotacional. La deformación será reducida abajas velocidades al reducirse las fuerzas centrífugas. Un rotor flexible balanceado a baja velocidad podrá mostrar un incremento significativo en vibración al incrementarse la velocidad.

2)

Rotores flexibles operando cerca de velocidades críticas. Rotores que tienen altas proporciones L/D son usualmente flexibles. La distribución de mas apodrá no ser uniforme por sobre el largo del rotor. Fuerzas de desbalance de diferentes cantidades y ángulos de fase localizados en varios planos a lo largo del rotor producirán momentos internos de vencimiento. Estas fuerzas se incrementarán la cuadrado de la velocidad de acuerdo con la ecuación de la fuerza centrífuga. Esta condición puede conducir a una deformación grande o “chicoteo” al acercarse al rotor a su velocidad crítica de vencimiento. Un rotor con baja amortiguación producirá deformaciones “chicoteo” de gran magnitud.

Para balancear un rotor flexible es importante poder determinar cuales velocidades críticas son excitadas, así como la forma del rotor cuando está bajo la influencia de las fuerzas de desbalance a toda su longitud.

La experiencia ha mostrado que un rotor debe ser balanceado como si fuera flexible si su velocidad de operación se acerca a un 70% de su velocidad crítica.

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Al acercarse la velocidad a la primera crítica, el rotor se deformará como se deformará como se muestra en la Fig. 3.22. A más altas velocidades críticas el rotor se deformará como se muestra en las Figuras 3.22B y 3.22C.

Muchos rotores trabajan debajo de la primera crítica y tendrá un modo sencillo de vencimiento. Muchas bombas, turbinas y máquinas eléctricas trabajan arriba de la primera crítica y debajo de la segunda, de modo que las dos formas de vencimiento deben ser consideradas. Es claro que la velocidad más alta y el rotor de mayor flexibilidad se torna más importante para balancear en más dedos planos. En general, el balanceo de dos planos de un rodillo flexible proporcionará un buen resultado solamente a la velocidad a la que el balanceo se consigue. Sin embargo, cuando se ha balanceado en más de dos planos, el rotor flexible deberá ser accionado a/o cerca de la velocidad de operación de manera de determinar el número y localización de los planos de balanceo.

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Balanceo de rotores flexibles El método utilizado para balancear un rotor flexible de modo que pueda tener poquita o nada de deformación o “chicoteo” por sobre su rango de velocidad de operación se le llama balanceo de multiplanos. El objetivo es el determinar el plano o planos en los que existe el desbalance y hacer las correcciones en el plano o planos apropiados. Desbalances que son distribuidos a todo lo largo del rotor causarán momentos de flexión de cantidades varias y localización angular. En muchos casos es suficiente compensar por los momentos críticos. Ejemplo: aquellos que existan los modos naturales que corresponden a las velocidades críticas rotacionales.

Sin embargo en otros casos debe llevarse a cabo mayores procedimientos de prueba para corregir una condición de balanceo satisfactorio. El balanceo de multiplano, de rotores flexibles puede obtenerse utilizando el siguiente procedimiento.

1)

El rotor flexible es balanceado como si fuera un rotor rígido, a baja velocidad. Las correcciones se hacen en los planos del extremo del rotor.

2)

La velocidad de balanceo del rotor se incrementa hasta que aparenta estar fuera de balance. Nuevas correcciones son determinadas. La posición estática del desbalance del rotor es determinada utilizando la derivación estática del par o método similar. La porción estática de desbalance del rotor es corregida en el centro de éste. La porción de par es corregida en los planos del extremo. Esto reducirá los momentos de flexión interna en el rotor.

3)

La velocidad rotacional es otra vez aumentada hasta que la cantidad y localización angular de la flexión pueda ser medida. Esto puede llevarse a cabo utilizando un indicador de “chicoteo”, o por mediciones que se hagan directamente sobre la flecha en rotación o la superficie del rodillo (Véase la Fig. 3.23).

4)

El siguiente paso es el de aplicar un juego de pesos de prueba que son determinados para la información obtenida en el Paso 3. En la siguiente corrida, la influencia de los pesos de prueba en la deformación del rotor será determinada.

Ya que la magnitud de la deformación depende de la velocidad rotacional, la velocidad de balanceo deberá repetirse con precisión.

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Cuando la relación entre la flexión del rotor y la cantidad de los pesos de prueba es conocida, entonces las correcciones requeridas pueden ser calculadas y aplicadas al rotor.

Velocidad para Balancear La velocidad a la que un rotor es balanceado en una máquina para balancear, deberá ser seleccionada solamente después de haberse llevado a cabo un estudio a fondo de las propiedades del rotor, tal como la elasticidad de la estructura y la flecha o comportamiento plástico, peso, configuración de la mase y velocidad de operación en su ensamble final. Los factores económicos tales como el tiempo para subir el rotor a su velocidad de operación y el tiempo que se toma para pararlo (costeando) son también importantes. Véase la Sección II para mayor información sobre la relación de velocidad para balancear. Es importante tener conocimiento de si el rotor es rígido o flexible. Un rotor rígido por ejemplo, un rotor cuyo desbalance es independiente de su rotación hasta su velocidad de operación podrá ser balanceado a una velocidad solamente suficientemente alta para asegurar que el desbalance residual será por debajo de una tolerancia aceptable. Con rotores flexible o elásticos, el desbalance podrá cambiar con cambios en la velocidad y el rotor no permanecerá por debajo de una tolerancia de balanceo a todas las velocidades. En el caso de rotores elásticos, la condición de balanceo se sostendrá por solamente la velocidad a la que el rotor se balancea. En el caso de rotores plásticos o aquellos cuyos componentes individuales toman una localización final y fija debido a los efectos de la fuerza centrífuga a la velocidad de IRD Balancing México

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operación, solamente es necesario operar a la velocidad de operación o un poquito más arriba y entonces balancear a la velocidad más baja.

En el caso de balanceo de rotores flexibles, la localización de los planos de corrección es muy importante. Esto hace difícil hacer una selección arbitraria de la velocidad para balancear. En general, todos los modos principales de vencimiento de las velocidades críticas debajo de la velocidad de operación deberán ser considerados. Muchos rotores tales como turbo generadores, rodillos de fábricas de papel, e impulsores de bombas de multipasos podrán tener momentos internos de vencimiento que producen grandes flexiones a(o cerca de las velocidades críticas. Estos rotores no son rígidos a la velocidad de operación. En la práctica, los rotores flexibles son primero balanceados como un rotor rígido, en dos planos a baja velocidad. A continuación, la velocidad es incrementada y se lleva a cabo un balanceo en planos adicionales de corrección. Los momentos internos de vencimiento del rotor son compensados y el rotor será balanceado a todas las velocidades hasta la velocidad máxima de operación.

Como una guía para determinar si se requiere un balanceo de dos planos o de multiplanos, debe considerarse la relación del largo y diámetro del rotor, la velocidad de operación y velocidad crítica. Refiriéndonos a la tabla en la Fig. 3.24 para la relación L/D, más que 0.5 pero menos de 2, el balanceo de dos planos es normalmente suficiente para velocidades de operación, desde 150 hasta 2,000 RPM o por encima de 70% de la primera velocidad crítica. Por encima de 2,000 RPM o por arriba de 70% de la 1ª. crítica, el balanceo de multiplanos es usualmente requerido.

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Para relación L/D mayor de 2, el balanceo de dos planos es normalmente requerido para velocidades de operación arriba de 100 RPM a 70% de la 1ª crítica. El balanceo de multiplanos es normalmente requerido para rotores que operan por encima de 70% de la 1ª crítica. Es importante mantener en mente que el procedimiento para seleccionar un solo plano, dos planos o multiplanos, basado en la relación L/D, la velocidad del rotor y la velocidad crítica se ofrece solamente como una guía y no se impondrá en todos los casos. De cualquier forma una operación suave y libre de problemas será la autoridad final y las correcciones deberán hacerse sobre esa base.

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En general, la velocidad de balanceo es usualmente más baja que la de operación debido a los factores económicos involucrados. Las ventajas de balanceo o baja velocidad son las siguientes: 1) 2) 3)

El tiempo requerido para acelerar el rotor a la velocidad de balanceo es más corto, así como también el tiempo de paro. La velocidad de rotación más baja es menos problemática y las características de seguridad más simples. La energía de accionamiento se reduce, especialmente cuando el rotor tiene un arrastre significativo aerodinámico o un momento largo de inercia.

Sistemas de soporte para los rotores ¿Qué tipo de muñones de soporte deberán utilizarse para el soporte de un rotor sobre una máquina balanceadora? Con frecuencia esta pregunta es la de mayor importancia cuando se está procediendo a preparar una máquina para balancear. Varias alternativas se tienen disponibles, tales como con cojinetes comunes, cojinetes de rodamientos, bloques en V, rodamientos dobles, etc. Los que se utilizan con más frecuencia y que son más fáciles de adaptar son los de antifricción. Véase la Fig. 3.25.

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Ensambles de cojinetes de rodamientos Un avance tecnológico importante en máquinas con cojinetes suaves para balancear, es el desarrollo del tipo Gimbel montado en rodamientos planos anti-fricción. Véase la Fig. 3.26.

En el pasado no era posible girar un rotor pesado en cojinetes de rodamientos. Los medios de soporte consistían en cojinetes con una película de aceite presurizada del tipo de manguito, o mitad de concha, cuando no se tenían disponibles los propios cojinetes del rotor para montaje en la máquina balanceadora.

Era común encontrar rodamientos coronados o cuellos ranurados en máquinas balanceadoras que rápidamente generaban dudas y preocupación a cerca de causar a los muñones del rotor, lo que es importante considerar. Véase la Fig. 3.27.

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Sin la acción del Gimbel, como se muestra en la Fig. 3.26, los rodamientos planos también producirán daños a los muñones del rotor. Véase la Fig. 3.28. Con la acción del Gimbel y ensambles del tipo de cojinete con rodamientos planos, grandes rotores de turbinas de vapor con peso de 5000,000 libras se han podido hacer girar y balancear con éxito sin que se hayan dañado los muñones. El ancho del área de contacto permitido por estos cojinetes requiere de un soporte de acción Gimbel que permite a las superficies planas de los rodamientos seguir a los muñones del rotor no importando el movimiento o a cualquier desalineación de los soportes del cojinete. Durante la rotación el rotor en la actualidad gira sobre una película de aceite hidrodinámica generada por la acción de rodamiento y el ancho de la superficie de contacto que permiten todo movimiento de los muñones del rotor. Esto es algo así como un contraste a las restricciones impuestas para soportes más rígidos que no puede tener el movimiento necesario de pivoteo o mecedora y dependen de su superficie angosta de contacto de rodillos coronados o encontrar ciertos riscos de orillas de carga tratando de aplicar rodillos planos. Ver la Fig. 3.29.

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Rotores con cojinetes en elementos rodantes Muchos rotores operan con cojinetes de elementos rodantes y requieren balanceo a niveles muy bajos de desbalance. Estos rotores deben ser balanceados con sus propios cojinetes. Comúnmente se utilizan dos métodos: 1)

Soporte los cojinetes en un ensamble de bloque en V en una máquina estándar para balancear. Ver la Fig. 3.30.

2)

Hay que utilizar una máquina balanceadora especialmente diseñada para soportar los cojinetes y mantener alineaciones apropiadas y rigidez.

Si los cojinetes tienen que ser quitados después de balanceo para permitir un ensamble final, deben de ser marcados para que compaginen con la flecha del rotor y reinstalados en la misma localización. Los cojinetes utilizados para balancear no deben tener excesivo dado radial. Si los cojinetes del rotor son cambiados con frecuencia, es mejor balancear en los muñones donde su carrera interior es montada. La pieza de trabajo también puede ser soportada en sus mismos bloques de soporte de cojinetes que van afianzados directamente a la placa de arriba de los soportes de trabajo de la máquina balanceadora.

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Rotores con cojinetes de manguito Los rotores con cojinetes de manguito son balanceados algunas veces sobre ensambles de bloques en “V” utilizando material suave para cojinetes para evitar daños a la flecha. Cojinetes de manguito abierto con alimentación de aceite lubricante y adaptadores y carcazas especiales de soporte también son utilizadas para balancear.

Sistemas de accionamiento Existen cuatro sistemas básicos de accionamiento utilizados en máquinas para balancear: 1.

2. 3. 4.

Un accionamiento por banda sinfín donde la banda acciona la pieza de trabajo por medio de la circunferencia del rotor o por medio de una polea colocada en la flecha del rotor. Accionamiento directo donde la pieza de trabajo es acoplada al accionador por medio de un cople flexible o una unión universal. Accionamiento propio tal como con husillos motorizado y Sistema aero-jet, en donde una ráfaga de aire acciona la pieza de trabajo

Accionamiento por banda El sistema de accionamiento por medio de banda es el más deseable para el balanceo de mantenimiento Fig. 3.31 no se requiere una herramienta especial y la banda no produce ninguna vibración o desbalance que pueda afectar la calidad del balance final de la pieza de trabajo. Así también, la banda trabajará en superficies muy rugosas o ásperas sin producir cualquier vibración molesta. Sin embargo, de mayor importancia es el hecho de que el sistema de accionamiento por medio de la banda puede ser instalado y ajustado para operación muy rápidamente. Esta es otra de las características únicas en la flexibilidad de diseño de las máquinas para balanceo IRD. Las bandas de accionamiento deberán ser flexibles y uniformes. Las poleas de accionamiento colocadas en el rotor deberán ser tan ligeras como sea posible y deberán ser balanceadas dinámicamente. Además concéntricas alineadas con el eje del rotor.

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Utilizando bandas de alta fuerza tensíl, tensándolas con el uso de aire a presión, ha resultado darles la habilidad para transmitir torque al rotor, lo que era posible hacerse en el pasado. Ahora, hasta 75 CE pueden ser transmitidos con bandas planas de 3 pulgadas de ancho, siendo que en el pasado se requerirían bandas de 10 a 12 pulgadas de ancho para soportar tal carga. Errores de balanceo causados por poleas de accionamiento de bandas colocadas en el rotor, son considerablemente pocos en número comparativamente con aquellos causados por otros métodos. Solamente el desbalance de poleas, su instalación en la flecha y desplazamiento en la superficie de montaje contribuyen a los errores de balanceo. Tales errores son eliminados totalmente si las bandas trabajan directamente por encima de la circunferencia de la pieza de trabajo. Las ventajas de las bandas planas de accionamiento son muy aparentes en rotores pequeños, primordialmente debido a la influencia de desbalance inherente en coples y flechas.

Accionamiento Directo La selección de un accionamiento directo puede afectar substancialmente los resultados de balanceo. Errores significativos pueden ser causados por:

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1. 2. 3. 4. 5.

Desbalance en la unión universal de la flecha o adaptador de accionamiento. Aflojamiento o apriete excesivo en la unión universal. Aflojamiento o ajuste pobre en los adaptadores. Desalineación entre los adaptadores y el barreno. Excentricidad de la extensión de la flecha con respecto a los muñones.

Los efectos de errores 1, 2, 3 y 4 pueden ser evaluados contrastando el rotor con respecto al adaptador y puede ser compensado por los siguientes procedimientos convencionales e índice de balanceo para máquinas para accionamiento por el extremo. El error 2 causará lecturas no repetitivas y/o fluctuantes en la máquina balanceadora. El error 5 puede ser reducido minimizando el desplazamiento en las extensiones de la flecha.

Instrumentación – Requerimientos en General Existen muchas diferentes variedades de instrumentación electrónica disponible para uso con máquinas para balanceo dinámico. Alguna instrumentación está diseñada con énfasis en la simpleza de operación. Unas para extrema precisión, unas para flexibilidad y otras para combinación de estas características. La selección de la instrumentación es influenciada por el uso que pretenda darse a la máquina balanceadora. Existen dos tipos básicos de instrumentación con las máquinas para balancear: 1. 2.

Instrumentación que permanece fija en la máquina como parte integral de la misma. Instrumentación portátil, que puede adherirse a la máquina balanceadora para usarse en balanceos “en campo” o análisis de vibraciones.

Instrumentación Fija Cuando la máquina balanceadora va a ser utilizada en los términos constantes de ocho horas diarias, entonces la selección de la instrumentación fija o electrónica integral es lo más indicado. Ver la Fig. 3.32. La instrumentación fija puede ser calibrada con la máquina para que proporcione lecturas directas y localización de la cantidad de corrección requerida en dos planos. La ventaja es que las indicaciones de calibración directa dan por resultado que los requerimientos de conocimiento del operador sean menores.

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Lo último en la instrumentación fija podría requerir un poquito más que la habilidad del operador para medir las dimensiones del rotor, dial en números correspondiendo a esas dimensiones, peso y leyendo las indicaciones de desbalance expuestas. En la actualidad se tiene disponible instrumentación fija para balancear rotores en un número mínimo de corridas de prueba. Ejemplo una corrida. La selección se basa en la precisión deseada, tiempo requerido de balanceo, programación de producción, operadores disponibles con experiencia y comparación de los costos involucrados.

Instrumentación portátil Cuando la máquina para balancear se utiliza como una herramienta para mantenimiento y no está en operación constante de ocho horas por día, deberá considerarse una instrumentación portátil. Véase la Fig. 3.33. Esta es otra característica de flexibilidad de diseño que está disponible en las máquinas de balanceo de Entek IRD. No nada más se tiene disponible la instrumentación para balanceo “en campo”, sino que también ésta puede ser incorporada en una amplia planta, en su programa de mantenimiento predictivo y utilizada para analizar defectos mecánicos en todo tipo de maquinaria importante para operación de una planta.

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Instrumentación para Máquina de Balanceo Siendo que los dos tipos de máquinas balanceadoras en uso hoy en día utilizan cojinetes suaves y duros, trataremos sobre la instrumentación para éstos:

Instrumentación para máquinas balanceadoras con cojinetes suaves Los cojinetes suaves de la máquina balanceadora soportan el rotor a balancearse, que están libremente suspendidos permitiendo que el rotor vibre en cuando menos una dirección. Usualmente en la horizontal, perpendicular al eje del muñón. La resonancia del rotor y sistema de cojinetes ocurre a una mitad o menos de la velocidad más baja de balanceo, de modo que la velocidad de balanceo, el ángulo de retardo ya amplitud de vibración son estables y pueden utilizarse para medir la cantidad y ángulo de desbalance. Una indicación directa de desbalance puede obtenerse por métodos simples de calibración.

Sistema de lectura Aprovechando la ventaja del excelente desarrollo del péndulo en suspensión, una amplia variedad de sistemas de lecturas podrán ser aplicadas con éxito dependiendo de los requerimientos. Un tipo de lectura para balanceo/análisis en el campo puede ser utilizado en un extremo y por otro lado, lo último en lectura precalibrada. IRD Balancing México

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Lectura Precalibrada Como se menciona al principio, un nuevo estado en la tecnología ha sido obtenido en la capacidad de lectura en máquinas con cojinetes suaves. Utilizando el desarrollo lineal del sistema del péndulo en suspensión, fuerzas predeterminadas de calibración son aplicadas a los soportes de cojinetes cuando el rotor está en descanso.

Examinando la fórmula de desplazamiento, observamos que los términos R, h y j son estrictamente dimensionales y pueden ser introducidos en el disco dactilar (dial) de mediciones del rotor en los controles del panel frontal. Todos los términos restante en la fórmula son una función del movimiento del rotor y son determinados aplicando una fuerza vibratoria conocida al rotor. En pruebas extensivas se ha encontrado que el término 1x, que es el giro o inercia rotacional del rotor, es en realidad insignificante y de no-efecto medible en calibración. Este término está relacionado como un modificador del factor 1z más importante de inercia y hasta extremadamente altas velocidades rotacionales, normalmente no utilizadas en máquinas balanceadoras acopladas con extremadamente bajas “extremo por extremo” o inercia 1z es obtenido. Errores de calibración debido a este factor están en la inmediación de menos de una fracción de un porcentaje.

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Fuerza de calibración sísmica Utilizando una fuerza de calibración sísmica preferible a una fuerza ejercida contra la estructura de soporte, se evitan problemas serios de calibración. Siendo que la fuerza de desbalance en el rotor es sísmica por naturaleza. Ejemplo: restringido solamente por inercia del cuerpo sobre el que está actuando, el desbalance en el rotor es , por lo tanto, simulado por el sistema de fuerza de calibración sísmica.

Debido al hecho de que durante la calibración, el rotor y cualquier parte de la suspensión que está libre de moverse con el rotor (masa parásita) debe moverse por la fuerza de calibración, se establecen las onzas, pulgadas o gramos pulgadas en la proporción por mil, incluyendo o tomando en cuenta este factor cambiando simplemente el nivel de ganancia por amplificación, los valores apropiados pueden traerse a indicación en el modo de lectura.

Siendo que una fuerza sísmica conocida es utilizada la respuesta en términos de desplazamiento varía con la masa del rotor (incluyendo la masa parásita) y los momentos de inercia 1z como un eje vertical a través del centro de gravedad del sistema.

El factor de calibración o vector operativo es determinado como “X” onzas pulgadas o gramos pulgadas por mil de vibración y se convierte en una multiplicación o nivel de ganancia en los circuitos electrónicos.

Aún cuando un rotor de peso ligero e instalado en un sistema de suspensión relativamente pesada, la pequeña vibración resultante es amplificada para proporcionar las adecuadas onzas, pulgadas o gramos pulgadas relacionados directamente a la fuerza de desbalance.

Verificación de balanceo en unidades de vibración (mils) Siendo que un “traversado” puede ser corrido en una máquina con cojinetes suaves así como con otros tipos, hay otras dos verificaciones cruzadas que rápidamente pueden verificar el aparente nivel de balanceo. Cambiándonos al modo de “mils” (Fig. 3.35) podemos obtener una medición directa del nivel de vibración.

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Una mitad de este valor multiplicado por el peso de rotor proporciona una valiosa “verificación cruzada De l nivel actual de balanceo obtenido. Distingo a la lectura calibrada ninguna perilla o dial controla el valor leído en mils. Esta es una función auto-interna, calibrada y trazable a la “National of Standards”. No importando lo que digan los medidores, si el rotor aún varía cuando está en rotación en una máquina con cojinetes suaves, ésta es una verificación cruzada positiva que evita más tarde una falla catastrófica del rotor en servicio.

Calibración instantánea Actualizada El sistema de lectura precalibrado de cojinetes suaves contiene un sistema interior de chequeo distintivo, junto con una calibración instantánea actualizada con cada rotor. Esto proporciona al operador con los medios para checar la máquina balanceadora y el sistema de lectura en cualquier tiempo. Cualquier mal funcionamiento que pudiera afectar el nivel de balanceo obtenido es descubierto antes y no después de que un rotor ha sido enviado al taller con niveles de desbalance arriba de tolerancia.

Instrumentación para máquina balanceadora con cojinetes duros Las máquinas balanceadoras con cojinetes duros son construidas en forma similar alas máquinas con cojinetes suaves, excepto que sus soportes son muy rígidos en la dirección horizontal. La frecuencia de resonancia horizontal para el rotor y soportes es bastante más alta que para una maquina con cojinetes suaves. La máquina con cojinetes duros está diseñada para operar por debajo de esta resonancia (Ver Fig. 3.4) en donde el retraso del ángulo de fase es constante y prácticamente cero y donde la amplitud de vibración es muy pequeña, pero proporcional a fuerzas centrífugas producidas por desbalance.

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La fuerza centrífuga resultante del desbalance será independiente de la masa del cojinete, peso del rotor, inercia y será dependiente solamente en velocidad y cantidad de desbalance. Por lo tanto, la relación entre la salida del elemento sensitivo y cantidad de desbalance puede ser establecida siendo que la fuerza centrífuga causada por cierto desbalance se incrementa con el cuadrado de la velocidad, la salida del transductor también se incrementa al cuadrado de la velocidad. Como resultado, los circuitos integrados apropiados se requieren para reducir la señal del transductor de forma inversamente proporcional al cuadrado a la velocidad de la máquina balanceadora. Esto da por resultado una lectura de fuerza constante. La frecuencia de resonancia del sistema combinado de soporte de cojinete del rotor para la máquina con cojinetes duros es usualmente tres veces mayor que la velocidad máxima utilizable. Ambas máquinas, con cojinetes suaves o duros, utilizan varios tipos de elementos sensores. Estos elementos son usualmente transductores o sensores de velocidad por motivo de su excelente sensibilidad, linearidad a bajas velocidades, resistentes y confiables. Algunas máquinas con cojinetes duros utilizan transductores piezoeléctricos o magnetostrictivos.

Instalación y operación de máquina balanceadora Para obtener buenos resultados con una máquina balanceadora es importante tener el conocimiento básico necesario para su instalación, de modo que pueda acomodarse un rotor en específico. El procedimiento básico a seguir para fijar una máquina típica para balanceo en dos planos es como se indica a continuación.

Selección de cojinetes Las placas de montaje de soporte de trabajo son usualmente pre-perforadas para aceptar los soportes de trabajo de los bloques “V” o los bloques de trabajo ajustables de cojinetes de rodamientos. Adicionalmente, las cajas de cojinetes pueden ser montadas directamente en la placa plana. Sin embargo, se recomienda si va a utilizarse la caja del cojinete, que se agregue una placa adicional en la parte superior de la placa de suspensión de montaje y adherida utilizando los agujeros estándar de montaje que se proporcionan. Cualquier agujero adicional de montaje podrá entonces ser perforado y machueleado en la placa de montaje agregada.

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Generalmente es mejor balancear una pieza de trabajo en sus propios cojinetes siempre que sea posible, especialmente cuando las tolerancias bajas de balanceo son requeridas. Los cojinetes anti-fricción cuya pista exterior permanece estacionaria, pueden ser colocados directamente en los bloques en “V”. Si los cojinetes anti-fricción son del tipo auto-alineable, podría ser necesario asegurar las pistas exteriores de éstos en los bloques en “V”. Siempre asegúrese de que los cojinetes estén lubricados apropiadamente. Si se prefieren cojinetes bipartidos de material apropiado, éstos pueden ser utilizados con los bloques en “V”. Los bronces porosos para piezas de trabajo pesado, o Nylotron G-S u otro material adecuado pueden utilizarse para piezas de trabajo más ligeras. El nilatrón G-S es un nylon impregnado de grafito satisfactorio para pesos hasta de 25 lbs. Lo surte la compañía Polimer Corporation of Pennsylvania, Reading Pennsylvania, USA. Tanto el Nylatron G-S como el bronce están disponibles de inmediato en cantidad, tamaño y formas del proveedor de cojinetes. La lubricación apropiada es esencial para evitar sobrecargar el sistema de accionamiento. Cuando es necesario un ajuste de altura vertical debido a los diámetros de los muñones o diámetros exteriores de los cojinetes son diferentes, los bloques “V” pueden ser montados en los soportes ajustables normalmente utilizados con los ensambles de cojinetes de rodamientos.

Precaución Los bloques “V” de aluminio no deberán ser utilizados como una superficie de cojinete. Los soportes de trabajo de los cojinetes de rodamiento ajustables son usados cuando los cojinetes propios de la pieza de trabajo no pueden ser utilizados, o para simplificar y acelerar el arreglo y ajuste de la máquina balanceadora. Este arreglo también permite el giro libre de los bloques den “V” para mantener la alineación con los soportes de cojinetes de la pieza de trabajo. Antes de que los bloques en “V” sean instalados, el ajuste de altura debe ser alzado hasta que los postes estabilizadores exteriores puedan bajarse lo suficiente para quedar debajo de la superficie en que descansa cada block en “V”. Esto permitirá un incremento adicional de altura como de 5/8 de pulgada para acomodar una diferencia en los diámetros exteriores como de 1 ¼ de pulgada. (Si es necesaria una diferencia adicional de altura, puede fabricarse una placa espaciadora para insertarse entre el ensamble de ajuste de altura y el bloque en “V”.

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Nota: Aún cuando los soportes de trabajo de los cojinetes de rodamientos ajustables proporcionan el más rápido ajuste y con extrema adaptabilidad, cuando se desea una presión especial, la pieza de trabajo deberá ser balanceada en sus propios cojinetes. Los ensambles de cojinetes de rodamientos van montados directamente en los soportes de placas de montaje con dos tornillos en los agujeros machueleados que se proporcionan. Los ensambles de los cojinetes de rodamiento pueden ser ajustados para acomodar varias piezas de trabajo con muñones de diámetro desde ¾ hasta 13 pulgadas (se tienen disponibles soportes de trabajo más pequeños para acomodar flechas más pequeñas hasta de ¼ de pulgada de diámetro). Independientemente un ajuste de altura vertical es incorporado con cada soporte de trabajo para cojinetes de rodamientos, para acomodar piezas con diferentes diámetros de muñones. Véase la Fig. 3.36.

Cada soporte de trabajo para cojinetes de rodamientos incluye dos cojinetes antifricción sellados, montados en ejes paralelos. El ensamble tiene dos ejes de movimiento que permiten que los cojinetes se alinien por sí mismos con los muñones de la pieza de trabajo. La acción mecedora compensa por la ligera desalineación de altura entre los soportes de trabajo en cada extremos de la máquina balanceadora. La acción mecedora permite a los cojinetes seguir a los muñones de la pieza de trabajo durante el movimiento de atrás y adelante con una cantidad mínima de empuje del extremo. El rayado de la flecha es minimizado porque los muñones de la pieza de trabajo hacen contacto con la superficie plana en los cojinetes todo el tiempo.

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Cada par de cojinete anti-fricción y sus flechas son instalados ya sea utilizando el par de agujeros en el interior, en el centro o exterior del carro de ensamble, dependiendo del diámetro de los muñones de la pieza de trabajo a soportar.

Para cambiar la posición de cada cojinete, quítese los tornillos opresores, la flecha y cojinete, alinie el cojinete con el agujero apropiado en el carro, con la clavija rolada en el cubo del cojinete al lado opuesto del agujero del tornillo opresor. Introduzca la flecha del cojinete de modo que la pequeña base plana en un extremo quede directamente abajo del tornillo opresor. Asegúrese de que los extremos de la flecha queden parejos con los lados del carro. Coloque los tornillos opresores y apriételos.

Precaución Los cojinetes siempre deberán ser colocados simétricamente en el carro, de modo que el muñón de la pieza de trabajo sea centrado en el soporte de trabajo.

Localización del sistema de accionamiento Determine si es que el accionamiento va a ser interior entre los pedestales de soporte de trabajo, o exterior, fuera del pedestal izquierdo y posicione el sistema de acuerdo a ello.

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Si es deseable posicionar el ensamble de accionamiento exterior del pedestal izquierdo, afloje el seguro manual (Ref. A, Fig. 3.3) hasta que la abrazadera del seguro (Ref. B, Fig. 3.3) deje en claro el frente de la base. Levante el frente del ensamble de accionamiento que girará en los cojinetes alrededor del soporte tubular posterior y muévase el accionador exterior del pedestal. Una vez en la posición deseada a lo largo de la base, baje el ensamble de accionamiento y asegúrese a la base con la herramienta de seguro manual (ratchet). Véase la Fig. 3.38.

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Localización del pedestal izquierdo Para localizar el pedestal izquierdo en su lugar apropiado a lo largo de la base, primero mida la distancia (centro a centro), entre los muñones de los cojinetes en la pieza de trabajo Enseguida, afloje los dos seguros manuales que sujetan el pedestal izquierdo a la base. Utilizando la rueda manual posicione el pedestal izquierdo a lo largo de la base hasta que la distancia (centro a centro) entre el pedestal derecho e izquierdo sea la misma que la distancia medida entre la pieza de trabajo y los muñones de los cojinetes. Asegure el pedestal izquierdo en su lugar apretando los dos seguros manuales.

Precaución Si es necesario proporcionar el pedestal izquierdo, levántese la pieza de trabajo antes de mover el pedestal para evitar un posible daño a la pieza de trabajo o los cojinetes de rodamientos.

Selección de bandas Utilizando la tabla en la Fig. 3.39 como una guía seleccione el largo apropiado que se necesita de la banda de accionamiento par accionar la pieza de trabajo. Coloque la banda por sobre uno de los pedestales de soporte de trabajo, de modo que pueda ser colocada por sobre la pieza de trabajo una vez que ésta haya sido instalada en posición sobre la máquina.

(*) Belt length – Largo de banda Driven Dia. In Inches – Diámetro de accionamiento en pulgadas

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Instalación de la pieza de trabajo Si los soportes de trabajo ajustables de altura están siendo utilizados, deberá hacerse un preajuste de la altura antes de cargar la pieza de trabajo, e manera que quede muy cerca del nivel cuando sea instalada. Errores grandes en la altura de los soportes de trabajo pueden causar daños a los muñones de la pieza de trabajo o a los ensambles de soporte cuando la pieza de trabajo es instalada. Para hacer o realinear el ajuste, la pieza de trabajo puede ser bajada apenas arriba de los soportes de ensamble y sostenida tan a nivel como sea posible, de manera de poder determinar la cantidad del cambio de altura requerido (para bajar la altura de cualquiera de los ensambles con el tornillo de “gato” del centro, las tuercas del estabilizador exterior deberán aflojarse y desatornillarse hacia arriba).

La pieza de trabajo deberán bajarse muy lentamente sobre los soportes, con cuidado, evitando un fuerte impacto o la posibilidad de dejar caer de golpe la pieza de trabajo. Después de que la pieza de trabajo ha sido bajada totalmente, colóquela con un nivel no de precisión en cada muñón y reajuste cualquiera de los ensambles como sea necesario, atornillando el “gato” del centro con la llave de horquilla que se proporciona. Ver la Fig. 3.36. Si la pieza de trabajo no está aproximadamente a nivel, puede desarrollarse un excesivo empuje del extremo cuando entra en rotación. Cuando la nivelación es satisfactoria, gire los postes del estabilizador exterior hacia abajo hasta conseguir apretarlos firmemente con los dedos de la mano contra los discos de pivoteo en la base del ensamble. Cuando vaya a utilizar los soportes de trabajo de los cojinetes de rodamientos ajustables, se recomienda que las superficies de los muñones y rodamientos sean cubiertas con una película de aceite limpio y medianamente delgado para lubricación. Durante la operación de balanceo, ocasionalmente deberá aplicarse una o dos gotas adicionales de aceite a los muñones. Ajuste los seguros de paro de empuje axial para restringir el movimiento de la pieza de trabajo. (Los seguros de paro de empuje axial podrán no ser requeridos cuando la pieza va a balancearse en sus propios cojinetes.) Posicione los seguros de paro de manera que los rodamientos de empuje axial queden aproximadamente de 1/16” a 1/32” desde el extremo de la flecha de la pieza de trabajo, de modo que al contacto con ésta, el rodamiento rodará contra el extremo de la pieza de trabajo en lugar de deslizar o rozar. Refiérase a la Fig. 3.40 para la instalación típica del seguro de paro en el extremo de empuje.

Precaución No apriete los postes estabilizadores con el uso de una herramienta. Sostenga la tuerca de abajo para que no gire y apriete la tuerca de arriba para que sirva como candado a los postes en posición.

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Ajuste de la tensión de banda Coloque la banda de accionamiento por sobre la pieza de trabajo y alinie el sistema bajo la parte de la pieza de trabajo por la cual la banda va a viajar. Asegure el sistema de accionamiento en el accionador y poleas “locas” (Fig. 3.41), usando uno de los arreglos mostrados en la Fig. 3.42. El arreglo más deseable es uno en el que la banda tienda a jalar en forma recta hacia abajo a la pieza de trabajo, en lugar de hacia el frente o hacia atrás.

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Para ajustar la tensión de la banda, afloje la perilla de candado (Fig. 3.41), empuje la palanca hacia abajo y vuelva a apretar la perilla del candado. La tensión deberá ser ajustada de modo que la banda no se patine en la pieza de trabajo o la polea de accionamiento. Pero no tan apretada como para flexionar la flecha de la pieza de trabajo. Si ocurre un deslizamiento excesivo después de que la tensión ha sido aplicada a la banda, es probable que se requiera una polea de mayor o menor diámetro para el motor de accionamiento o la pieza de trabajo. Este caso es generalmente raro, pero podrá presentar un problema cuando llega a aparecer una ventolera excesiva de aire.

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Precaución Cuando los ensambles de ajuste de los cojinetes de rodamientos son utilizados, la velocidad limitante será cualquiera de la pieza de trabajo que pueda causar que los cojinetes giren en exceso de 5,000 RPM. Para determinar la velocidad aproximada del cojinete, divida el diámetro del muñón de la pieza de trabajo en pulgadas entre el diámetro del cojinete en pulgadas y multiplique el resultado por las RPM deseadas de la pieza de trabajo. El producto son las RPM resultantes de los cojinetes y no deberá ser mayor de 5,000 RPM. Velocidades de cojinetes abajo del rango especificado asegurarán la vida máxima de éstos. La velocidad máxima podrá excederse para piezas de trabajo de peso ligero, a riesgo de costar la vida del cojinete.

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Velocidades para el balanceo de las piezas de trabajo Siempre es deseable el balanceo de una pieza de trabajo a las RPM cercanas a su velocidad normal de operación. Si una pieza de trabajo es operada a una velocidad variable, deberá ser balanceada a la velocidad más alta posible. En los casos donde la pieza de trabajo está considerablemente fuera de balance, podrá ser necesario balancear a la velocidad más baja y enseguida afinar el balanceo a la velocidad normal de operación. La tabla en la Fig. 3.43 podrá ser utilizada para determinar la velocidad de balanceo, aproximadamente posible para varios diámetros de piezas de trabajo, utilizando el accionador de velocidad variable con la polea estándar de 6 pulgadas. Como se indica en la tabla, las RPM de la pieza de trabajo dependen del diámetro de la polea accionadora. Cuando la tabla no se tiene disponible, podrá usarse la fórmula siguiente para calcular las RPM de la pieza de trabajo. [RPM (pieza de trabajo] ÷ [RPM (motor)] = (Dm ÷ Dd) Donde Dm = Diámetro (pulgadas) de la polea del motor de accionamiento Dd = Diámetro (pulgadas) de la pieza de trabajo accionada En algunos casos tal vez no sea posible alcanzar la velocidad de balanceo deseada, utilizando el diámetro de la polea de accionamiento estándar de 6”. Siendo que el diámetro de la pieza de trabajo, sus RPM y RPM del motor de accionamiento es conocido, la fórmula antes descrita puede ser usada para resolver Dm. El diámetro de la polea accionada necesaria para alcanzar la velocidad deseada. Se tienen disponibles poleas hasta de 9” de diámetro para incrementar el rango de velocidad del accionador.

Empuje Axial Siempre que una nueva pieza de trabajo es instalada en la máquina de balanceo, se recomienda que ésta llegue a la velocidad de balanceo deseada lentamente al principio. Podría ser que el desbalance excesivo en la pieza de trabajo no permita una operación segura a la velocidad de balanceo hasta que la totalidad de ésta sea hecha a una baja velocidad. Adicionalmente, incrementando la velocidad lentamente permite al operador estudiar otras condiciones tales como el empuje axial, deslizamiento de la banda, etc. Una verificación de excesivo empuje axial puede hacerse durante la operación simplemente agarrando el rodamiento de empuje del extremo en el lado opuesto donde hace contacto con la flecha de la pieza de trabajo. Si el rodamiento del extremo de empuje puede ser detenido fácilmente, el empuje axial no es excesivo. Si el rodamiento no para de girar o es difícil de parar, esto indicará empuje axial excesivo y si el seguro del extremo se detiene, deberá ser verificado para deflexión. Y la causa del exceso de empuje axial corregida.

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Empuje axial excesivo es usualmente causado por: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

El aceite lubricante no es suficientemente grueso o pesado La pieza de trabajo no está nivelada apropiadamente en la máquina de balanceo Inapropiada posición de carril o alineación de los ensambles de los cojinetes de rodamientos Cojinetes de rodamiento no paralelos Ralladuras o surcos de maquinado en la superficie delos muñones de la pieza de trabajo Muñones en declive en la pieza de trabajo Surcos en la superficie de los engranes

Cualquiera o todas las causas anteriores pueden atribuirse a un empuje axial excesivo que deben ser corregidos antes de operar el rotor a la velocidad de trabajo.

Precaución Sea extremadamente cuidadoso de no atorar los dedos o la ropa entre los rodamientos de empuje axial en la pieza de trabajo

Indicadores de empuje axial Muchas máquinas de balanceo de grandes dimensiones con accionamiento en el extremo son diseñadas para acomodar rotores muy grandes y pesados hasta 500,000 libras. Problemas de empuje axial son difíciles de determinar en estas máquinas debido al tamaño del motor. Como resultado, son equipadas con herraje diseñado para evitar el empuje axial que puede ser medido directamente en libras. Cualquier tendencia de la pieza de trabajo a moverse axialmente (empuje axial) es vista como una fuerza de empuje a través de una flecha “universal”, la flecha de accionamiento recto, la placa de base y una barra de retención de “empuje”. Esta fuerza (axial) causará que la barra de retención se flexione. Entre más grande sea el empuje axial, mayor será la flexión. Esta flexión (en cualquier dirección) se mide con un indicador de carátula adherido a la barra, la salida del indicador es procesada electrónicamente y proporciona una medición en el medidor en libras del empuje axial, - 4,000 a 0 a + 4,000. Observando el medidor puede verse una lectura constante de la cantidad de empuje axial obtenido. Esto ayuda a detectar problemas mecánicos que estén produciendo un empuje axial excesivo y lubricación inadecuada de los muñones de los cojinetes.

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Consideraciones prácticas para el herramentaje de la máquina balanceadora Muchas aplicaciones para balancear requieren del uso de adaptadores u otros artefactos especiales para el montaje y accionamiento de la pieza de trabajo. El monto delas tolerancias que se encuentran cuando se estén ensamblando todas las partes rotativas es extremadamente importante cuando se considera el herramental requerido para el balanceo. Resultados satisfactorios solamente pueden obtenerse si las tolerancias dimensionales se mantienen lo suficientemente cerca para prevenir que el máximo monto de tolerancias para balancear sea excedido. Entre mas ajustadas sean las tolerancias de balanceo, más importante es el mantener todas las superficies de trabajo del herramental tan concéntrico y cuadrado como sea posible. Mandriles o adaptadores deberán ser balanceados perfectamente, alrededor, rectos, exacto, y dimensionalmente estable. Se requieren mandriles templados y aterrizados para asegurar una estabilidad dimensional. El herramental apropiado puede ser determinado en dos formas: 1. 2.

Calculando los errores posibles debido a excentricidad, desbalance residual, claros, etc. Pruebas llevadas a cabo en la máquina, tales como girar la pieza de trabajo por 180º con respecto al herramental para observar cambios en el nivel de desbalance.

Adaptadores del Extremo para Accionamiento Los adaptadores dl extremo utilizados en máquinas horizontales para accionar la pieza de trabajo deberán ser cuidadosamente balanceados para prevenir el introducir errores de balanceo en la pieza de trabajo. Cuando se esté diseñando los adaptadores para el extremo de accionamiento se debe considerar: 1. 2.

Los adaptadores deben ser fuertes y ligeros y ajustados apropiadamente para reducir errores debidos a excentricidad. Los ajustes de precisión entre el adaptador de accionamiento, la pieza de trabajo y entre el adaptador y el accionador de la máquina balanceadora deberán ser sostenidos. Ajustes holgados o flojos debido a desgaste o componentes de accionamiento dañados introducirán errores de balanceo.

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3. 4.

5. 6.

Adaptadores y componentes de accionamiento deberán tener un tratamiento térmico y colocados con precisión para reducir desgaste. Los adaptadores deberán ser diseñados para permitir un índice de 180º con respecto a la pieza de trabajo, con el propósito de verificar y corregir el adaptador del extremo en la máquina de balanceo. Los adaptadores y componentes de accionamiento deberán ser tratados con cuidado y alineados adecuadamente para prevenir perjuicios. Los adaptadores para flechas rotativas con cuñeros deberán ser provistos con dos cuñeros opuestos a 180º.

Deberá emplearse el procedimiento correcto para el balanceo de los adaptadores. A.

B.

Mitad de cuña-flechas con cuñeros, así también los componentes compatibles son individualmente balanceados con la mitad de la cuña arreglada para llenar el vacío que la cuña ocupa en el ensamble final. Cuña completa – las flechas son balanceadas con cuña completa. Componentes compaginantes sin la cuña.

En máquinas balanceadoras que utilizan el accionamiento acoplado directo, cualquier desbalance o desalineación de los componentes de accionamiento y adaptadores afectarán directamente las lecturas de desbalance. Girando la pieza de trabajo a 180º con respecto al accionador servirá como una rápida verificación en el efecto del accionador y herramental. Un sistema de accionamiento por medio de bandas, tal como el utilizado en las máquinas balanceadoras IRD, minimizará los problemas asociados con el uso de mandriles, adaptadores y componentes de la línea de accionamiento.

Mandriles para balancear Ser requieren mandriles para balancear componentes tales como “volantes”, embragues (clutchs), polea, ruedas esmeriladoras, hojas de sierra, impulsores de bombas y otras piezas en forma de disco. Estas piezas no llevan muñones y son montadas en el adaptador antes o previo al balanceo. Los adaptadores para balanceo son utilizados en máquinas balanceadoras horizontales y verticales. Cualquier mandril y sus componentes usados para el montaje de piezas para balancear, deben ser diseñadas bajo las mismas consideraciones listadas anteriormente para adaptadores. Adicionalmente, debe llevarse a cabo un análisis cuidadoso de posibles errores para obtener resultados satisfactorios. Errores de balanceo en mandriles son causados por: 1. 2. 3. 4.

Excentricidad de la superficie de montaje del rotor y/o al mandril Espacio libre excesivo en el ajuste de la pieza de trabajo y el mandril Desbalance residual en el mandril Desbalance y excentricidad de las tuercas de apriete, etc.

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El error total posible de balanceo, causado por excentricidad y/o excesivo espacio libre puede ser determinado por la siguiente formula: U=WXE En donde: U = Desbalance en oz-pulg. (gramo-pulgadas) causado por excentricidad de la superficie de montaje de la pieza de trabajo y/o espacio libre. W = Peso de la pieza de trabajo en onzas (gramos). E = Excentricidad (pulgadas) igual a ½ TIR* de la superficie de montaje de la pieza de trabajo con respecto al eje del mandril mas ½ del claro entre la pieza de trabajo y el mandril. * Despliegue total indicado. Ejemplo: W = 1,500 gramos E = ½ TIR (superficie de montaje) Asúmase: E = ½ DE .006” = .003” Mas: ½ espacio libre total entre pieza de trabajo y adaptador Asúmase:

(1)1

½ de .003” = .0015” Total = .0045”

= 1,500 gramos x .0045” = 6.5 gramos – pulgadas

Otros errores que podrían tener que agregarse son: (2) U2 = Desbalance residual en el mandril Asúmase: 02 grs. – pulg. (3) U3 = Desbalance causado por excentricidad y claro de rosca de cualquier tuerca que sostienen los artefactos: Asúmase: 0.2 grs. – pulg. (4) U4 = Excentricidad mas ½ claro del taladro en las superficies de montaje de la instalación final de la pieza de trabajo. Asúmase que esto será la misma orden de magnitud como en el mandril original de balanceo. U4 = U1 = 6.75 grs. – pulg.

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Por lo tanto, la acumulación total de errores de desbalance causados por la excentricidad del mandril, espacio libre de la perforación, desbalance residual de la tuerca e instalación final de la pieza de trabajo, daría el siguiente resultado: U1 + U2 + U3 + U4 = 6.75 + 0.2 + 0.2 + 6.75 = 13.90 grs. pulg. Consideraciones adicionales son:

1.

Cuando se estén usando adaptadores en máquinas horizontales para balanceo entre cojinetes, el rotor deberá ser montado cerca del centro.

2.

Para adaptadores donde la pieza de trabajo es montada en cantiliver o una configuración semejante, ejemplo: El centro de gravedad debe ser en la parte, volada, el cojinete de atrás debe tener la capacidad para soportar la carga negativa.

3.

La precisión de empuje manual entre el adaptador y el rotor es requerida para facilitar el ensamble y desensamble. Adaptadores de expansión con frecuencia son usados para asegurar un ajuste apretado para así prevenir un deslizamiento durante el arranque inicial y costeo.

4.

No deberán usarse hilos para localización o pilotear las piezas de trabajo.

5.

Siendo que el desbalance residual en el adaptador en sí, es una de las mayores fuentes de errores, cada uno deberá ser cuidadosamente checado y balanceado.

Si el adaptador lleva una tuerca, este deberá ser balanceado, primero sin tuerca y enseguida se coloca la tuerca y cualquier desbalance residual es corregido. Chéquese en varias localizaciones angulares para asegurar que la superficie localizadora es precisa o exacta.

En el caso de utilizarse un adaptador en una máquina horizontal para balancear, con accionamiento del extremo, el adaptador debe ser provisto con un piloto y agujero para tornillo en círculo para colocarse en interfase con la brida de accionamiento de la unión universal de la flecha que transmite el torque a la pieza de trabajo.

La forma de checar una pieza de trabajo montada sobre un adaptador, balanceado perfectamente, es mantener firme este y girar la pieza de trabajo de 180º. Rechecar el rotor con el adaptador fijado a 180º. La acumulación de tolerancias es responsable para la mitad de la cantidad de desbalance indicado.

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Cuando los adaptadores son utilizados para balanceo de producción estos deberán ser templados y conectados a tierra para evitar desgaste y manejados con cuidado para guardarlos en el almacén.

Métodos para corrección de desbalance El llevar a cabo correcciones de desbalance en un rotor es generalmente la pare más laboriosa en tiempo para la operación de balanceo. Las correcciones requeridas pueden hacerse de cuatro formas: 1. 2. 3. 4.

Agregando peso Removiendo peso Métodos de fuerza- redistribución de masa flexionando- deformación plástica de los componentes del rotor por fuerza Aplicación de calor – resultados en relación del eje del rotor

El método de corrección utilizado deberá asegurar que hay capacidad para aplicar una corrección para el máximo desbalance que pueda ocurrir. Los métodos más comunes de corrección para desbalance se hacen ya sea por medios del agregado o remoción de material. Los métodos de aplicación de fuerza y la aplicación de calor solo se hacen en circunstancias especiales, cuando sea requerido, tales como en el caso de una flexión o vencimiento y se requiera fuerza y calor para regresar una pieza a su forma original. De ser posible, el método de corrección utilizado debe permitir una reducción del máximo desbalance a menos de la tolerancia de balanceo en una sola corrección. Si el método de corrección seleccionado no puede ser razonablemente esperado que traiga al rotor dentro del permitido desbalance residual con una sola corrección, es conveniente establecer un método para balanceo preliminar que permite una gran reducción inicial en el desbalance. Un segundo método de corrección debe ser seleccionado para balanceo final, que puede fácilmente reducir el desbalance restante a menos del desbalance residual permisible.

Agregado de peso Los métodos para la aplicación de pesos de corrección son: 1.

2.

Agregado de pesos de corrección prefabricados de diferentes medidas a un número de localizaciones y aun radio constante. Ejemplo: Balanceo de producción de ventiladores y sopladores utilizando pesos en forma de abrazadera (clip), ruedas automotrices, ensambles de llantas, etc. Este método es de lo mejor para aplicaciones de alta producción. Pesos de corrección pueden agregarse atornillando o soldando roldanas al rotor. Las roldanas pueden ser de cualquier material y de diferentes pesos. Es un método de corrección de bajo costo y fácil aplicación.

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3. 4.

5.

6.

Agregando pesos como son: pernos, tornillos, tapones y remaches. Estos pesos también son fácilmente instalados para corrección de balanceo. Agregados de peso con soldadura. Este método es generalmente utilizado en tiras de material conocido en la sección cruzada. El material puede obtenerse fácilmente a bajo costo. La sección cruzada puede seleccionarse para confrontar los requerimientos de diseño y precisión de balanceo. El peso de la varilla de soldadura a usarse deberá ser tomada en consideración. Agregado de peso puede ser con el uso de compuestos para balancear. Hay varios compuestos de “epoxy” disponibles para balancear que contienen polvo e plomo. Estos compuestos son mezclados en la correcta proporción, pesados y entonces, moldeados o formateados en los recesos del rotor, permitiendo un tiempo para “curado” y endurecimiento. Esto proporciona un método de corrección simple y de baja erogación. Agregado de cable para soldar. El cable debe ser uniforme y fácil de aplicar sin pérdida de material. Este método con frecuencia es utilizado en armaduras eléctricas mientras el rotor está sobre la máquina balanceadora, para ahorrar tiempo.

Remoción de peso Los métodos siguientes se utilizan para aplicar correcciones de balanceo removiendo peso. 1.

2.

3.

La perforación es probablemente el método más efectivo de corrección. Una broca de un diámetro determinado que entra en un rotor a una profundidad media, desaloja o remueve un peso intencionado de material a un alto orden de precisión. La máquina y la herramienta de corte requeridas son de bajo costo y la remoción de material es rápida. El afilado frecuente de la broca y el uso de bujes de guía debe hacerse con cuidado para asegurar que el diámetro del agujero no varíe notablemente. Hendidores de profundidad o “disparo” pueden proporcionarse brocas en husillos para asegurar la profundidad deseada del barreno perforado, medido del punto de contacto de la broca con el rotor. Control de precisión comunes de profundidad es de 0.003 pulg. aún cuando se tienen disponibles paros con una precisión de 0.001 pulg. Fresado, moldeado o corte volátil. Con frecuencia es usado para corregir un desbalance. La profundidad de corte y área removible pueden ser controladas con precisión, lo que proporciona una corrección exacta. Este método es con frecuencia utilizado cuando se requieran correcciones relativamente grandes. Esmerilado. Usualmente es usado como un método de prueba y error solamente cuando el diseño de un rotor no puede proporcionar un adecuado o más económico tipo de corrección. Este es un método costoso en la remoción de metal.

En general, el esmerilado es utilizado como un método de corrección de “prueba y error”. Sin embargo, este es empleado con frecuencia en el caso de sopladores de alta velocidad o compresoras, donde el contorno y sección del rotor puede ser modificado solo ligeramente.

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El esmerilado permite la remoción de metal sobre grandes áreas para hacer una corrección. El peso del metal removido puede ser aproximadamente determinado midiendo el área total a renovarse y esmerilado con cuidad a una profundidad predeterminada. El esmerilado debe ser llevado a cabo por operadores con experiencia para reducir la posibilidad de quemar el metal reduciendo su calidad. Medidas de precaución deben tomarse cuando se esté seleccionando la localización en donde el metal va a moverse, de otra manera de fuerza de la parte o pieza de trabajo podría deteriorarse. Se tienen disponibles tablas que permiten al operador de la máquina balanceadora determinar con precisión la cantidad de peso removiendo el acero, fierro fundido, aluminio, bronce y cobre (Ver el suplemento.) Al renovarse el peso, se debe llevar un registro de la cantidad removida y los subsecuentes cambios en la amplitud de vibración. Sobre las bases de estos registros y un simple calculo de vectores, es posible estimar con precisión la cantidad de peso adicional que se requiere para traer la pieza a un balanceo dinámico. Como se menciona anteriormente, la aplicación de fuerza y/o calor son utilizados solo en casos especiales y así también se requieren técnicas especiales.

Centrado de masa Un método adicional conocido como “centrado de masa” es usado para reducir el desbalance en rotores, tal como flechas largas de accionamiento, cigüeñales, etc. Este procedimiento involucra el desplazamiento de los centros de la máquina de la pieza a balancearse y el re-maquinado o re-esmerilado para llevar a cabo una condición de balanceo. Este procedimiento trae al eje a través del centro de gravedad del rotor en coincidencia con el eje de rotación resultando en un rotor balanceado. Los cálculos deberán hacerse con cuidado para conseguir la precisión deseada. También, los esfuerzos beneficiales del “centrado de masa” son reducidos por cualquier subsecuente operación de maquinado. El número de veces que la pieza de trabajo debe arrancarse y girar durante el procedimiento de balanceo puede mantenerse a un mínimo si se tiene cuidado en leer y registrar la cantidad y ángulo de desbalance y hacer las correcciones en la pieza de trabajo. La localización angular en la pieza a la que las correcciones de balanceo van a ser aplicadas, no siempre son indicaciones directas pero relativas. Por ejemplo, si el operador observa una marca de referencia bajo la luz de una lámpara estroboscópica en la pieza, aun ángulo de 120º relativo a la parte suprior de un plano vertical a través de rotor, esto podría significar que la pieza de trabajo deberá posicionarse con la marca de referencia a 120º y entonces habrá que remover peso de la parte superior 0º, o inferior 180º dependiendo del arreglo de la máquina de balanceo. Si el operador incurriera en un error en posicionar la marca de referencia de 15º, el mejoramiento máximo que podría esperarse sería de aproximadamente 2.1:1. Esto asume que la cantidad de corrección era exacta. Por lo tanto, es extremadamente importante que la fase o la posición e la marca de referencia sea medida con precisión y la pieza de trabajo sea posicionada en forma similar, si se quiere evitar una corrida adicional de balanceo.

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La precisión de la cantidad de corrección requerida es raramente la causa mayor de error en balanceo. Errores de este tipo son usualmente causados por fuera de linearidad en el sistema de balanceo, más que cualquier problema con la cantidad indicando medios. Cuando se encuentra fuera de linearidad o existe vibración debida a algo diferente a desbalance que está presente, es posible que se requieran corridas adicionales de balanceo. La cosa más importante es que la indicación de desbalance sea consistente. Esto puede ser checado balanceando el rotor y entonces agregando un desbalance conocido. El instrumento deberá indicar estar de acuerdo. Falla de hacer esto revelará no linearidades u otras deficiencias que pueden agregar a complejidades en alcanzar un nivel aceptable de desbalance.

Observaciones de seguridad Los importantes requerimientos para una máxima seguridad en el ambiente de trabajo, son aplicables directamente a máquinas para balancear. Siempre existe un peligro potencial párale operador. Ejemplo: Los pesos temporarios pueden desprenderse y volar, el operador puede hacer contacto directo con el rotor o pieza de trabajo al estar girando, el rotor puede caerse de los cojinetes de soporte y también componentes sueltos pueden volar. Todas estas cosas pueden incrementarse con el tamaño y velocidad del rotor que se esté balanceando.

Peligros posibles Que pueden presentarse durante las operaciones de balanceo: 1. 2. 3.

4. 5.

6.

Desconexión o falla del cople del extremo de accionamiento. Bandas de accionamiento sin protección. Movimiento axial del rotor en los soportes de la pieza de trabajo debido a fuerzas axiales excesivas de los soportes de rodamientos inclinados o fuerzas de viento. Operadores que hagan contacto con el rotor girando o componentes de accionamiento. Pesos temporarios de balanceo que pueden desprenderse durante a la operación de un rotor o aspas, como son pernos, tornillo y abrazaderas con prisioneros, etc. Desintegración de un rotor durante la operación de prueba en alta velocidad.

Como resultado de estos probables problemas se requiere de una cuidadosa atención para seguridad en muchas máquinas para balanceo. Para aplicaciones de baja velocidad es usualmente suficiente proporcionar una guarda metálica para mantener al personal no necesario retirado dela zona de operación de la pieza de trabajo. Por otra parte, cuando se trate de balanceos de alta velocidad es esencial utilizar una cubierta de protección de fuerte construcción.

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Deberá proporcionarse algún tipo de arreglo que se colocará bien asegurado. Si se tiene cualquier duda en cuanto a su colocación y adhesión, es útil calcular las fuerzas involucradas utilizando la ecuación de fuerza centrífuga para determinar si los métodos de adhesión son suficientes para evitar la pérdida de pesos. Muchos rotores deben ser balanceados y después probados por arriba de la velocidad de operación. Con frecuencia estos rotores son balanceados y probados en una fosa especial para balanceo, donde se proporciona una completa protección. Varios tipos de estos aditamentos se muestran en la Fig. 3.44.

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A. B. C. D. E.

Aditamento típico de protección en máquina horizontal para balanceo de producción. Aditamento típico de protección en máquina vertical para balanceo de producción. Aditamento telescópico que cubre toda la máquina para aplicación general. Fosa con tapa de protección. Túnel con puerta a prueba de estallido en montaje sobre rieles para movimiento de entrada y salida del rotor.

Muchos de los problemas descritos anteriormente podrán estar más allá del control del fabricante de una máquina balanceadora, ya que este tiene muy poquito o nada del control sobre el tipo de rotor que el usuario desee colocar en la máquina. El peligro de que objetos se desprendan y vuelen depende esencialmente de la masa, velocidad y área de impacto. Como se muestra a continuación, las tablas 2 y 3 son guías de aplicación para aditamentos de protección basados en la regla ISO/TC/08/SCI/WG5 (US-3) 11 (trazo propuesto junio 1980).

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Tolerancias de Balanceo Como se ha tratado anteriormente, el balanceo es el procedimiento de tratar de mejorar la distribución de la masa de un rotor, de modo que rote en sus cojinetes sin desbalance por fuerza centrífuga.

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En la práctica, este objetivo puede obtenerse solamente hasta cierto grado. Aún después de balancear, un rotor tendrá algún desbalance residual A través de nuestras discusiones de balanceo hemos mencionado con frecuencia que una pieza de trabajo debe ser “balanceada a un nivel aceptable”. Pero, ¿Cuál es un nivel residual de desbalance aceptable? El tratar de conseguir un balanceo casi perfecto en un cuerpo rotativo generalmente no es práctico o económicamente posible. Por lo tanto, un limite de desbalance residual realista para una variedad de piezas rotativas debe ser definido en cuanto aun nivel de balanceo aceptable. Para rotores que están siendo balanceados “en campo” la aceptación es normalmente determinada por el nivel de vibración del cojinete o la flecha. Estos niveles han sido establecidos por el fabricante de la máquina o por el usuario basado en la experiencia de operación. Donde no se tiene disponible líneas de guía, podrá usarse la tabla de severidad de vibraciones para maquinaria en general y otras tablas que se proporcionan en la parte 2 de este instructivo. Siendo que las tolerancias de balanceo son importantes, tanto desde el punto de vista económico como operacional, muchas organizaciones han formado comités para la evaluación de datos y el establecimiento realista de líneas de guía para tolerancias de balanceo. Estos esfuerzos han tratado primordialmente con el uso de una máquina balanceadora. Varios años de estudio han dado por resultado en obtener el ISO estándar No. 1940 titulado “calidad de balanceo de cuerpos rotativos rígidos”, que también ha sido adaptado por el “American National Standards Institute ANSI como Standard S2.19 – 1975”. Los puntos importantes de este estándar se resumen como sigue:

Determinación El estándar hace recomendaciones concernientes a la calidad de balanceo de cuerpos rígidos rotativos, en lo que ser refiere a un nivel aceptable de desbalance residual como una función de velocidad máxima de servicio. Incluye una clasificación de rotores representativos en el que los grupos de rotores son asociados con rangos de balanceo recomendados en grados de calidad.

Límites de aplicación Las recomendaciones no son intencionadas para servir como especificaciones aceptables para cualquier grupo de rotores, sino más bien para dar indicaciones de cómo evitar grandes deficiencias o exagerados requerimientos no obtenibles. Los grados G de calidad de balanceo son intencionados para proporcionar una clasificación de la calidad de balanceo.

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Rotores con un plano de corrección Para rotores en forma de disco, una corrección podrá ser suficiente si la distancia entre cojinetes es grande y el disco tiene un desplazamiento axial pequeño. Los rotores corregidos en un solo plano, es probable que tengan que checarse para desbalance residual de acoplamiento. Si el desbalance de cople (referirse a los cojinetes de planos) excede la mitad de la tolerancia total del rotor, es posible que requiera de un balanceo de dos planos.

Rotores con dos planos de corrección Para un balanceo de dos planos es necesario girar el rotor para detectar un desbalance de par o de cople. Para rotores con el centro de gravedad localizado dentro del tercer medio de la distancia entre cojinetes, la mitad del valor recomendado del desbalance residual permisible, deberá de ser tomado para cada plano e corrección. Los planos de corrección deberán ser equidistantes desde el centro de gravedad. Para algunos rotores tal vez sea necesario repartir el valor recomendado de acuerdo con la distribución de la masa del rotor, siempre y cuando la parte principal de la masa este situada entre los planos de corrección. En algunos casos especiales, tal como rotores en cantiliver (c. G. Fuera de los planos de cojinetes) la distribución recomendada del desbalance residual para cada plano deberá ser investigada.

Rotores ensamblados Algunos rotores podrán ser balanceados como un ensamble de partes componentes. Para cada ensamble del desbalance de las partes deberá ser agregado vectorialmente. El desbalance resultante de un ensamble incorrecto deberá ser tomado en cuenta. Desbalances residuales permisibles de los componentes individuales y los límites de ajuste, desplazamiento radial y desplazamiento axial, deberán ser tomados en consideración, de modo que la suma de estas causas no deberá ser más grande que el valor recomendado para un rotor ensamblado. Si las partes individuales son balanceadas por separado, las partes de conexión tales como pernos, tuercas, llaves, etc., deberán ser tomadas en consideración. Si las tolerancias de desbalance para un ensamble no pueden conseguirse con el balanceo de componentes, las partes ensambladas deberán ser balanceadas como una unidad

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Masa de rotor y desbalance residual permisible En general, entre más grande sea la masa del rotor, mayor será el desbalance permisible. El desbalance permisible puede entonces ser relacionado con la masa del rotor por:

U = em Donde: E = desplazamiento de C. G. M = Masa U =Desbalance

Velocidad de servicio y desbalance residual permisible La experiencia muestra que para rotores del mismo tipo, el desbalancea específico permisible e –0 u/m varía inversamente como la velocidad de “n” del rotor en el rango indicado para un determinado grado de calidad de balanceo. Estos grados están basados en la relación antes mencionada. Grados en la calidad de balanceo

Varios grados de calidad de balanceo están asignados a grupos de diferentes rotores, de acuerdo con la Tabla 4. Utilizando la fig. 3.45 es posible determinar el desbalance residual específico permisible de cada grupo de rotores, como una función de la velocidad máxima de servicio.

Nota: Los grados de calidad de balanceo recomendados son basados en amplia experiencia obtenida con rotores de varios tipos, tamaños y velocidades de servicio. Solamente son válidos para rotores rígidos. Traducción – Desbalance residual aceptable por unidad de la masa del rotor pulg. (gmm/Kg.) OR desplazamiento del centro de gravedad en pulg. Velocidad máxima de servicio de rotación

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Fig. 3.45 Desbalance residual específico máximo correspondiente a varios grados de calidad de balanceo, G, de acuerdo con ANSI S2. 19-1975

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Cada grado G. De calidad de balanceo comprende el rango de valores de desbalance permisible. Planteado contra la velocidad máxima de operación “n”. Los límites superiores de “e” se muestran en la Fig. 3.45. Los grados G de calidad de balanceo principales son separados uno de otro por el factor de 2.5. Los grados de calidad de balanceo son designados de acuerdo con el límite superior del producto “ew”. G = ew donde E = Desplazamiento del centro de gravedad G = Grado de calidad W = 2 nn Para “n” medido en revoluciones por minuto y radiales por segundo Ejemplo: Para un rotor en grados calidad de balanceo G 6.3 un valor específico máximo recomendado e = 20 um puede encontrarse si la velocidad máxima de servicio es de 3,000 RPM. Por lo tanto para un rotor de 40 Kgs. simétrico acerca de C. G. El desbalance residual permisible en cada uno delos dos planos de corrección de 400 g – mm. Balanceo de precisión grados de calidad de balanceo G1 y G0.4 Estos dos grados son usualmente asociados con el desbalance mínimo que pueden ser razonablemente repetidos y requerirán de equipo para balancear de altura calidad y consideraciones especiales.

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Para balancear en el Grado G1 de calidad, es probable que el rotor tendrá que ser mondado en sus propios cojinetes de servicio y balancearlo a la velocidad de operación, usando el accionamiento por banda o auto-accionamiento propio. Para el balanceo en el Grado G0.4 de calidad, éste deberá llevarse a cabo con el rotor montado en sus propios cojinetes y carcazas, auto-accionado y operado en condiciones de servicio (temperatura, carga, precarga de cojinetes, etc.).

Anticipado Criterio de Balanceo Estándares de calidad de balanceo para balancear en una máquina para este propósito fueron desarrollados hace muchos años y han tenido éxito usadas en una variedad de aplicaciones. Estos estándares fueron algunas veces fáciles de aplicarse y pueden ser útiles hoy en día para conseguir resultados aceptables de balanceo. Una detal línea de guía para establecer tolerancias de desbalance es la “Guía de Tolerancia de Desbalance para Rotores Rígidos”. Ver la Fig. 3.46. Esta guía fue desarrollada por la Asociación Alemana de Ingenieros (VDI) y toma en consideración la velocidad de operación y el tipo de pieza de trabajo que está siendo balanceada. Es de notarse en la tabla de la Fig. 3.46 que se proporcionan seis bandas de tolerancia y cada una corresponde a un tipo en particular de clasificación de rotor. Estas clasificaciones están presentadas en la Tabla 5. Para usar la Guía de Tolerancias de Desbalance, el primer paso es determinar la clasificación del rotor basado en los ejemplos de la Tabla. La armadura de motor de 5,000 lgs. Utilizado en nuestro ejemplo anterior podría ser clasificado como “G2-5” debido a su gran tamaño. Enseguida, utilizando la banda de tolerancia G2.5 en la tabla, Fig. 3.46, encuentre los valores arriba y abajo para la tolerancia de desbalance. Estos valores son expresados en unidades de: Onza-pulgadas x peso del rotor en libras/1,000 Las RPM para las que la tolerancia es seleccionada es la velocidad de operación máxima normal del rotor en su instalación final. Para nuestro ejemplo, RPM del rotor = 1,000; por lo tanto los límites superiores e inferiores son aproximadamente de 8.0 y 3.5 respectivamente. Cuando se esté utilizando esta tabla, los valores para el límite superior son usados cuando el rotor va a ser instalado en un bastidor rígido muy pesado. Los valores en el límite inferior son usados si un bastidor de peso relativamente ligero y flexible va a soportar el rotor. Siguiendo nuestro ejemplo, usaremos el valor de 8.0 para el límite superior.

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Esta tabla en particular es más simple de interpretar y resultará en básicamente los mismos grados de calidad como se proporcionan en ISO 1940 y ANSI S2-1975. Guía de tolerancias de desbalancea para rotores rígidos basadas en estándares VDI por la Sociedad de Ingenieros Alemanes, Oct. 1963. Velocidad de operación máxima normal – RPM Tolerancia de desbalance en oz.-pulg./lbs. de peso del rotor x 103 aplicación para todas las tolerancias para balanceo simple de un solo plano o la mitad de cada plano para balanceo en dos planos.

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Para propósitos de mantenimiento de la maquinaria durante las operaciones de una reparación general, los rotores balanceados en una máquina balanceadora son normalmente balanceados a un específico grado de calidad aceptable de desbalance residual, expresado en onzas – pulgadas, gramos – pulgadas, gramos centímetros, etc. Tales tolerancias de desbalance bien pueden haber sido especificadas por el fabricante basado en los estándares antes descritos. Si no atiene información disponible con respecto al grado de calidad de balanceo o tolerancia, podrán usarse otras líneas de guía.

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Por ejemplo, una autoridad sugiere que una fuerza razonable en un cojinete debido a desbalance, es una fuerza menor de 10% del peso del rotor soportada por el cojinete. Para ilustración, considérese una armadura de motor de 1,800 RPM, con peso de 5,000 lbs. Asumiendo que el rotor es simétrico, cada cojinete del motor soporta aproximadamente la mitad del peso del rotor, o sea 2,500 lbs. Por lo tanto, la fuerza permisible en cada cojinete debido a desbalance sería de 250 lbs. (10% de 2,500 lbs. = 250 lbs.) Para convertir este valor de fuerza a unidades de desbalance, usamos la fórmula de fuerza presentada anteriormente:

Siendo que F = 250 lbs. y RPM = 1,800

Podemos resolver la tolerancia de desbalance como sigue: Fórmulas ojo

Por lo tanto, de acuerdo con resta línea de guía, la tolerancia de desbalance en cada cojinete es de aproximadamente 43.6 onzas – pulgadas

Apéndice A Tablas para la remoción de peso Para

Aluminio Bronce Fierro fundido Cobre Acero

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Apéndice

A

Tablas de remoción de peso para:

Material

Páginas

Aluminio Latón Hierro fundido Cobre Acero

A-1 A-7 A-13 A-19 A-25

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A-1

a a a a a

A-6 A-12 A-18 A-24 A-30

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CORRECCIÓN DE DESBALANCE REMOVIENDO PESO Los procedimientos más comunes para remover peso de la maquinaria con el objeto de balancearla serían raspar, limar o taladrar. De estos procedimientos, el más efectivo sería taladrar. Raspar o moldear en ocasiones son poco exactos debido a variaciones en la superficie de una pieza de trabajo (especialmente en piezas forjadas o de hierro fundido). El raspar una pieza con éxito dependerá siempre de la habilidad del operador y siempre existirá el riesgo de quemar el metal. Una prensa, sujetadores para la pieza, una guía para el taladro y una broca bien afilada serán siempre nuestras mejores herramientas para remover metal para corregir desbalance. Taladrando una profundidad exacta removerá un peso conocido de metal con un alto grado de exactitud. Para seleccionar la localización en donde se removerá metal para evitar comprometer la fuerza de la pieza rotativa de nuestra pieza de trabajo, utilice las tablas que aparecen en el Apéndice A para que pueda determinar de una forma exacta la cantidad de peso que será removida de acero, hierro fundido, aluminio, latón o cobre. Utilizando las tablas de remoción de peso ahorrará una gran cantidad de tiempo y esfuerzo durante las operaciones de balanceo. Lleve un récord de la cantidad de peso que ha sido removida y los cambios subsecuentes en la amplitud de vibración. Con estos récords y un simple cálculo vectorial, es posible que pueda estimar con exactitud la cantidad de peso adicional que deberá ser removida para que la pieza quede balanceada dinámicamente. En las tablas que presentamos a continuación el diámetro de la broca sí como los de la profundidad de la broca de 64 “hilos”.

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Estándares de Vibración, Balanceo y Equipo para Balancear Enlistados a continuación se encuentran los últimos desarrollos en balanceo y estándares de vibración efectuados por la International Standards Organization ISO, The American Petroleum Institute API, National Electrical Manufacturers Association NEMA, The Society of Automotive Engineers SAE, and Militar Standards. International Standards Pueden ser obtenidas escribiendo directamente A> The International Standards Organization Central Secretariat Case Postal 56, CH 1211 Geneva 20, Switzerland ISO 1925 - El vocabulario de balanceo contiene definición de la mayoría de balanceos y términos del equipo. ISO 1940 – Calidad de Balanceo de piezas rígidas rotativas clasifica trabajos de piezas rotativas y recomienda tolerancias de balanceo (lo mismo como ANSI S2, 191975). ISO 2371 – Equipo para balanceo en campo – Descripción y evaluación. Indica a un usario en perspectiva de una maquina, como describir sus requerimientos a un fabricante de máquinas de balanceo y entonces enumera los puntos que una cotización debe cubrir. Finalmente explica como probar la máquina o para asegurar si esta conforme a las especificaciones. ISO 3080 – El balanceo mecánico de turbina marina de vapor para servicio mercante. Proporciona líneas de guía en la aplicación ISO 19940 para este tipo de rotor.

Estándares de Vibración ISO 2372 – Vibración mecánica de Máquinas con las velocidades de operación de 10 a 200 rev/s – bases para la evaluación de estándares. ISO 2373- Vibración Mecánica de cierta maquinaria rotativa eléctrica con alturas de flecha entre medición de 80 y 400 mm. Y evaluación de la severidad de vibración. ISO 5406 / 1980e - El balanceo mecánico de rotores flexibles. Este documento clasifica rotores en grupos de acuerdo con sus requerimientos. Especifica métodos de evaluación de desbalance final y proporciona guías iniciales en criterio de calidad de balanceo.

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Terminología de balanceo ISO Vocabulario de balanceo Campo de acción y aplicación

Este estándar establece un vocabulario en balanceo, en inglés y en francés. Se proporciona índice alfabético para cada uno de los idiomas. Nota: Términos en itálico en las definiciones son en si definidos en otra arte en este vocabulario, términos utilizados que son definidos separadamente por un asterisco. Referencias. ISO 1940 – 1 Vibración Mecánica – calidad de balanceo, requerimientos de rotores rígidosParte 1: determinación DE desbalance residual permisible. ISO 2041 Vocabulario, vibración y choque. ISO 2953 Máquinas para balanceo, descripción y evaluación

1.1 Centro de Gravedad: El punto en la pieza a través del cual la resultante de los pesos de sus partículas componentes pasa, para todas las orientaciones de la pieza con respecto a un campo gravitacional. NOTA: Si el campo es uniforme, el centro de gravedad coincide con el centro de la masa. 1.2 Ejes principales de inercia: Las direcciones coordinadas correspondiendo a los momentos principales de inercia 1xxj (1=j). Para cada juego coordenadas cartesianas a un determinado punto, los valores de los seis momentos de inercia 1 x 1 x j (i). J = 1,2,3) de una pieza son en general dispar, para un tal sistema coordinado, los momentos 1 x 1 x j (i-j) desaparece. Los valores de 1 xixj (i = j) éste sistema coordinado en particular es llamado los momentos principales de inercia y las direcciones coordenadas correspondientes son llamadas “ejes principales de inercia”.

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Coordenadas Cartesianas 2.

3.

Si el punto bajo consideración es el centro de masa de la pieza, los ejes y momentos son llamados ejes centrales principales y momentos centrales principales de inercia, respectivamente. En balanceo, el término “eje principal de inercia” es utilizado para designar al “eje principal central” (de los tres ejes mencionados) más cercanos coincidentes con el eje de la flecha del rotor y es algunas veces referido como el eje de balanceo o el eje de la masa.

1.3

Velocidad crítica

Velocidad característica a la que la resonancia de un sistema es excitada. Nota: Dependiendo de las magnitudes relativas de la rigidez delos cojinetes y la masa, como la rigidez del rotor y masa, el efecto significante a una velocidad crítica podrá ser el movimiento de los muñones o flexión del rotor (Ver velocidad crítica flexional 6.1 y modo de rotor de velocidad crítica, 6.2) 1.4

Rotación de ejes:

Línea instantánea acerca de la que un rotor gira. Notas: 1. 2.

Si los cojinetes son “anisotrópico” no hay ejes estacionarios de rotación. En el caso de cojinetes rígidos, el elige de rotación es el eje de la flecha, pero si los cojinetes no son rígidos, el eje de rotación no necesariamente son los ejes de la flecha.

2.1

Rotor: Pieza capaz de rotación generalmente con muñones que son soportados por cojinetes.

Nota: El término rotor es algunas veces aplicado a, por ejemplo, una masa en forma de disco que no tiene muñones (un volante). En el sentido de definición de 2.1 tal masa del tipo de disco se convierte en un rotor para el propósito de balanceo solamente, cuando es colocado en una flecha con muñones. (Ver la 2.4)

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2.2

Rotor rígido: Un rotor es considerado como rígido cuando su balance puede ser corregido en cualquiera de los dos planos (arbitrariamente seleccionados) Ver el 4.9. Después de la corrección, su desbalancea residual no cambia significativamente (relativo al eje de la flecha) a cualquier velocidad hasta la velocidad máxima de servicio y cuando esté girando bajo condiciones aproximadamente cercanas a aquellas al sistema final de soporte

Nota: Un rotor que es calificado como un rotor rígido bajo una fijación de condiciones, tales como velocidad de servicio y desbalance inicial, no podrá calificarse como rígido bajo otras condiciones. 2.3 Rotor flexible: No satisface la definición 2.2 debido a la defección elástica. 2.4

Muñones: Una parte del rotor que está en contacto con o soportado por el cojinete en el que gira.

2.5 Eje de muñones: Significa línea recta uniendo los centroides delos contornos de la sección transversal de un muñón. 2.6

Centro de un muñón: Intersección del eje del muñón y plano radial del muñón donde actúa la fuerza transversal resultante del cojinete.

2.7

Eje de la flecha: Línea recta que une los centros de los muñones.

2.8

Rotor interior: Un rotor con dos muñones que tiene su centro de masa entre los muñones, sin tener una masa significativa fuera de éstos.

Nota: Para una descripción precisa del rotor, podrá ser necesario establecer la posición del centro de la masa y los planos de corrección. 2.9 Rotor en “cantiliver”: Con masa significativa localizada fuera de los muñones. Nota: Ver nota 2.8. 2.10 Rotor perfectamente balanceado: Un rotor ideal que muestra “0” desbalance. 2.11 Excentricidad de la masa: La distancia del centro de la masa de un rotor rígido, del eje de la flecha. Nota: Ver también inciso 3.17

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2.12 Excentricidad local de la masa: (para masa de rotores distribuida). Para elementos axiales pequeños, contados de un rotor perpendicular al elige de la flecha, la distancia del centro de la masa de cada elemento. 2.13 Cojinete de soporte: Parte o serie de partes que transmiten la carga del cojinete al cuerpo principal de la estructura. 2.14

Cimentación: o base que soporta el sistema mecánico.

Nota: En el contexto de balanceo y vibración de máquinas rotativas, el término “cimentación” es usualmente aplicado a la estructura pesada de una máquina en la que va montada. 2.15 Rotor casi rígido: Rotor flexible que puede ser balanceado satisfactoriamente abajo de una velocidad donde ocurre una flexión significativa. 2.16 Velocidad de balanceo: Velocidad rotacional a la que un rotor es balanceado. 2.17 Velocidad d e servicio: Velocidad rotacional a la que un rotor opera en su instalación final o ambiental. 3.

Desbalance

Las definiciones en esta cláusula se aplican al desbalance en rotores rígidos. También pueden ser aplicadas a rotores flexibles, pero debido a desbalance en tales rotores cambian con la velocidad. Cualquier valor de desbalance proporcionado por esos rotores deberá estar asociado con una velocidad en particular. 3.1

Desbalance: Aquella condición que existe en un rotor cuando la fuerza vibratoria o movimiento es impartido a sus cojinetes como resultado de fuerzas centrífugas. (Ver cláusula 3)

Notas: a. b. c.

El término desbalance es utilizado algunas veces como un sinónimo por la cantidad de desbalance o vector de desbalance. El término (imbalance) “desequilibrio” es algunas veces utilizado en lugar de desbalance pero esto es deprecatorio. El desbalance puede ser en general distribuido a través del rotor, pero puede ser reducido a: • •

Desbalance estático y desbalance de par, descrito por tres vectores de desbalance en tres planos específicos, o: Desbalance dinámico descrito por dos vectores de desbalance en dos planos específicos

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3.2

Vector de desbalance: Vector cuya magnitud es la cantidad de desbalance y cuya dirección es el ángulo de desbalance.

3.3

Cantidad de desbalance: Medición cuantitativa de desbalance en un rotor (refiérase a un plano) sin referirse a su posición angular. Se obtiene tomando el producto de la masa desbalanceada y la distancia de su centro de gravedad del eje de la flecha

Nota: • •

Las unidades de desbalance son, por ejemplo, gramos, milímetros y onzas pulgadas. En ciertos países los términos “peso” y “masa” son utilizados indistintamente.

3.4

Ángulo de desbalance: Proporciona un sistema polar coordinado fijado en plano perpendicular al eje de la flecha y en rotación con el rotor, el ángulo polar al que una masa desbalanceada es localizada con referencia al sistema coordinado proporcionado.

3.5

Masa desbalanceada: Es la masa que es considerada estar localizada a un radio en particular, de tal forma que el producto de esta masa y su aceleración centrípeta es igual a la fuerza de desbalance.

Nota: La aceleración centrípeta es la distancia entre el eje de la flecha y la masa desbalanceada, multiplicado por el cuadrado de la velocidad angular del rotor, en radianes por segundo. 3.6

Desbalance estático: La condición de desbalance por la que el eje principal central es desplazado solamente paralelamente al eje de la flecha.

Nota: La medición cuantitativa del desbalance estático puede proporcionarse por la resultante de dos vectores de desbalance dinámico. 3.7 Desbalance casi-estático: La condición de desbalance por la que el eje principal central intercepta el eje de la flecha en cualquier otro punto que no sea el centro de gravedad. 3.8 Desbalance de par o de cople: Esta condición por la que el eje principal central intercede el eje de la flecha en el centro de gravedad.

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Notas: •

•

3.9

La medición cuantitativa del desbalance de par, se puede obtener con la suma de vectores de los momentos de los dos vectores de desbalance dinámico cerca de un punto de referencia en el plano contenido el centro de gravedad y el eje de la flecha. Si el desbalance estático en un rotor es corregido en cualquier otro plano que no sea aquel que contiene el punto de referencia el desbalance de cople será cambiado.

Desbalance dinámico: La condición en laque el eje principal central no está en paralelo o no intercede el eje de la flecha.

Nota: La medición cuantitativa del desbalance dinámico puede proporcionarse por dos vectores complementarios de desbalance, en dos planos específicos (perpendicular al eje de la flecha) que representan completamente el desbalance total del rotor. 3.10 Desbalance residual (final): Desbalance de cualquier tipo que permanece después del balanceo. 3.11 Desbalance inicial: Desbalance de cualquier tipo que exista en el rotor antes de balancearlo. 3.12 Fuerza de desbalance: En un rotor, referido aun plano de corrección, la fuerza centrífuga a una determinada velocidad (referido al eje de la flecha), debido al desbalance en ese plano. 3.13 Fuerza resultante de desbalance: La fuerza del sistema de fuerzas centrífugas de todos los elementos de la masa de un rotor referido a cualquier punto del eje de la flecha, siempre y cuando el rotor gire cercano al eje de la flecha. Nota: La fuerza resultante de desbalance siempre se encuentra en el plano que contiene el centro de gravedad del rotor y el eje de la flecha. 3.14 Momento de desbalance: Momento de fuerza centrífuga de un elemento de masa de un rotor, cercano a cierto punto de referencia en el plano que contiene el centro de gravedad del rotor y el eje de la flecha. 3.15 Momento del desbalance resultante: Momento resultante del sistema de fuerzas centrífugas de todos los elementos del rotor cercano a cierto punto de referencia en el plano que contiene el centro de gravedad del rotor y el eje de la flecha.

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Notas • • •

El ángulo y la magnitud del momento resultante dependen en general de la posición del punto de referencia. Existe una cierta posición del punto de referencia en el que la magnitud del momento resultante alcanza su mínimo (centro de desbalance). El momento resultante es independiente de la posición del punto de referencia en el caso donde la fuerza resultante de desbalance es cero.

3.16 Desbalance de par (o de cople): Para el caso en donde la fuerza resultante de desbalance es cero, la resultante de par del sistema de fuerzas centrífugas de todos los elementos de todas las masas del rotor. 3.17 Desbalance específico: La cantidad de desbalance estático o dividido por la masa m del rotor. Notas: • •

El desbalance específico es numéricamente equivalente a la excentricidad de la masa. (Ver 2.11) En el caso de un rotor con dos planos de corrección, algunas veces un desbalance específico se refiere al desbalance un plano dividido por la masa asignada a ese plano.

3.18 Grado de calidad desbalance: Para rotores rígidos, el producto del desbalance específico y la máxima velocidad de servicio angular del rotor. (Ver ISO 150 1940-1) 3.19 Desbalance inicial controlado: Desbalance inicial que ha sido minimizado por balanceo individual de componentes y/o atención al diseño, manufactura y ensamble del rotor. Balanceo 4.1 Balanceo: Procedimiento por medio del cual se verifica la distribución de masa del rotor y si es necesario, ajustado para asegurar que el desbalance residual o la vibración de los muñones y/o fuerzas en los cojinetes a una frecuencia correspondiente a la velocidad de servicio están dentro de límites específicos. 4.2

Balanceo (estático) de un solo plano: Procedimiento por medio del cual la distribución de masa de un rotor rígido es ajustada para asegurar que el desbalance estático residual está dentro de limites específicos.

Nota: El balanceo de un solo plano puede llevarse a cabo utilizando un par de “cuchillas” sin rotación del rotor, pero es ahora más usual hacerlo en máquinas centrífugas de balanceo.

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4.3

Balanceo (dinámico) de dos planos: Procedimiento por medio del cual la distribución de masa de un rotor rígido es ajustada para asegurar que el desbalance dinámico residual esté dentro de límites específicos.

4.4 Índice de desbalance: El cambio en desbalance, indicado después de introducir en el índice dos componentes de un ensamble de un rotor desbalanceado en relación de uno a otro, que es usualmente causado por un componente individual desbalanceado, desplazado de superficies de montaje (localización) y/o uniones o conexiones flojas. Nota: Repetibilidad proporcionada del ajuste de interfase, el cambio de desbalance medido en uno de los componentes después de haber sido indicado por 180º, es dos veces el error en o resultante de componentes unificados o piezas de contacto. 4.5 Método de corrección: Procedimiento por medio del cual la distribución de masa de un rotor es ajustada para reducir desbalance o vibración a un nivel aceptable. Las correcciones usualmente se hacen agregando material a, o removiéndolo del rotor. 4.6 Componentes de corrección: La corrección de desbalance en un plano de corrección se hace agregando o quitando pesos de la masa de un rotor, en dos o más localizaciones predeterminadas angulares. 4.7

Corrección polar: Corrección de la cantidad de desbalance en un plano de corrección agregando o quitando material de la masa en una predeterminada localización angular.

4.8 Plano de corrección para blancear: Plano perpendicular al eje de la flecha de un rotor en el que corrección de desbalance se lleva a cabo. 4.9 Plano de medición: Plano perpendicular el eje de la flecha a la que el vector de referencia es determinado. 4.10 Plano de referencia: Cualquier plano perpendicular al eje de la flecha al que una cantidad de desbalance es referida. 4.11 Plano de prueba: Un plano perpendicular al eje de la flecha de un rotor en el que peso de prueba se agregue. 4.12 Límite de aceptación: Aquel valor de un parámetro de desbalance que es especificado como el máximo abajo del que el estado de desbalance de un rotor es considerado ser aceptable.

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4.13 Tolerancia de balanceo: Desbalance (o por) residual máximo permisible: En el caso de rotores rígidos, aquella cantidad de desbalance con respecto a un plano (plano de medición o corrección) que es especificado como el máximo bajo del que el estado de desbalance es considerado ser aceptable. 4.14 Balanceo en el campo: El procedimiento de balancear un rotor en sus propios cojinetes y estructura de soporte, en lugar de una máquina balanceadora. Nota: Bajo tales condiciones, la información requerida para llevar a cabo un balanceo es derivada de las mediciones de fuerzas vibratorias o movimiento de la estructura de soporte y/o mediciones de otras respuestas del balance del rotor. 4.15 Indexar: Rotación incrementada de un rotor acerca de su eje de muñones para el propósito de traerlo a una posición deseada. 4.16 Centrado de la masa: El proceso de determinación del eje principal de inercia del rotor seguido por el maquinado de muñones, centros u otras superficies de referencia para traer el eje de rotación determinado por estas superficies, en proximidad cercana con el eje principal. 4.17 Corrección de masa: Una masa adherida a un rotor en un determinado plano de corrección con el propósito de reducir el desbalance al nivel deseado. Nota: La misma corrección puede efectuarse removiendo masa de la parte posterior o lados opuestos del rotor. 4.18 Calibración de la masa: Uso de una masa conocida. • •

En conjunto con un rotor de prueba, para calibrar una máquina de balanceo En el primer rotor de un tipo para calibrar una máquina de balanceo con cojinetes suaves para aquel rotor en particular y subsecuentes rotores idénticos.

4.19 Masa de prueba: Una masa seleccionada arbitrariamente (o por experiencia anterior, con rotores similares) y adherida a un rotor para determinar la respuesta del mismo. Nota: Una masa de prueba es usualmente utilizada en “prueba error”, de balanceo o balanceo en campo donde las condiciones no pueden ser controladas con precisión y/o donde no se tenga disponible equipo de medición.

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4.20 Masa de prueba: Una masa precisa y definida masa utilizada conjuntamente con un rotor de prueba para probar una máquina balanceadora. Notas: • •

El uso del término “peso de prueba” es una derivación no muy usual. El término “masa de prueba” es aceptado en uso internacional. La especificación para una masa de prueba deberá incluir su masa y su localización del centro de la misma. El efecto agregado de los errores en estos valores no deberá tener un significativo efecto en los resultados de prueba.

4.21 Masas diferenciales de prueba: Dos masas representando diferentes cantidades de desbalance, agregando a un rotor en el mismo plano transversal en posición diametralmente opuesta. Notas: • • •

Masas diferenciales de prueba son usadas por ejemplo, casos en donde es impráctica una sola masa de prueba. En la práctica la porción sin hilos y la altura de la cabeza de la masa de prueba se mantiene constante. El diámetro de la cabeza es variado para obtener la diferencia en la masa de prueba. La más pequeña de las dos masas diferenciales de prueba es llamada algunas veces la masa “Tare” y la más grande la “Tare – Delta” (rara).

4.22 Desbalance diferencial: La diferencia en desbalance entre las dos masas diferenciales de prueba. 4.23 Índice de balanceo (como aplicado a ensambles de rotor de multipartes): Un procedimiento donde cada parte de un ensamble de rotor multipartes es corregido dentro de sí mismo por los errores de desbalance en él y causados por él mismo, indexando una parte del ensamble con respecto al restante. Notas: •

•

Balanceo con índice es normalmente llevado a cabo balanceando un rotor de multipartes dentro de límites balanceando un rotor de multipartes dentro de límites deseados, indexando una parte en específico a través de 180º con respecto al restante y corrigiendo la mitad del desbalance indexando en cada parte. Si 180º no es posible, pueden usarse otros ángulos, en ese caso, sin embargo, puede requerirse cálculos vectoriales.

4.24 Plano de transductor de vibraciones: Plano perpendicular al eje de la flecha, en el que transductor de vibraciones es localizado.

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Máquinas balanceadoras y equipos (Ver ISO 2953) 5.1

Máquina balanceadora: Máquina que proporciona una medida del desbalance en un rotor y que puede ser usada para la distribución de masa de un determinado rotor montado sobre ella, de modo que el movimiento vibratorio a una vez por revolución de los muñones o la fuerza en los cojinetes pueda ser reducido si fuera necesario.

5.2

Máquina balanceadora gravitacional: (no en rotación) Máquina que proporciona el medio para soportar un rotor rígido bajo las condiciones no en rotación y proporciona información sobre la cantidad y ángulo del desbalance estático.

5.3

Máquina balanceadora centrífuga (rotacional): Máquina que proporciona el medio para soportar un rotor y girar en rotación un rotor para la medición, a una vez por revolución de fuerza vibratoria o movimientos debido al desbalance en el rotor.

5.4

Máquina balanceadora de un solo plano: (estático) Máquina gravitacional o centrífuga que proporciona información para llevar a cabo el balanceo de un solo plano.

5.5

Máquina balanceadora de dos planos: (dinámica) Máquina centrífuga que proporciona información para llevar a cabo un balanceo de dos planos.

5.6

Máquinas balanceadoras con cojinetes duros: (medición de fuerza bajo resonancia) Máquina con el rango de velocidad de balanceo debajo de la frecuencia natural de la suspensión y sistema del rotor.

5.7

Máquina de resonancia de balanceo: Máquina con velocidad de balanceo correspondiente a la frecuencia natural de la suspensión y sistema del rotor.

5.8

Máquina balanceadora con cojinetes suaves: (arriba de resonancia) Máquina con velocidad de balanceo arriba de la frecuencia natural de la suspensión y sistema del rotor.

5.9

Máquina balanceadora de compensación: (fuerza nula) Máquina con sistema integrado de calibración de fuerza que contrarresta las fuerzas de desbalance en el rotor.

5.10 Máquina balanceadora de lectura directa: Una máquina que puede ser fijada para indicar desbalance en términos de posición angular y en unidades de masa, tales como gramos (u onzas) en cualquiera de los dos planos de medición sin requerir calibración para el primer rotor de un tipo. 5.11 Diámetro de oscilación o giro: Diámetro de la pieza de trabajo que puede ser acomodada con una máquina balanceadora.

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5.12 Equipo para balanceo en el campo: Ensamble de instrumentos para proporcionar información para llevar a cabo operaciones de balanceo en maquinaria ensamblada que no está montada en una máquina balanceadora. 5.13 Indicador de cantidad: En una máquina balanceadora, el “dial” o indicador de carátula con el que la cantidad de desbalance medido o el efecto de este desbalance es indicada. 5.14 Unidad de corrección práctica: Unidad correspondiente al valor de una unidad de la cantidad de desbalance indicada en una máquina de balanceo. Para conveniencia es asociada con un radio específico y plano de corrección y es comúnmente expresado como unidades de una cantidad arbitraria seleccionada tal como profundidad de taladros de un determinado diámetro, peso y largos de cables de soldar, tarugos y cuñas. 5.15 Contrapeso: Peso agregado a una pieza para reducir un desbalance calculado en un lugar deseado. 5.16 Compensadores: Aditamento construido dentro de una máquina balanceadora que permite nulificar el desbalance inicial del rotor, usualmente eléctricamente, de modo de acelerar el procedimiento de fijación del plano y calibración. 5.17 Indicador de ángulo: Artefacto para indicar el ángulo de desbalance. 5.18 Switch (interruptor) de sensibilidad: Un control para cambiar la cantidad máxima de desbalance que puede ser indicada en el rango o escala, usualmente en los pasos de 10.1 o más pequeños. 5.19 Generador de ángulo de referencia: En balanceo, un artefacto usado para generar una señal que define la posición angular del rotor. 5.20 Marcas de ángulos de referencia: Marcas colocadas en un rotor para denotar un sistema de ángulo de referencia. Pueden ser ópticas, magnéticas, mecánicas o radiactivas. 5.21 Artefacto para la medición de vectores: Artefacto para la medición y despliegue de la cantidad y ángulo de desbalance en términos de un vector desbalanceado, usualmente por medio de un punto o línea. 5.22 Artefacto para la medición e componentes: Artefacto para la medición y despliegue de la cantidad y ángulo de desbalance en términos de componentes seleccionados del vector desbalanceado. 5.23 Mínima respuesta de máquina balanceadora: Medición de la habilidad de una máquina para indicar una mínima cantidad de desbalance bajo condiciones específicas.

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5.24 Precisión de una máquina balanceadora: Límites dentro de los cuales la cantidad y ángulo de desbalance puede ser medida bajo condiciones específicas. 5.25 Interferencia del plano de corrección: (efecto cruzado) Cambio en la indicación de la máquina balanceadora para un plano de corrección de un determinado rotor, que es observado ara cierto cambio en desbalance en otro plano de corrección. 5.26 Relación de interferencia en plano de corrección: Relación de interferencia ‘AB y ‘BA de dos planos de corrección A y B de un determinado rotor es definida por la siguiente ecuación:

En donde UAB y UAA son los desbalances refiriéndose a los planos A y B respectivamente, causado por la adición de una cantidad específica de desbalance en el plano B:

En donde UAB, u UAA son los desbalances refiriéndose a los planos B y A respectivamente, causado por la adición de una cantidad especificada de desbalance en el plano A. Nota: • •

La relación de interferencia para el plano de corrección de una máquina balanceadora en la que la separación de planos ha sido ajustada cuidadosamente deberá ser un mínimo. Nota 2. La relación es usualmente proporcionada como un porcentaje.

5.27 Relación de interferencia en desbalance de par o cople: La relación de interferencia ‘sc es definida por:

En donde Us es el cambio en la indicación de desbalance estático de una máquina balanceadora cuando una determinada cantidad de desbalance de par Uc es introducida en el rotor. 5.28 Separación de planos: De una máquina balanceadora, la operación de reducir la relación de interferencia del plano de corrección para un rotor en particular. 5.29 Sensibilidad: De una máquina de balanceo bajo condiciones especificadas, el incremento en la indicación de desbalance, expresado como movimiento o una lectura digital por unidad en la cantidad de desbalance.

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5.30 Red de separación de plano: (nodal) Circuito eléctrico, interpuesta entre el movimiento de transductores y los indicadores de desbalance que desarrollan la función de separación eléctricamente sin requerir localizaciones en particular para el movimiento de transductores. 5.31 Masa parásita: De una máquina balanceadora, cualquier masa, cualquiera otra que no sea la del rotor que está siendo balanceado, que es movido por la fuerza (S) de desbalance desarrollada en el rotor. 5.32 Calibración permanente: Aquella característica distintiva de una máquina balanceadora con cojinetes duros, que permite ser calibrada por una sola vez, de modo que permanece calibrada para cualquier rotor dentro de la capacidad y rango de velocidad de la máquina. Nota: La máquina debe ser ajustada para rotores de diferentes dimensiones (Ver el 5.35) 5.33 Relación de reducción de desbalance URR: La relación de la reducción en el desbalance por una sola corrección al desbalance inicial.

Donde:

Notas: • •

U1 es la cantidad inicial de desbalance U2 es la cantidad de desbalance remanente después de una corrección

La relación de reducción de desbalance es una medición de la eficiencia total de la corrección de desbalancea La relación es usualmente proporcionada como un porcentaje

5.34 Calibración: Procedimiento de cómo ajustar una máquina de modo que el indicador o indicadores en términos de unidades de corrección seleccionadas en planos especificados para un determinado rotor y otros rotores esencialmente iguales, podrá incluir ajustes para localización angular, si fuera requerido. 5.35 Instalación: De una máquina de balanceo con cojinetes duros. La operación de introducir en la máquina información concerniente a la localización de los planos de corrección, la localización de cojinetes, el radio de corrección y la velocidad si es aplicable. 5.36 Ajuste mecánico: De una máquina de balanceo. La operación de preparar la máquina mecánicamente para balancear un rotor.

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5.37 Aditamento auto-balanceador: Equipo que compensa automáticamente para los cambios en desbalance durante una operación normal. 5.38 Obtención mínima de desbalance residual Umar: El más pequeño valor residual de desbalance que una máquina es capaz de desarrollar. 5.39 Obtención mínima residual específica de desbalance Uemar: El más pequeño valor de desbalance específico que una máquina de balanceo es capaz de desarrollar bajo determinadas condiciones. 5.40 Reclamo mínimo obtenible de desbalance residual: El valor mínimo ostensible de desbalance residual establecido por el fabricante para su máquina y medido de acuerdo con el procedimiento especificado en ISO 2953. 5.41 Corrida de medición: (en una máquina balanceadora) Una corrida consiste en los siguientes pasos: • • • • • • • •

Ajuste mecánico de la máquina incluyendo el accionamiento, herramental y/o adaptador Ajuste del sistema indicador Preparación del rotor para la corrida de balanceo Aceleración del rotor Medición del desbalance Desaceleración del rotor Cualquiera operaciones adicionales para relacionar las lecturas obtenidas del rotor que está siendo balanceado Cualquier otra operación requerida. Ejemplo, medidas de seguridad

Notas: •

•

En el caso de balanceo de producción de masas, los dos primeros pasos son usualmente omitidos en la corrida inicial de medición. Para subsecuentes corridas de medición, los tres primeros pasos son omitidos en todos los pasos. Una corrida de medición es referida algunas veces como una corrida de verificación o chequeo.

5.42 Corrida de balanceo: (en una máquina de balanceo) Corrida consistente en una corrida y el procedimiento de corrección asociado. 5.43 Tiempo de tierra a tierra: Tiempo incluyendo todo el tiempo necesario para las corridas de balanceo y corridas de medición, junto con los tiempos para carga y descarga. Nota: El tiempo es normalmente expresado en minutos. IRD Balancing México

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5.44 Relación del ciclo: El número de arranques y paros que una máquina de balanceo puede desarrollar por hora para un determinado rotor teniendo un momento especificado de inercia y por una determinada velocidad de balanceo, (sin perjuicio para la máquina) cuando se está balanceando. 5.45 Relación de producción: Tiempo reciprocante tierra a tierra. Nota: La relación es normalmente expresada en piezas por hora. 5.46 Prueba transversal: Prueba por la que los balanceos residuales de un rotor pueden ser encontrados (ver el ISO/940-1) o con el que una máquina balanceadora puede ser probada para conformación con el reclamado mínimo obtenible de balance Umar. 5.47 Libertad del eje vertical: Libertad de la carcaza o caja de cojinete de una máquina de balanceo horizontal, para girar o rotar por unos cuantos grados cercadle eje vertical a través del centro del soporte.

Rotores Flexibles 6.1

Rotor: Velocidad flexional crítica. Velocidad de un rotor en la que hay una flexión máxima de este y donde esa flexión es significativamente mayor que el movimiento de los muñones.

6.2

Velocidad crítica en el modo de rotor rígido: Velocidad de un rotor en el que existe un movimiento máximo de los muñones y donde este movimiento es significativamente mayor que la flexión del rotor.

6.3

Rotor Modo principal de flexión: Para sistema sin amortiguación de rotor/cojinete. Esta forma de modo que toma el rotor a una (rotor) de las velocidades de flexión crítica.

6.4

Balanceo de multiplanos: Como es aplicado para el balanceo de rotores flexibles. Cualquier procedimiento de balanceo que requiere corrección en más de dos planos.

6.5

Balanceo modal: Procedimiento para el balanceo de rotores flexibles, en el que las correcciones de desbalance se hacen para reducir la amplitud de la vibración en el separado significativo modo deflexión principal dentro de límites especificados.

6.6

Desbalance modal nth: El desbalance que afecta solamente el modo principal nth de la configuración de la flexión de un sistema rotor/cojinete.

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Nota: El desbalancea modal nth no es un solo desbalance, sino una distribución de desbalance Un (Z) en el modo principal nth. Puede ser matemáticamente representado con respecto a su efecto en el modo principal nth. Por un solo vector de desbalance Un obtenido de la fórmula

6.7

Equivalente nth desbalance modal: El mínimo desbalance solo Une equivalente al nth desbalance modal en su efecto en el modo principal de la configuración de la flexión.

Notas: 1.

2.

3.

Existe la relación Un = Une Øn(ze), donde Øn(ze) es el valor de función de modo para z = ze la coordenada axial del plano transversal donde Une es aplicado. Un juego de masas distribuido en un número apropiado de planos de corrección y de tal manera proporcionados que se afectara el modo considerado y puede ser llamado el equivalente nt juego nodal de desbalance. Un equivalente nth, desbalance nodal, afectará algunos otros modos más que el nth.

6.8

Tolerancias de balanceo modal: Con respecto a un modo, aquella cantidad equivalente el desbalance modal que es especificado como el máximo abajo del que el estado de desbalance en ese modo es considerado como aceptable.

6.9

Vibración de frecuencia múltiple: Vibración a una frecuencia correspondiente a un múltiplo integral de la velocidad rotacional

Nota: Esta vibración puede ser causada por anisotropia del rotor, características no lineales del sistema de rotor/cojinete u otras causas.

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6.10 Desbalance inducido termalmente: Ese cambio en la condición expuesta por el rotor si su estado de desbalance es significativamente alterada por sus cambios de temperatura. Nota: El cambio en condición puede ser permanente o temporal. 6.11 Balanceo a baja velocidad (relacionado con rotores flexibles): Procedimiento de balanceo a una velocidad donde el rotor a ser balanceado puede ser considerado como rígido. 7

Rotación de piezas rígidas libres

Las definiciones en esta cláusula son aplicables a la rotación de piezas rígidas libres. Sin embargo, cuando una de estas piezas es montada en una máquina balanceadora, puede ser considerada como un rotor y en este caso las definiciones en las cláusulas del 1 al 5 podrán ser utilizadas. 7.2

Pieza libre rígida: Sistema de partículas con conexiones rígidas internas y sin forzamiento externo. 7.2 Rotación de piezas rígidas libres: Pieza libre rígida en rotación como por un eje.

Nota: El eje de rotación no es estacionario sino es un eje central principal. 7.3

Centro de la masa: Ese punto asociado con una pieza que tiene la propiedad de que una partícula imaginaria colocada en ese punto, con una masa igual a la masa de un sistema de material determinado, tiene un primer momento con respecto a cualquier plano igual al correspondiente primer momento del sistema.

Nota: La posición el centro de la masa rc de un sistema material de consistencias de punto de masas mj (i = 1,2,...,N) localizado en la posición rj es definido por:

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7.4

Localización del eje principal: La localización del eje definido por el desplazamiento del centro d e masa del diseño del eje y el ángulo de inclinación del eje principal del diseño del eje.

7.5

Diseco de ejes: Ejes para los cuales se diseñan partes y ensambles con la intención del balanceo de una pieza.

7.6

Desbalance de una pieza rígida libre: En una máquina de balanceo la condición que existe en cualquier pieza rotativa rígida libre cuando el movimiento rotativo es impartido cerca del eje de giro como resultado de pieza(s) centrífuga.

Notas: 1. 2.

El movimiento rotativo del eje principal puede ser cilíndrico o cónico, o una combinación de ambos. La definición de desbalance estático de una pieza rígida libre y desbalance de par y dinámico es lo mismo que las definiciones 3.6, - 3.8 y 3.9 excepto que el eje de giro es usado aquí como un eje de referencia en lugar de eje de flecha.

7.7

Balanceo de pieza rígida libre: Procedimiento por medio del cual la distribución de masa de una pieza rígida y libre es verificada y de ser necesario, ajustada para asegurar que la localización del eje principal esté dentro de los límites específicos.

8

Herramental para máquina balanceadora

8.1

Rotor ficticio: Es un procedimiento de balanceo, una adhesión de dureza adecuada y de las mismas características dinámicas (centro de la localización de masa y momentos de inercia), como parte del rotor que esté reemplazando.

8.2

Mandril: (árbol de balanceo) Flecha maquinada en la que el trabajo es montado para ser balanceado.

8.3

Disposición de desbalance de un mandril: (árbol de balanceo) Una cantidad de desbalance agregado a un árbol de balanceo.

Nota: Polarización de un árbol de balanceo generalmente sirve para el propósito ya sea de compensación para el desbalance residual que se desplaza de la superficie de montaje del rotor, cuando este árbol solo de balanceo es usado en el balanceo de rotores en serie de la misma masa o introduciendo un desbalance especificado a una posición específica angular para el propósito del balanceo de partes, que después de ser removidas del árbol de balanceo, deben tener un desbalance específico.

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8.4

Disposición de masa: La masa agregada a un mandril (árbol de balanceo) para crear la disposición de desbalance deseada.

8.5

Rotor maestro: Un rotor para calibración con provisión para agregar masas de calibración en una localización conocida y usada para verificaciones de una máquina de balanceo.

8.6

Barra nodal: Una barra acoplada a través de cojinetes a un soporte de rotor rígido flexible.

Notas: •

•

Su función es la de proporcionar la separación del plano de corrección localizando los transductores de movimiento en centros de rotación correspondientes a los centros de percusión localizados en los planos de conexión. Un transductor de movimiento de tal forma localizado, tiene un plano de corrección mínimo proporcional de interferencia.

8.7

Rotor de calibración: Este rotor (usualmente el primero de una serie), usado para la calibración de una máquina balanceadora.

8.8

Rotor de pruebas: Rotor rígido de masa apropiada diseñado para pruebas de máquinas balanceadoras y suficientemente balanceadas para permitir la introducción de un desbalancea exacto por medio de masas adicionales con alta reproductividad de la magnitud y posición angular.

Nota: Balanceo dinámico son algunas veces usadas para llevar acabo el balanceo en un solo plano. Nota No. 2: El peso agregado a una pieza para reducir un desbalance calculado en un lugar deseado puede usarse para traer un cuerpo asimétrico a un estado de balance o para reducir momentos de vencimiento de una pieza. Ejemplo, cigüeñales.

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MÉTODO DE TRES PUNTOS PARA BALANCEO El siguiente procedimiento describe el método de tres puntos para balanceo de rotores donde el uso de la lámpara estroboscópica para leer la fase no es práctica o posible. Este método de tres puntos con frecuencia es preferido al conocido método de dos puntos porque determina la localización del peso de corrección de balanceo. Esto podrá ser particularmente importante donde podrá ser necesario dividir los pesos de balanceo entre las aspas adyacentes de un ventilador o un rotor similar. 1.

Con el rotor trabajando a su velocidad normal, mida y registre la amplitud de vibración original como O. Por ejemplo: O’ = 6 mils.

2.

Dibuje un círculo con un radio igual a O’ como se muestra en la Fig. 1. Para nuestro ejemplo, este círculo tendrá un radio de O’ = 6 mils.

3.

Pare el rotor. Marque tres puntos (3) en el rotor A, B, y C, aproximadamente a 120 grados de separados. Estos tres puntos no necesitan estar exactamente a 120 grados de separación, sin embargo, los ángulos precisos de separación, lo que tenga que ser deben ser conocidos. En nuestro ejemplo no vamos a posicionar nuestros pesos de prueba igualmente espaciados, solamente para mostrar que esto puede hacerse.

En nuestro mencionado ejemplo, Fig. 2, punto A es nuestro punto de arranque inicial y por lo tanto es considerada como 0 grados. Marque las posiciones respectivas de los puntos A, B, y C en el círculo original, como se muestra en la Fig. 2.

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4.

Seleccione un peso de prueba preparado y adhiéralo en la posición A en el rotor. Refiérase a las fórmulas en su manual AVT para calcular un peso de prueba seguro, como sea requerido. Para nuestro ejemplo, peso de prueba (TW) = 10 grs.

5.

Arranque el rotor y súbalo a la velocidad normal de operación. Mida y registre la nueva amplitud de vibración como O’ + T1. Por ejemplo: O’ + T1 = 4 mils.

6.

Utilizando el punto A en nuestro círculo original como punto de centro, dibuje un círculo con un radio igual a O’ + T1. EN nuestro ejemplo este círculo tendrá un radio de O’ + T1 = 4 mils, como se muestra en la Fig. 3.

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7. 8.

Pare el rotor y mueva el peso de prueba a la posición B. Arranque el rotor y súbalo a la velocidad normal de operación. Mida y registre la nueva amplitud de vibración, como O’ + T2. Para nuestro ejemplo, O’ + T2 = 8 mils.

9.

Utilizando el punto B en nuestro círculo original como punto de centro, dibuje un círculo con un radio igual a O’ + T2. Para nuestro ejemplo, este círculo tendrá un radio de O’ + T2 = 8 mils, como se muestra en la Fig. 4.

10.

Pare el motor y mueva el peso de prueba a la posición C.

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11.

Arranque el rotor y súbalo a la velocidad normal de operación. Mida y registre la nueva amplitud de vibración, como O’ + T3. Para nuestro ejemplo, este círculo tendrá un radio de O’ + T3 = 11 mils.

12.

Utilizando el punto C en nuestro círculo original como punto de centro, dibuje un círculo con un radio igual a O’ + T3. Para nuestro ejemplo, este círculo tendrá un radio de O’ + T3 = 11 mils, como se muestra en la Fig. 5.

Nótese en la Fig. 5 que los tres círculos dibujados a partir de los puntos A, B y C interceden al punto común D. 13.

Dibuje una línea a partir del centro O del círculo original al punto D, como se muestra en la Fig. 6. Marque esta línea como T.

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14.

Mida el largo de la línea T usando la misma escala utilizada en la construcción de los círculos.

15.

Calcule la cantidad de pesos de corrección de balanceo utilizando la fórmula siguiente: CW

=

TW (O’/T)

CW TW O’ T

= = = =

Peso correcto Peso de prueba Lectura original de desbalance El vector resultante medido

Para nuestro ejemplo de problema, la solución se encuentra como sigue: CW CW CW

= = =

TW (O’T) 1o onzas X (6.0/5.25) 11.4 onzas

16.

Usando un transportador, mida el ángulo entre la línea T y la línea OA, como se muestra en la Fig. 7. Este ángulo medido es la localización angular del peso correcto, localizando con relación al punto A en el rotor.

17.

Pare el rotor y remueva el peso original de prueba del punto C.

18.

Adhiera el peso correcto calculado en el paso 15, arriba del rotor en la posición angular determinada por el paso 16.

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Para nuestro ejemplo de problema, el peso correcto calculado de 11.4 oz. es agregado al rotor en una posición angular de 41 grados en el sentido de las manecillas del reloj, de la posición A en el rotor, como se muestra en la Fig. 8.

Con el peso de corrección de balanceo, calculado y localizado en el rotor, de acuerdo con las instrucciones anteriormente proporcionadas, el rotor ahora deberá estar balanceado.

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Ejemplo de Problema de Desbalance Residual 1.

Rotor balanceado a un nivel aproximadamente aceptable (P) P = ____________________________________________________

Seleccione un peso de prueba para producir una vibración de aproximadamente 10 veces (P). 2.

3.

Peso de prueba =

____________________________________

Radio al que se adhirió peso

____________________________________

Registre la lectura de vibración para la posición angular del desbalance del peso de prueba cada 30 segundos alrededor del plano de corrección. (Use la hoja incluida)

4.

Plotee la lectura de vibración registrada vs. la posición angular del peso de prueba (véase la Fig. 1)

5.

Determine la cantidad pico a pico en la Fig. 1 del planteamiento resultante – la vibración resultante R es la mitad de A y representa el desbalance restante en la parte en términos de lecturas de vibración.

6.

A =

_______________________________________________

R =

_______________________________________________

Determine la cantidad de B de cero a la mitad del planteamiento (ver Fig. 1) Esta cantidad representa la vibración causada por el peso de prueba solamente. El peso de prueba en onzas pulgadas, dividida entre B es el factor de calibración C para el plano de corrección que está siendo probado.

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B = ___________________________________________________ C = Peso del peso de prueba X el radio del peso de Prueba agregado

B _________________________________ X _________________________________

C =

______________________________________________

____________________________________________________

C =

7.

Multiplicando C X Rm es el desbalance residual en onzas pulgadas o gramos pulgadas (dependiendo de los pesos seleccionados)

UR

8.

______________________________________________

=

C X R = ______________________________ X

Asuma que el rotor de prueba representa un impulsor de una bomba. Esta es una bomba centrífuga para propósitos generales, operando al nivel del suelo, en una nueva base sólida de concreto. La velocidad de operación es de 3,600 RPM y el peso del impulsor es de 200 libras.

Nivel aceptable = ________________________________________

9.

¿Hemos conseguido un estándar aceptable? ___________________________________________________________

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