89001517 Alineamiento y Balanceo de Máquinas y Mecanismos

SERVICIO NACIONAL DE ADIESTRAMIENTO EN TRABAJO INDUSTRIAL

PROGRAMA DE COMPLEMENTACIÓN PARA TITULACIÓN

FASCÍCULO DE APRENDIZAJE

ALINEAMIENTO Y BALANCEO DE MÁQUINAS Y MECANISMOS CÓDIGO: 89001517 2,013

ALINEAMIENTO Y BALANCEO DE MÁQUINAS Y MECANISMOS

ALINEAMIENTO DE MECANISMOS

ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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I.

LA IMPORTANCIA DEL ALINEAMIENTO DE MÁQUINAS.

Está comprobado que el desalineamiento es la causa de más del 50%de las averías en las máquinas rotativas, le sigue el desbalance con más del 35% y otros problemas como la lubricación, montaje, etc. Estas fallas producen grandes pérdidas financieras debido al daño prematuro de la maquinaria, las pérdidas de producción y el consumo excesivo de energía. Estadísticamente, más de la mitad de las maquinarias se alinean mal y necesitarán probablemente parar y ser reparadas o ser sustituidas en los próximos meses. La otra mitad probablemente funcione con éxito, con un mínimo de mantenimiento los próximos 80 meses. Las causas de este problema son: falta de entrenamiento, de instrumentos y del tiempo suficiente. La capacidad de realizar un buen alineamiento está directamente ligada al conocimiento, la habilidad y deseo de hacerlo bien. Existen importantes avances en el diagnóstico de problemas en maquinarias, como son el análisis vibracional, el análisis de aceite y la termografía, pero persiste la gran diferencia entre encontrar un problema en una máquina y corregir el problema.


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1.1. INCREMENTAR LA VIDA ÙTIL DE LA MÁQUINA ROTATIVA. Un buen alineamiento consigue: –

– – – – –

– –

Reducir las fuerzas excesivas radiales y axiales en los rodamientos prolongando su vida útil. Un aumento de la carga en un 20% en un rodamiento debido al desalineamiento disminuye su vida útil en un 50%. Eliminar la posibilidad de falla del eje por fatiga cíclica. Minimizar el desgaste de los componentes del acoplamiento. Reducir el consumo de energía (ahorros de 2 a 17%). Tener bajos niveles de vibración y ruido. Minimizar la flexión del eje desde el punto de transmisión de potencia en el acoplamiento, al rodamiento lado acoplamiento. Mantener la tolerancia interna apropiada del rotor. Evitar sobrecalentamientos de la maquinaria. Evitar daños en sellos y obturaciones.

1.2. TRES COSAS QUE SE NECESITAN SABER PARA ALINEAR MÁQUINAS ROTATIVAS. 1. ¿Dónde están las máquinas cuando no están funcionando? 2. ¿Qué posición adquirirán o tomarán cuando funcionen? 3. Si las máquinas se mueven desde una posición cuando están paradas a otra cuando trabajan, ¿a qué rango de posición aceptable deben estar cuando las máquinas se alinean fuera de servicio, para que cuando funcionen mantengan tolerancias de alineamiento aceptables? O simplemente, ¿Dónde están estás? ¿Dónde deben estás ir? ¿Dónde deben estar?


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1.3. OBJETIVO DE LA ALINEACIÓN. El objetivo de la alineación es aumentar la esperanza de vida útil y de funcionamiento de la maquinaria rotativa. Para alcanzar esta meta, los componentes de la maquinaria que son más probables de fallar deben funcionar dentro de sus límites del diseño. Estos componentes son los cojinetes, los sellos, el acoplamiento, y los ejes. La maquinaria exactamente alineada alcanzará los resultados siguientes: –

Reducir las fuerzas axiales y radiales excesivas en los cojinetes para asegurar una vida más larga del cojinete y una estabilidad del rotor bajo condiciones de funcionamiento dinámicas.

–

Eliminar la posibilidad de falla del eje debido a fatiga cíclica.

–

Reducir al mínimo la cantidad de desgaste en los componentes del acoplamiento.

–

Reducir al mínimo la cantidad de flexión del eje en el punto de la transmisión de energía hasta el cojinete del extremo del acoplamiento. Mantener los juegos internos adecuados del rotor.

–

Reducir el consumo de energía (los casos documentados han demostrado los ahorros entre el 2 hasta el 17%).

–

Bajar los niveles de la vibración en cubiertas de la máquina, cubiertas de cojinete, y rotores.


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1.4. ¿QUÉ SUCEDE CON ESTÁDESALINEADA?

LA

MAQUINARIA

Línea central de los cojinetes del motor

ROTATIVA

CUANDO

Línea central de los cojinetes de la bomba

Figura N° 1.1. La Figura N°1.1. ilustra qué sucede con la maquinaria rotativa cuando está desalineada. No obstante, la condición del desalineamiento mostrada se la exagera absolutamente, la Figura Nº 1.1.ilustra la distorsión (es decir, flexión) cuando las cargas verticales o laterales se transfieren del eje al eje. Se entiende que los acoplamientos flexibles se diseñan para acomodarse y minimizar el desalineamiento. Pero los ejes son flexibles también, y como el desalineamiento llega a ser más severo, los ejes también comienzan a flexionar. Tener presente que los ejes no están flexionados permanentemente, estos están experimentando un flexionamiento elástico a medida que rotan.


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Notar también que el eje de la bomba está ejerciendo una fuerza hacia abajo en el cojinete interior del motor mientras que intenta traer el eje del motor en línea con su central de rotación. Inversamente, el eje del motor está ejerciendo una fuerza ascendente en el cojinete interior de la bomba mientras que intenta traer el eje de la bomba en línea con su línea central de rotación.

Figura N° 1.2. Vida útil de una máquina rotativa sujeta a desalineamiento.

La Figura Nº 1.2. ilustra el tiempo estimado para que falle un equipo rotativo típico basado en la variación de sus condiciones de la alineación. El término “falla” aquí implica una degradación de cualquier componente crítico de la máquina tal como los sellos, los cojinetes, el acoplamiento, o los rotores. Los datos en este gráfico fueron compilados de una gran cantidad de historias del caso donde el desalineamiento fue encontrado para ser la causa raíz de la falla de la maquinaria.


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1.5. CONSECUENCIAS DEL DESALINEAMIENTO - DAÑO DE MÁQUINAS. ¿Qué pasa cuando el alineamiento no es del todo exacto? El desalineamiento provoca excesiva carga en las máquinas. Las consecuencias pueden manifestarse como vibración. El desalineamiento puede detectarse cualitativamente usando análisis de vibraciones: son comunes las elevadas lecturas en el espectro de frecuencias en el sentido radial y axial a la frecuencia de rotación y múltiplos. Así, es recomendable chequear la condición del alineamiento final usando técnicas de medición de vibraciones entre otras. Sobrecarga anormal de las máquinas, también incrementan las cargas en los rodamientos y una reducción de su vida útil: aún los acoples “flexibles” conducen fuerzas desalineantes del eje a los rodamientos. Este incremento en la carga puede medirse usando el método de choque para el monitoreo de los rodamientos. El método de shock pulse puede ser usado así indirectamente para chequear las condiciones del alineamiento. Aun cuando el desalineamiento en el acople esté dentro de las tolerancias, las fuerzas transmitidas a los rodamientos cuando el eje gira acortará el tiempo de vida útil de los mismos. Muchos componentes de máquinas críticas están sujetos a fuerzas que los dañan cuando ocurre un desalineamiento. Uno de estos es el rodamiento, que debe absorber la carga adicional creada por el desalineamiento (aun cuando se instalen acoples flexibles). Al eje por sí mismo se le aumenta la carga debido al desalineamiento, particularmente en los rodamientos, donde el desplazamiento por desalineamiento causa cargas adicionales reciprocantes. Esta acción flectante puede acortar la vida útil del eje. Otro componente de máquina particularmente susceptible al daño por desalineamiento es el sello del eje. El gráfico ilustra cómo un ligero desalineamiento permite el ingreso de contaminantes al sello produciéndose la falla prematura.


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1.6. SÍNTOMAS DEL DESALINEAMIENTO. Una alineación imprecisa incrementa las cargas en el acoplamiento, las cuales se transmiten a los ejes y en consecuencia a los demás componentes de la máquina. Este efecto conlleva a: –

Fallas prematuras de rodamientos, sellos, acoplamientos o ejes.

Sobrecarga en los rodamientos que se traduce en sobrecalentamiento, originando o incrementando su falla prematura.

Figura N° 1.3. Daño en el rodamiento como resultado de un desalineamiento.

–

Vibración radial y axial excesiva.

Desalineamiento paralelo

Desalineamiento angular

Figura N° 1.4.


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–

Excesiva fuga de aceite lubricante por los sellos de los rodamientos.

Figura N° 1.5. –

Calentamiento del acoplamiento mientras está funcionando. La termografía infrarroja muestra el incremento de la carga en los acoples debido a desalineamiento: Cuanto más caliente el elemento de máquina, más brillante aparece en el termograma. Esto contesta efectivamente la pregunta frecuente, ¿Por qué preocuparse por la precisión del alineamiento si hay un acople flexible instalado? Aunque un acople flexible puede por sí mismo soportar los efectos de un eje desalineado, este sin embargo le agrega a la máquina cargas adicionales llevando al desgaste prematuro (o falla) de rodamientos y sellos.

Figura N° 1.6.


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– – –

Soltura o rotura de los pernos de anclaje (problemas de “pie flojo”). Soltura o rotura de los pernos del acoplamiento. Alto o inusual número de fallas del acoplamiento o desgaste rápido del mismo.

Figura 1.7. –

Los defectos del eje y acoplamiento “runuot” pueden tender a incrementarse después de algún tiempo de funcionamiento del equipo.

Figura N° 1.8. Cubo del acoplamiento quebrado.


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–

Rotura de los ejes o agrietamiento en o cerca a los asientos de los rodamientos o de las masas del acoplamiento.

Figura N° 1.9 Rotura del eje por fatiga cíclica. –

Consumo de energía más alto del normal.

Figura N° 1.10 –

Altas temperaturas en la carcasa cerca de los rodamientos o altas temperaturas del aceite de lubricación.


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1.7. CÁLCULO DE CONSUMO DE ENERGÍA. Para calcular el ahorro de energía: – – – – –

Medir el consumo de energía antes y después del alineamiento (Amp). Calcular la diferencia (Amp). Obtener los datos del motor. Obtener los costos de energía ($/Kw). Cálculos del ahorro de energía con la fórmula:

Ejemplo: Potencia del motor: 30 hp. Voltaje: 460 Volts. Factor de Potencia: 0,92. Diferencia de consumo: 4 Amps.


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1.8. LOS PASOS COMPLETOS DE UN TRABAJO DE ALINEAMIENTO. – – – – – – – –

Adquirir instrumental y dispositivos de medición, así como, contar con personal entrenado. Obtener información relevante sobre el equipo que se está alineando. Tomar las medidas necesarias de seguridad y puesta fuera de servicio de la maquinaria. Realizar las inspecciones preliminares. Realizar un alineamiento grueso del equipo, para luego medir con precisión la posición de los ejes. Realizar los cálculos y determinar los movimientos. Reposicionar la maquinaria. Ponerla en operación y monitorear a las condiciones normales de funcionamiento.

1.9. ¿CUÁNTO TIEMPO DEBE DURAR EL PROCESO DE ALINEAMIENTO? Si un mecánico realiza un trabajo de alineamiento en una bomba pequeña, por ejemplo, una vez al mes, y toma lecturas con el indicador de dial, sabe calcular los movimientos necesarios de la maquinaria; tiene información sobre el movimiento de la maquinaria desde que está parada hasta cuándo alcanza sus condiciones normales de operación, tiene las herramientas apropiadas en el lugar de trabajo, no tiene problemas con las tuberías de la bomba si es que la bomba tiene que moverse, tiene una variedad amplia de lainas cortadas, no tiene defectos en el cubo del acoplamiento o deflexión en el eje del acoplamiento, no existe suciedad, herrumbre, o escamas acumuladas debajo de los apoyos, están instalados pernos para el desplazamiento en ambas unidades para levantar y deslizar a éstas a los dos lados, con los ejes que rotan libremente, sin que le falte ninguna pieza del acoplamiento, con una distancia correcta entre ejes, y nadie que incomoda o interrumpa el alineamiento debe terminar con el acoplamiento instalado y el protector del acoplamiento en su lugar en promedio de tres a cuatro horas. Para cualquier persona que nunca ha realizado un trabajo de alineamiento, parece tedioso,


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pero para quienes han leído esto y saben lo que significa, esto es absolutamente lo que se debe de hacer. Hay mucho tiempo de preparación previo a un trabajo de alineamiento. Limpieza de las placas-base y por la superficie inferior de los pies del equipo, adquisición de los instrumentos de medición, determinación de la flecha de la barra de soporte (Sag), inspección del acoplamiento, búsqueda y corrección de problemas de “pie cojo”, medición del espesor de los paquetes de lainas que están instalados, repasar los agujeros de los pernos de la fundación ligeramente, juntar las herramientas, y empleando un tiempo prudencial en entrenar al personal para la realización correcta del trabajo. Son algunas de las cosas que tienen que estar hechas antes de que usted comience. El cálculo de los movimientos apropiados y necesarios para alinear los ejes con la computadora o calculadoras gráficas de alineamiento puede reducir drásticamente el tiempo empleado en mover la maquinaria comparando con los métodos del ensayo y del error aproximaciones sucesivas).

1.10. ¿CON QUÉ FRECUENCIA ALINEACIÓN?

DEBE

SER

COMPROBADA

LA

Cómo previamente se mencionó, la maquinaria rotativa puede moverse inmediatamente después que se ha arrancado. Este es un movimiento bastante rápido en el que los ejes toman eventualmente una posición algo permanente después que se han estabilizado las condiciones térmicas y de proceso (donde quiera a partir de las dos horas a una semana, en algunos casos). No obstante hay cambios más lentos y sutiles que ocurren en largos períodos. La maquinaria cambiará lentamente su posición por la misma razón que los soportes se pandean y las fundaciones se agrietan. Mientras las cimentaciones se mueven lentamente, las tuberías comienzan a tirar en las cajas de la maquinaria que hacen que el equipo se desalinee. Los cambios de temperatura estacionales también hacen que el concreto, las placas base, las tuberías, y los ductos se expandan y contraigan.


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Se recomienda en un equipo recién instalado comprobar para detectar cualquier cambio en el alineamiento, dentro de los 3 a 6 meses del inicio de la operación. De acuerdo con lo que se encuentra durante el primer o segundo chequeo de la alineación, adaptar inspecciones y correcciones sobre la alineación para satisfacer lo mejor posible los trenes individuales de la impulsión. En promedio, la alineación del eje en todo equipo se debe comprobar anualmente.

ANOTACIONES. ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………


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II.

EL DESALINEAMIENTO – ALINEAMIENTO Y TOLERANCIA.

2.1. ¿QUÉ ES EXACTAMENTE EL ALINEAMIENTO DE EJES? Cómo explicó anteriormente, el desalineamiento de ejes se produce cuando las líneas centrales de rotación de dos o más ejes de máquinas no se encuentran en línea unas respecto a otras. Algunas preguntas deben de resolverse necesariamente previa a todo trabajo de alineamiento. 1. ¿Qué exactitud debe tener el alineamiento? 2. ¿Cómo se mide el desalineamiento cuando hay diferentes acoplamientos? 3. ¿Dónde debe ser medido el desalineamiento? 4. ¿En qué unidades debe de medirse: milésimas de pulgada, grados, milímetros de desfase, segundos de arco, radianes? 5. ¿Cuándo debe medirse el desalineamiento, cuando las máquinas están paradas o cuando éstas están funcionando?

2.2. ¿SIGNIFICAN LO MISMO NIVEL Y ALINEAMIENTO? No. El término nivel está relacionado a la fuerza de gravedad de la tierra. Cuando un objeto está en posición horizontal o los puntos de su lado largo se encuentran a la misma altitud, se considera al objeto que está en nivel. Otra manera de establecer esto es si la superficie del objeto es perpendicular a las líneas de fuerza gravitacional. La cimentación de una maquinaria rotativa a nivel en la mina Yanacocha puede no estar paralelo con una cimentación de otra maquinaria ubicada en la mina de La Oroya debido a que la superficie de la tierra es una curva. El diámetro promedio de la tierra es 7908,5 millas (7922 millas al Ecuador y 7895 millas al polo que genera la fuerza gravitacional del planeta).


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Tabla Nº 1. Niveles recomendados para máquinas rotativas montadas horizontalmente:

TIPO DE MÁQUINA

Máquinas de proceso general soportados en cojinetes antifricción.

Máquinas de proceso soportados en cojinetes planos (hasta 500HP).

DESNIVEL MÌNIMO

DESNIVEL MÀXIMO

RECOMENDADO

RECOMENDADO

10 mils / pie

30 mils / pie

(0,84 mm / m)

(2,5 mm / m)

5 mils / pie

15 mils / pie

(0,42 mm / m)

(1,26 mm / m)

5 mils / pie

20 mils / pie

(0,42 mm / m)

(1,67 mm / m)

2 mils / pie

8 mils / pie

(0,17 mm / m)

(0,67 mm / m)

1 mils / pie

5 mils / pie

(0,83 mm / m)

(0,42 mm / m)

Máquinas de proceso soportados en cojinetes antifricción (más de 500HP).

Máquinas de proceso soportados en cojinetes planos (más de 500HP). Máquinas– Herramientas.

1 mils = 0,001” = 0,025 mm


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2.3. DEFINICIÒN DEL DESALINEAMIENTO DE EJES. En términos más precisos el desalineamiento de ejes es la desviación de la posición relativa del eje desde una línea central de rotación colineal, medido en los puntos de transmisión de potencia cuando el equipo está funcionando a sus condiciones normales de operación o de trabajo normales como temperatura, carga y velocidad; el grado de alineación es directamente proporcional a la velocidad de giro de las máquinas acopladas. –

–

–

Para que un acoplamiento flexible acepte ambos desalineamientos paralelo y angular debe haber por lo menos dos puntos donde el acoplamiento pueda “flexionarse” o pueda acomodarse a las condiciones de desalineamiento. Proyectando las líneas centrales de rotación de las máquinas acopladas, puede hallarse la desviación máxima y los puntos de transmisión de potencia. Los dos tipos de desalineamiento se observan en dos planos (vertical y lateral) por lo que se tiene cuatro valores en total.

Proyectando la línea central de rotación del eje del motor hacia el eje de la bomba y recíprocamente la línea central de rotación del eje de la bomba hacia el eje del motor, hay una desviación medible entre las líneas centrales proyectadas de cada eje y las líneas centrales actuales de los ejes donde la potencia se está transmitiendo a través del acoplamiento desde un punto de “flexión” a otro. Desde que se mide el desalineamiento en dos planos (vertical y horizontal) habrá cuatro desviaciones que puedan ocurrir en cada acoplamiento flexible. En un tren motriz montado horizontalmente, dos de estas desviaciones se producen mirando desde la vista superior, describiendo la cantidad de desalineamiento lateral (lado a lado). Dos desviaciones más se producen cuando se mira el tren motriz desde un lado el cual describe el desalineamiento vertical (arriba y abajo). El objetivo principal de la persona que está realizando el alineamiento es posicionar las carcasas de las máquinas, de tal manera que todas las desviaciones estén por debajo de ciertos valores de tolerancias.


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CENTROS DE ROTACIÓN. – – –

El centro de rotación es el eje imaginario alrededor del cual gira un eje o un elemento rotativo, ya sea recto o doblado. La masa del elemento giratorio es distribuido uniformemente alrededor del centro rotacional. El centro rotacional forma siempre una línea recta.

Figura N° 2.1. COLINEALIDAD. –

Se dice que dos ejes son colineales, cuando sus centros de rotación forman una línea recta continua.

Figura N° 2.2.


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DESALINEAMIENTO. – – – –

Todos los ejes rotan alrededor de un eje llamado centro rotacional. Dos ejes están desalineados cuando sus ejes no son colineales, es decir sus centros rotacionales no forman una sola línea recta. Se define como ejes desalineados, aquellos ejes que no son colineales. El desalineamiento de ejes induce cargas anormales en los soportes, que origina que el equipo opere inadecuadamente y eventualmente reduzca su vida útil.

Figura N° 2.3.

MEDICIÓN DEL DESALINEAMIENTO. –

El desalineamiento de un eje se define por la posición relativa existente entre su línea de centro de rotación comparada con una línea recta del otro eje estacionario visto desde dos planos (horizontal y vertical).

Figura N° 2.4. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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2.4. TIPOS DE DESALINEAMIENTO. Durante la operación es posible que los ejes de máquina estén desalineados, pierdan alineamiento o solo estén alineados en ciertas condiciones de operación. El desalineamiento de ejes se presenta en dos formas básicas:  

Desalineamiento Paralelo. Desalineamiento Angular.

–

DESALINEAMIENTO PARALELO. Cuando los ejes de dos máquinas se encuentran “desplazados” uno del otro en forma paralela, hablamos de desalineamiento paralelo offset, y puede darse tanto en el plano vertical como en el horizontal y se corrige sencillamente al mover paralelamente la máquina.

Figura N° 2.5. –

DESALINEAMIENTO ANGULAR. Ocurre cuando la línea centro de los ejes forman un ángulo entre sí. Su corrección requiere desplazamiento a través del ángulo formado y traslación paralela.

Figura N° 2.6.


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–

DESALINEAMIENTO MIXTO. Es el más común de los acoplamientos y es la combinación de los dos desalineamientos anteriores (paralelo y angular).

Figura N° 2.7.Desalineamiento real: combinación de paralelo y angular. En las situaciones reales de una planta industrial lo más normal es encontrar una combinación de ambos tipos de desalineamiento. De los dos tipos de desalineamiento, probablemente el angular reviste muchas veces un grado significativo de valoración errónea de su criticidad. Las gráficas siguientes muestran: –

Para diferentes diámetros de ejes, una misma desalineación angular con diferentes gaps; típicamente los diámetros menores de ejes girarán a mayores RPM y en consecuencia la desalineación angular mostrada será más grave para el eje de menor diámetro.

–

Para diferentes diámetros de ejes, un mismo gap, con diferentes angularidades; igualmente la situación empeora para el eje de menor diámetro.


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2.5. FACTORES QUE AFECTAN EL ALINEAMIENTO DE LA MÁQUINA ROTATIVA. Por lo tanto, hay tres factores que afectan el alineamiento de las máquinas rotativas: –

La velocidad del tren motriz

–

La máxima desviación en los puntos flexibles o de transmisión de potenciarecepción de potencia.

–

La distancia entre puntos flexibles o puntos de transmisión de potencia.

La última parte de la definición de ejes es probamente la más difícil de explicar y entender, usualmente este aspecto es el más obviado. Cuando el equipo rotativo entra en funcionamiento, los ejes comenzarán a moverse a otra posición. La causa más común para que esto ocurra son los cambios de temperatura que se producen en las carcasas de las maquinarias y, por lo tanto, esté movimiento está comúnmente referido al alineamiento en frio y en caliente. Estos cambios de temperatura son provocados por la fricción de los rodamientos o por los cambios térmicos que ocurren en líquidos y gases del proceso. El movimiento de la maquinaria puede ser causado también por los momentos de reacción cuando se embridan las tuberías o ductos o por las reacciones debido a la rotación del rotor, algo similar a la fuerza que usted siente cuando intenta mover el brazo alrededor con un giroscopio que hace girar en su mano.


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2.6. ALINEAMIENTO DE ACOPLAMIENTOS VS. ALINEAMINENTO DE EJES. Cuando las masas de los acoplamientos no están correctamente maquinadas los centros de las líneas centrales de ambos no coinciden originando el denominado “runout”. En la figura que cuando el eje rota, su línea central de rotación esta recta pero el eje por si solo no. En esta situación que trataremos de alinear: ¿el eje de la derecha a la línea central del agujero del semicople, o la línea central de la rotación? La respuesta correcta debe ser, porque se deberá tratar de alinear la maquinaria que tiene ejes flexionados o un semicople con un seguro mal maquinado.

2.7. ¿QUÉ TAN ROTATIVA?

RECTOS

SON

LOS

EJES

DE

LA MAQUINARIA

La presunción que mucha gente se hace es que las líneas centrales de rotación en las máquinas son líneas perfectamente rectas. En ejes orientados verticalmente esto puede ser cierto, pero la vasta mayoría de máquinas rotativas tienen sus ejes montados horizontalmente y los pesos de sus ejes y componentes a ellos sujetos originan que los ejes se flexionen debido a su propio peso. Esta curvatura que ocurre naturalmente en el rotor de las máquinas se le refiere usualmente como la curva catenaria. DEFINICIONES. – –

CATENARIA: la curva asumida por una cuerda perfectamente flexible, inextendible de densidad uniforme suspendida en dos puntos fijos. CATENOIDE: la superficie descrita por la rotación en la línea central de rotación de una catenaria.

La cantidad de deflexión depende de varios factores tales como la rigidez del eje, la cantidad de peso entre los puntos de soporte, el diseño de los cojinetes


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y la distancia entre los puntos de soporte. Para la vasta mayoría de máquinas rotativas en existencia, esta deflexión o curva es despreciable, y para todo propósito práctico es ignorada.

2.8. ESPECIFICACIÓN DEL DESALINEAMIENTO. Antes de considerar como alinear una máquina, es necesario saber cómo especificar el valor de desalineamiento, el objetivo (tolerancias) y cuando el trabajo se hace. Existen tres maneras de especificar los valores de desalineamiento permisible: lectura total del reloj indicador TIR (Total Indicador Reading), las correcciones requeridas en las patas, o el desplazamiento (offset), ángulo ( o separacióngap) en el punto donde se transmite la potencia (acople).

Tabla N° 2. Tolerancias. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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III. INSPECCIONES PRELIMINARES DE ALINEAMIENTO. El personal técnico que realizará las tareas de alineación deberá evaluar previamente la instalación de la máquina, y seleccionar el método, las herramientas y procedimientos a aplicar. Debido a que cada instalación difiere en tamaño, velocidad, potencia, ubicación y función, es necesario integrar todas las variables antes de comenzar un plan de trabajo. Los puntos principales se presentan a continuación con una breve descripción de los mismos. Encontrar y corregir el problema en las siguientes áreas: –

Inestabilidad o deterioro de las cimentaciones y soportes-base.

–

Daños o desgaste de los componentes de las máquinas rotativas (Ej. cojinetes, ejes, sellos, acoplamientos, etc.).

–

Condiciones defectuosas excesivas “runuot” (flexión de ejes, maquinado defectuoso de los agujeros de los semicoples).

–

Problemas de interferencia entre la carcasa de la máquina y su platosoporte. (Ej. pie flojo).

–

Fuerzas excesivas producidas por las tuberías o ductos instalados.

3.1. CIMENTACIONES, Y SOPORTES – BASE. Muchos problemas de desalineamiento se deben al diseño de la instalación, deterioro del soporte – base o a la misma carcasa de la máquina y las condiciones del suelo donde están asentadas las máquinas y cimentaciones. La vibración o ruido tolerable que puede transmitirse a través de la estructura al entorno. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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El tiempo que una máquina permanecerá alineada con precisión, depende de posibles movimientos por su peso y vibración, así como por el calor transmitido por conducción y radiación por la máquina al soporte – base, concreto y estructura. CIMENTACIONES: Cimentaciones Rígidas. Ventajas: – – – –

Brinda una plataforma estable para la sujeción de la maquinaria. Más fáciles de construir que las cimentaciones flexibles. Absorben el movimiento o vibración. Pueden aislar el movimiento residual mediante la adición al bloque de cimentación de material absorbente de vibración.

Desventajas: – – –

Degradación eventual por si se localizan fuera de las edificaciones y las climáticas cambian radicalmente durante el año. En maquinarias con tuberías sin soportes, pueden producirse fuerzas externas. Posibilidad de absorber vibración de otras máquinas vecinas.

Cimentaciones Flexibles. Ventajas: –

–

Plataforma estable para la sujeción de la maquinaria rotativa, permitiendo que la instalación completa se mueva en el caso de fuerzas externas tales como esfuerzos por tuberías. Habilidad para aislar cualquier vibración de las maquinas instaladas en ellas a las estructuras vecinas y aislar a la unidad de la transmisión de vibración de otras máquinas cercanas.


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Desventajas: – – –

Más difíciles de construir y mantener que las cimentaciones rígidas. Si existe excesiva vibración en la maquinaria por periodos largos pueden producirse daños potenciales. Degradación potencial de los resortes – soportes.

SOPORTES – BASE: Tipos: –

De fundición.

–

Prefabricados.

El Concreto, el Cemento y la Lechada de Cemento (grout). – – –

El concreto es una mezcla de material inerte y cemento. La lechada de cemento (grout) puede tener una base de cemento o una de epoxy. El cemento, comúnmente piedra caliza y arcilla, mezclado con agua actúa como cohesionador de material inerte.

El Concreto. Cantidades de mezcla de Concreto:

– –

.Material

Baja rigidez

Alta rigidez

Agua

15%

20%

Cemento

7%

14%

Agregados

78%

66%

Esfuerzo de compresión del concreto: de 1000 a 10000 psi. Esfuerzo de compresión del concreto de cimentaciones: de 3000 a 4000 psi.


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–

Se obtiene una resistencia a la compresión del concreto normalmente de 70 – 80% de su valor final a los 6 – 8 días después del vaciado inicial.

Tipos de cementos según la ASTM: TIPOS

NOMBRE

DESCRIPCIÓN

01

Normal

Propósito general.

02

Modificado

Cuando se requiere bajo calor de hidratación.

03

Rápido alta Resistencia

Cuando se requiere una alta resistencia en poco tiempo.

04

Bajo Calor de Hidratación

Típicamente usado en represas para reducir agrietamientos y contracciones.

05

Resistencia al Sulfato

Usado cuando está expuesto a suelos con alto contenido de alcalinos.

06

Aire Retenido

Usado cuando está presente una acción severa de congelamiento.

Concreto Reforzado. El concreto es diez veces más fuerte en compresión que en tensión. Enlechado (Grouting). – –

Utilizarlo como ligazón final entre la estructura base y el concreto de la cimentación. Hay dos clases de lechada (grout) con base de cemento y con base epóxica.

Consejos para diseñar buenas cimentaciones: –

–

Asegurar que la frecuencia natural del sistema cimentación – estructura – suelo no coincida con cualquiera de las frecuencias o armónicas de la máquina rotativa en funcionamiento. Diseñar la cimentación y la estructura, propiciando el espacio suficiente para el tendido de las tuberías y para la ejecución de los trabajos de


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–

mantenimiento en el equipo, así como dotar de las previsiones necesarias para el alineamiento de las máquinas. Proveer de juntas vibratorias o espacios de aire entre la cimentación de la maquinaria y la estructura vecina del edificio para prevenir la transmisión de vibración.

Consejos para la instalación de cimentaciones y de máquinas rotativas: –

–

Referirse a las especificaciones API 610 para más instrucciones sobre el enlechado. Permita una cura mínima de 48 horas, antes de montar el equipo rotativo en la base. Instalar pernos de empuje para conseguir el movimiento del equipo en tres direcciones, vertical, lateral y axial. Si no se usa pernos de empuje, proporcionar suficiente espacio entre el plato – soporte y el equipo rotativo para insertar una gata hidráulica y poder levantar el equipo para enlainarlo.

3.2. CONTROL DE DAÑOS O DESGASTE DE LOS COMPONENTES DE LAS MÁQUINAS ROTATIVAS. Sujetar el reloj comparador en la parte superior del cubo del eje o del acoplamiento.

Jalar hacia arriba el eje y observar la lectura del reloj comparador

Figura N° 3.1.


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Si la máquina ha estado funcionando por algún tiempo, los rodamientos que soportan el rotor pueden haber sufrido algún daño y se sugiere que las revisiones deben realizarse periódicamente para asegurar que los rodamientos están en buen estado de funcionamiento. Una de las pruebas más sencillas que se pueden realizar es verificando el “juego'' del eje como se muestra en la Figura N° 3.1. Si el eje está apoyado sobre rodamientos como se muestra en la Figura N° 3.1., la cantidad de elevación en el eje debería ser de 0 a 1 mils. Si hay una cantidad de exceso de juego del eje con un cojinete de elemento rodante,hay cuatro posibles razones para que suceda esto: 1. El anillo interior del rodamiento está flojo en el eje. 2. Hay demasiado espacio libre entre los elementos rodantes y los caminos de rodadura interior y exterior. 3. El anillo exterior está suelto en su alojamiento. 4. Una combinación de dos o más de los elementos anteriores.

3.3. CONDICIONES DEFECTUOSAS (RUNOUT). Se refiere a condiciones de falta de redondez que existen en los ejes de las máquinas rotativas. –

–

La falta de redondez radial cuantifica la excentricidad de la superficie exterior del eje, o componente rígidamente montado en el eje con respecto a la línea central de rotación del eje. Los defectos en el sentido axial “face” cuantifica la falta de perpendicularidad que puede existir entre un extremo del eje o en las superficies de los componentes rígidamente montados en él.

Los problemas de falta de redondez o perpendicularidad “runout” tienen tres categorías: –

El semicople tiene el agujero descentrado.


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– –

El eje esta combado. El semicople tiene el agujero inclinado.

VELOCIDAD DE LA MÀQUINA (RPM)

MÀXIMO PERMISIBLE RUNOUT TOTAL INDICADO (RTI)

0 - 1800

5 mils (0.13 mm)

1800 - 3600

2 mils (0.05 mm)

3600 a más

Menos de 2 mils (0.05)

La medición del runout puede ser difícil algunas veces. Los “puntos altos” y las “cuestas” no son la misma cosa. Los “puntos bajos” y los valles tampoco son los mismos. Los puntos altos y los puntos bajos deben producirse con un desfase de 180 grados. Las cuestas o picos y los valles pueden producirse en cualquier punto, o tal vez en varios puntos alrededor de la superficie exterior del semicople por ejemplo. ERRORES DE ACOPLAMIENTO. ERROR DE CENTRADO. Cuando ocurre un error de centrado, el centro de los ejes y los centros de las mitades del acople están separados realmente entre sí, aun cuando los ejes estén alineados.

Figura Nº 3.2.


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Figura Nº 3.3.

En este caso también se imponen fuerzas cuando los ejes son unidos solidariamente, y los ejes giran deformados.

Figura Nº 3.4. El error de centrado de un acoplamiento puede ser determinado con el reloj comparador. Muestra de cómo se debe sujetar el reloj comparador:

Gire los 360° el cubo del acoplamiento

Figura Nº 3.5.


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Otra forma de sujetar el reloj comparador

Figura Nº 3.6.

ERROR DE FACEADO. Se está en presencia de un error de faceado cuando aun estando alineados los ejes en sí, las superficies de las caras del acople no están paralelas entre sí. Por ejemplo por no estar perpendiculares al eje de giro común a ambos ejes.

Figura Nº 3.7. Figura 3.2



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Cuando se ensambla un acoplamiento con defectos de faceado, se imponen esfuerzos a los ejes conectados que deforman su eje de giro, como por ejemplo: arquearlo.


El error de faceado (pandeo) de un acoplamiento puede ser determinado con el reloj comparador.

Eje doblado (pandeo)

Los puntos altos no están en el mismo lugar

Posición oblicua del cubo del acoplamiento (pandeo) Figura Nº 3.10. Figura 3.2


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Punto alto

0°

Punto bajo

90°

180°

270°

Figura Nº 3.11. Comprendiendo la lectura del reloj comparador para la determinación el error de centrado.

ERROR DE PASO DE UNIÓN. Si todos los dientes, pernos o segmentos de un acople no transfieran el mismo par como resultado de un error en el paso, el eje de mando resulta cargando con una fuerza transversal. Esa fuerza transversal es proporcional al par transferido por el acople. En la Figura N° 3.12. se demuestra con dos elementos de unión. En forma similar al error de faceado, el error de centrado de un acople puede ser determinado con un comparador.



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3.4. PIE FLOJO (SOFT FOOT). Unos de los problemas más prevalecientes en el alineamiento de la maquinaria rotativa puede atribuirse al problema de interferencia de la carcasa de la máquina con el plato – soporte. Cuando una máquina rotativa se monta en su base – estructura – plato de asiento y una o más de una de sus patas no está haciendo buen contacto en los puntos de asiento en la estructura. Esto puede atribuirse a estructuras alabeadas, a defectos similares en la carcasa, al maquinado defectuoso de las patas del equipo, al maquinado defectuoso del plato – soporte o a una combinación de un alabeado y una carcasa dispareja. A este problema comúnmente se le refiere como “pie flojo”. El pie flojo generalmente describe cualquier condición en la que exista un contacto deficiente entre las partes exteriores de las patas de la carcasa de la máquina y el lugar con el plato – soporte o estructura. Los problemas de pie flojo parecen ser peores en los platos – soportes prefabricados que en los platos – soportes fundidos. Un plato – soporte prefabricado esta normalmente hecho de secciones de canal, ángulos de acero, de tubería estructural o de vigas en L. Estas piezas se sueldan para construir la estructura. La posibilidad de cortar las piezas a 45° o 90° con exactitud y luego soldarlas es muy escasa, sin embargo, tampoco los platos – soporte fundidos están exentos de estos problemas. Incluso en los platos – soporte que hayan sido fundidos en arena y que las patas de las máquinas hayan sido maquinadas, es posible que durante el proceso de instalación la estructura haya sido distorsionada cuando se estaba posicionando en el pedestal de concreto introduciendo un problema de soft foot. Hay dos razones importantes por las que esto debe ser corregido: –

–

Dependiendo en que secuencia los pernos de anclaje se ajusten, la línea central de rotación puede cambiar a distintas posiciones provocando una frustración cuando se esté tratando de alinear la maquinaria. El ajuste de cualquier perno de anclaje que no esté haciendo buen contacto provocara en la carcasa de máquina una distorsión de los juegos y tolerancias prefijadas en componentes críticos.


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Variedad de condiciones que pueden existir: – – –

La maquinaria puede cabecear a través de las dos diagonales entre esquinas o pueden cabecear de extremo a extremo. Es común ver tres de las patas asentar bien y la cuarta no. Es posible que se tenga “filos de contacto” en el interior de la pata y que la parte exterior de esa pata presente una luz.

En cualquier problema que se use, hay seis problemas que se necesitan tratar: –

La mayoría de los problemas de pie flojo son situaciones de espacios no paralelos.

–

Una o más de una pata de la máquina puede no estar haciendo contacto si está o no paralela la pata al plato – soporte.

–

Es posible que se introduzca un ligero problema de pie flojo cuando se intente corregir el alineamiento añadiendo más lainas en un extremo de la carcasa de la máquina que en el otro.

– Puede producirse un alabeado térmico de la base o de la estructura de la máquina durante el funcionamiento que puede alterar los problemas de pie flojo observados cuando la máquina estuvo parada.



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CORREGIR ERRORES DE PIE FLOJO. – – – –

Aliviar o descargar todos los esfuerzos en la carcasa de la máquina y base – soporte. Verificar el cabeceo de la carcasa y medición de la luz alrededor de los pernos de anclaje. Corregir la soltura de pie. Verificar la corrección en la soltura de pie.

PASO 1: ALIVIR LAS TENSIONES EN LA CARCASA Y LA BASE SOPORTE. Si las máquinas han estado funcionando por un tiempo y hay lainas debajo de los pies y se sospecha que la soltura no ha sido corregida, retire todas las lainas existentes y asiente la carcasa en la base – soporte.



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Proceder a limpiar el lado inferior de cada pie y el lugar de contacto en la base. Retirar toda suciedad, oxido y lainas viejas de la parte inferior de los pies. De ser necesario utilice lija para limpiar las superficies debajo de los pies y en los puntos de contacto en la base – soporte.


Instalar los pernos de anclaje pero no los ajuste, tratar de centrar la carcasa de la máquina en los agujeros de sus pernos de anclaje y realice un alineamiento “grueso” de las unidades.

PASO 2: VERIFICACIÒN DE LAS CONDICIONES DE CABECEO DE LA CARCASA Y MEDICIÒN DE LA LUZ. Con los pernos de anclaje completamente desmontados, o muy sueltos en sus agujeros, verificar si la máquina pueda cabecear de esquina a esquina o de extremo a extremo o de lado a lado. De ser el caso, determinar que la caja de la máquina pueda acomodarse a la placa de base en la mejor posición. Sostener la máquina en esa posición con el “apriete manual” uno o más de los pernos y mida por los cuatro lados alrededor de ese perno. Después medir cuatro pernos alrededor de cada uno de los agujeros de los pernos restantes con un sistema de galga y registre las lecturas en cada punto.


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PASO 3: CORRECCIÒN DE LA SOLTURA DE PIE. Eliminar la “soltura de pie” de cada pie instalando lainas completas en forma de “U” (si se tiene una luz igual por los cuatro lados alrededor del agujero del perno) o si tiene una luz desigual construya una “escalera a manera de cuña” con las lainas en forma de “L” o “J” o con las lainas recortadas e instale la cuña especial bajo cada pie que necesite corrección.



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Si se tiene que construir una “escalera de lainas” con lainas en forma de “L”, “J” o recortadas, en lo posible tratar de mantener la forma de una laina en forma de “U” para facilitar la instalación de lainas juntas. Más adelante se podrán instalar adicionales bajo los pies para variar la altura o separación de la carcasa de la máquina cuando alinee. Si el paquete de lainas del pie flojo están agrupadas cuidadosamente en forma de “U”, fácilmente puede retirar el paquete de lainas del pie flojo y adicionar lainas en la parte inferior o superior del paquete y luego reinstalar el conjunto de lainas “entero” sin desordenar el paquete. Laina completa a la medida en U

Laina en J

Laina en U parcial

Laina en L

Laina en U parcial

Figura Nº 3.18. Figura 3.2las lainas de corrección bajo los pies, es bastante NOTA: Después de instalar

útil observar si la condición de soltura ha sido eliminada. Para hacer esto, ajustar inicialmente a mano un perno y luego con una llave tratar de ajustar completamente el perno. Si el perno se ajusta muy rápidamente la condición de soltura probablemente ha sido corregido. Pero si es necesario girar ¼ o ½ y los pies parecen no estar ajustados, la soltura probablemente subsiste; de ser así, vuelva a probar con otro paquete de lainas.


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Ejemplo de corrección de la soltura de pie.

Figura Nº 3.19. Figura ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO3.2

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PASO 4: VERIFICACIÒN DE LA CORRECCIÒN DE LA SOLTURA. La verificación para observar si la condición de soltura de pie ha sido eliminada puede hacerse por alguno de los siguientes métodos: – – – –

Método de pernos múltiples y de los indicadores múltiples. Método de pernos múltiples y de un indicador. Método del movimiento del eje. Método de un perno y un indicador.

La manera correcta para corregir la soltura del pie es asegurar que el contacto cruce completamente los ejes de coordenadas o axisas de cada uno de los agujeros de los pernos. Idealmente sería mejor conseguir un contacto anular total alrededor de cada agujero del perno, pero esto requiere la fabricación de lainas en cuña compuesta, lo que es bastante complicado.



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MATERIAL Y CARACTERÍSTICAS DE LAS LAINAS. Para alinear las máquinas en sentido radial o compensado, pueden suplementarse sus bases con chapas de bronce o aceros inoxidables. Estás se proveen en tamaños normalizados y espesores calibrados. No es aconsejable utilizar chapas galvanizadas, aluminio, u hojalata, ya que corren el riesgo de deterioro prematuro por el medio o intemperie. Los suplementos y la base deben estar perfectamente limpios, libres de rebabas. Las láminas de acero inoxidable se recomiendan que sean (AISI 304 o 403), y en Bronce estabilizado a deformaciones dinámicas según la norma ASTM 1330. Debe tener la misma forma de la superficie de contacto de la máquina. El espesor máximo de las lainas a usar es de 3mm o 1/8”, si es mayor se debe usar un bloque sólido de acero comercial con el fin de que no se presente el fenómeno de resorte y la alineación sea falsa.

Figura Nº 3.21. Espesores: 0.05 – 0.10 – 0.20 – 0.25 – 0.40 – 0.50 – 0.70 – 1 – 2 mm.


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3.5. FUERZAS EXCESIVAS PRODUCIDAS POR LAS TUBERÍAS O DUCTOS INSTALADOS. La tensión en las tuberías hace referencia a la tensión presente sobre la máquina ejercida por la tubería sobre el punto de acoplamiento entre ambas partes. Estas fuerzas pueden presentarse en cualquier dirección y pueden ser muy grandes. La máquina reacciona ante esta tensión deformándose, curvándose y fatigándose. Estas tensiones son transmitidas a la estructura mediante los tornillos de sujeción. Las fuerzas presentes pueden perturbar fácilmente el equilibrio de la máquina causando desviaciones en los ejes y como consecuencia desalineación. Se puede inferir fácilmente la magnitud de estas fuerzas si se está presente en la etapa de montaje de las cañerías y máquinas. Los operarios mecánicos utilizan puentes de grúa, diferenciales, y elevadores hidráulicos para posicionar un tubo lo suficientemente cerca como para que coincidan las bridas de sujeción, y luego utilizan los tornillos y tuercas para que las partes se junten. La distancia entre las partes queda finalmente reducida a cero y en una primera instancia pareciera que no hay desfases, pero en realidad puede ser que la tubería hubiera quedado varios milímetros fuera del punto de sujeción. La tensión en las tuberías es un factor supremo, y es uno de los más complejos de manejar porque no hay formas claras de determinar la cantidad y dirección de las fuerzas actuantes. Si la persona que debe alinear el equipo puede estar presente durante el montaje, ésta podrá predecir más fácilmente la forma en que se manifestarán las tensiones en las tuberías. Sin embargo, generalmente el encargado de la alineación llega al lugar una vez que el montaje ha terminado, de esta manera no es posible determinar dónde y cómo están presentes las tensiones con una simple inspección visual. La tensión en la tubería no es un dato que lo suministre el fabricante. Cada instalación merece una evaluación distinta. La tensión en las tuberías es un factor que queda a criterio de evaluación de quien tenga que realizar la alineación. Algunas personas prefieren ignorar este factor en una primera medición; debido a que la dirección de las fuerzas actuantes es desconocida, y


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entonces proceden a alinear la máquina normalmente. Luego una vez establecido el régimen de velocidad y temperatura nominal se mide la vibración. Si se registra un elevado nivel de vibración, se sospecha que puede haber un efecto debido a tensión en las tuberías, y por tanto es el momento de investigarlo. Existen tres métodos alternativos para evaluar la tensión. Uno de ellos es desconectar las bridas que unen la tubería a la bomba, lo que conlleva a drenar dicha tubería. La desalineación de las bridas cuando son desconectadas es un probable indicador de la tensión presente. Los comparadores monitorean el movimiento de la carcasa de la bomba cuando las bridas son tensadas nuevamente. Las lecturas del indicador son una confirmación de la tensión presente en la tubería. Los dos métodos siguientes no requieren de drenar la tubería. Uno implica quitar los tornillos que sujetan a la máquina y observar hacia donde se desplaza esta. Puede utilizarse un montaje con comparadores para monitorear este movimiento, pero por lo general el desplazamiento es muy perceptible. En muchas instalaciones se ha observado como la bomba se desplaza completamente respecto de sus perforaciones de montaje, con lo cual se comprueba no solo la tensión presente sino también que la máquina está siendo sujetada por la tubería. El último método alternativo es utilizar el montaje de los comparadores inversos. Los comparadores son observados mientras se aflojan los tornillos de sujeción de la máquina. Una medición de 0,05 mm o más no es aceptable. Estas pruebas determinan la presencia de tensión sobre las tuberías, y lo correcto es solucionarlo eliminándola completamente. Los operadores que realizaronel montaje de la bomba deben regresar y corregir las desviaciones. Algunas veces, sólo es necesario revisar y corregir los anclajes de la tubería pero otras veces se requiere cortar y soldar nuevamente.


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La mejor forma de trabajar con problemas de tensión sobre las tuberías es anticiparse al problema; es decir, prevenirlo. Una simple inspección visual durante el montaje es suficiente. Existen límites de tolerancias a la hora de realizar los acoplamientos entre las partes con sus bridas correspondientes, que deben ser respetadas. Otra acción preventiva es requerir que los comparadores no acusen variaciones superiores a 0,05 mm. durante el armado final de la tubería.

Figura Nº 3.22. Montaje de los comparadores para verificar variaciones de las tuberías. Luego de que el montaje ha terminado, una inspección visual puede dar como resultado una sospecha de tensión presente si existe alguna de las siguientes condiciones: –

Soportar tuberías rígidas y calientes lo más cerca de la bomba posible.

–

Tuberías largas que contienen fluidos pesados.

–

No se encuentran conectores de tuberías flexibles en la bomba.

En resumen, la tensión en la tubería, es generalmente la mayor causa de errores en la alineación de una bomba. Es particularmente difícil de manejar pues no se cuenta con indicadores directos de su existencia. Se debe inferir su presencia a partir de mediciones indirectas. No hay forma de compensarla mediante un offset. Debe ser corregida.


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ANOTACIONES. ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………


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IV. MÉTODOS DE ALINEAMIENTO DE EJES E INSTRUMENTOS DE MEDICIÓN. No hay un método o dispositivo de medición que pueda resolver todos los problemas que posiblemente existan en los diversos tipos de sistemas de transmisión de máquinas rotativas. El saber cómo ejecutar la medición de la posición del eje de una manera diferente permite verificar si los datos de la técnica inicial son válidos. Es importante comprender cada una de estas técnicas básicas de medición dado que todos los sistemas de medición del alineamiento existentes utilizan uno o más de estos métodos prescindiendo de los sensores de medición utilizados para obtener la información de la posición del eje. 4.1. MÉTODOS DE ALINEAMIENTO. A. Método de la regla / galgas. Consiste en comparar la posición de los acoples o los ejes poniendo sobre sus superficies una regla, que permita apreciar si hay luz entre los dos lados. Introducir aquí la galga con una cantidad tal de lainas que entre ajustado. Luego se suman los valores de las lainas que entraron.

Figura Nº 4.1. La valoración se realiza utilizando la galga de lainas; con el valor allí medido se corrigen la altura y la lateralidad, quitando o sacando lainas, o desplazando lateralmente. Para la angularidad o medida entre caras se introduce las galgas entre las caras del acople, realizando las comparaciones arriba-abajo (para la vertical), y derechaizquierda (para la horizontal). Si en las comparaciones existen


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diferencias, se realizan las correcciones mediante movimientos laterales y verticales que buscan igualar las medidas comparativas. Se comparan los valores arriba-abajo; si existe una situación como esta, deberá subirse la máquina móvil de la parte trasera. Igualmente se comparan derechaizquierda; para este caso se deberá mover la parte trasera de la maquina móvil hacia la izquierda.

Figura Nº 4.2.

Las desventajas de este método son referentes al error acumulado en las mediciones, entrando a jugar un papel determinante el estado del acople; una deformación será medida como un desalineamiento; además si el acople no es exactamente perpendicular al eje, también habrá un error que será más grande entre mayor sea su diámetro. En la mayoría de ocasiones, erróneamente se aplica este método realizando las correcciones por prueba y error. B. Método del reloj comparador. Método cara y periferia. Se utiliza aquí los mismos principios anteriores, pero se aprovecha la utilización de dosinstrumentosdeprecisiónparallevar a cabo una aplicación más organizada de los principios geométricos planteados al inicio.

Figura Nº 4.3.


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Método del dial invertido. Este es el método que garantiza los mejores resultados, y que paradójicamente es más fácil de aplicar sin ser el más utilizado. Igual que en el método anterior, se tendrá la máquina acoplada, aunque también se puede realizar con máquina desacoplada.

Figura Nº 4.4.


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COMPARACIÓN ENTRE LOS MÉTODOS. MÉTODO UTILIZADO CARACTERÍSTICAS

RADIAL - AXIAL

RADIAL - RADIAL

MONTAJE

Se dificulta por cuanto la luz de la mayoría de acoples no permite el ingreso de un comparador que mida axialmente.

Es más sencillo porque cada vástago soporta un comparador. Los kits comerciales que existen producen una deflexión mínima. Requiere que los comparadores queden distanciados axialmente para minimizar el error de la desviación angular.

CONFIABILIDAD DE LAS MEDIDAS

Si se aplica con máquina acoplada es buena pues se evita que los palpadores deslicen y lleguen a leer como desalineamiento algunos defectos como protuberancias, hendiduras, torceduras, etc.

Sucede lo mismo que el método radial-axial.

Relativa.

Aceptable.

Es comparativamente más engorroso. Se requiere demasiado cuidado en cada paso para lograr la misma precisión del otro método.

Aceptable, por la simplicidad de sus pasos y por la forma tan directa con que interpreta las mediciones para representar la situación real de la máquina.

PRECISIÓN

APLICABILIDAD

Por sus características el método radial – radial o de los comparadores inversos tiene mayor similitud con lo aplicado por los equipos láser de alineamiento.


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C. Método alineamiento láser. Sabiendo que la calidad de la alineación es determinante para la confiabilidad de la maquinaria rotativa, siempre se han tratado de hacer optimizaciones tanto en los procedimientos como en los elementos utilizados, con el propósito de garantizar mayor precisión. El factor más determinante en este proceso lo constituyó la introducción del rayo láser, por la empresa Alemana Prüftechnik Alignment Systems. El primer equipo de alineación láser del mercado, fue el Optalign, lanzado en 1984.

Figura Nº 4.5.

4.2. COMPARACIÓN DE MÉTODOS DE ALINEAMIENTO. – – –

Alineamiento con regla al ojo humano es limitada 1/10 mm (0.004”) no recomendable. Alineamiento con diales tiene una precisión de 1/100 mm (0.0004”) es decir 10 veces la de la regla. Alineamiento con láser tiene una precisión de 1/1000 mm (0.00004”).


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Figura Nº 4.7.

4.3. INSTRUMENTOS DE MEDICIÓN. Instrumentos básicos: – – – – –

Indicadores de dial. Reglas y cintas de estándares de medición. Galgas de láminas. Pie de rey. Micrómetro.

El uso de estos instrumentos es casi de “carácter obligatorio” para una persona que realice un trabajo de alineamiento.


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V.

TÉCNICAS DE PERIFERIA.

ALINEAMIENTO:

MÉTODO

CARA

Y

Este es un buen método a usarse en situaciones donde uno de los ejes de la máquina no puede rotarse, o es difícil la rotación de uno de los ejes de la maquinaria. NOTA: La lectura axial puede tomarse en el lado frontal o posterior del acoplamiento.

Figura Nº 5.1. 5.1. PASOS PARA REALIZAR EL MÉTODO DE PERIFERIA Y CARA. – – – – – – –

Montar los accesorios del indicador dial. Medir las dimensiones A, B,C. Registrar las lecturas que encontró. Determinar las posiciones (valores) verticales. Hacer las correcciones verticales. Hacer las correcciones horizontales. Medir de nuevo y anote los valores finales de la alineación.


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5.2. MONTAR LOS ACCESORIOS DEL INDICADOR DIAL. Para montar los accesorios debe seguir los siguientes pasos: 1. Con el acoplamiento regulable, monte la instalación fija al árbol fijo o al eje del acoplamiento. 2. Extienda una varilla a través del acoplamiento. 3. Gire la instalación fija a 12:00 en punto. 4. Una el indicador dial a la cara. El embolo del indicador del dial se debe centrar para el recorrido del borde o periferia. El embolo del indicador del dial se debe centrar para el recorrido positivo y negativo igual.

5.3. PRECAUCIONES DE MONTAJE DE LA INSTALACIÓN FIJA. Independiente del hardware especifico que es utilizado, las precauciones siguientes deben ser observadas: – Nunca conectar el accesorio a la parte flexible del acoplamiento. – Maximizar la distancia del barrido del indicador del dial de la cara para la geometría de la máquina que es alineada. Si el dial de la cara entra en contacto con la cara del acoplamiento directamente, asegure que el embolo del indicador contacte cerca del borde externo del acoplamiento. – Asegurarse que las instalaciones fijas se monten en una posición donde la rotación sea posible. Es deseable tener una rotación de 360 grados. – Antes de obtener medidas de la alineación, determinar la holgura de la barra del indicador (SAG) del dial de la cara y del dial de la periferia y asegure las lecturas del indicador del dial que sean válidas y repetibles.


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5.4. MIDIENDO LAS DIMENSIONES A, B, C.

Figura Nº 5.2. Para medir Dimensiones A, B, C, seguir los siguientes pasos: –

La dimensión “A” es el diámetro de contacto de la cara por la que el indicador va a girar. La dimensión “A” debe ser un poco menor que del diámetro del acoplamiento.

–

La dimensión “B” es la distancia del indicador de la periferia al centro delantero del perno del pie. Esta dimensión se mide paralelo al árbol.

–

La dimensión “C” es la distancia entre el centro del tornillo delantero y el centro del tornillo trasero. Esta dimensión se mide paralelo al árbol.

5.5. OBTENIENDO LECTURAS. Para obtener un conjunto completo de lecturas, realice los siguientes pasos: 1. Rotar los indicadores del dial a 12:00.


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2. Fijar el indicador del dial del borde o periferia al valor positivo de la holgura (SAG). 3. Poner el indicador del dial de la cara en cero. 4. Registrar la posición de ambos diales en 12:00 5. Girar los indicadores a las 3:00. 6. Determinar y registre la lectura en ambos diales. 7. Girar los indicadores a las 6:00. 8. Determinar y registre la lectura en ambos diales. 9. Girar los indicadores a la 9:00. 10. Determinar y registre la lectura en ambos diales. 11. Girar los indicadores a las 12:00 y asegúrese de que ambos diales regresen a su posición original.

Figura Nº 5.3.


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5.6. MIDIENDO E INTERPRETANDO EL DESALINEAMIENTO VERTICAL. Para medir el desalineamiento vertical, realizar los pasos siguientes: 1. Rotar los indicadores a las 6:00.

Figura Nº 5.4. 2. Poner el indicador de cara en cero (0). 3. Fijar el indicador del dial del borde al valor de la holgura (SAG). 4. Girar ambos arboles a 12:00. 5. Registrar los valores del indicador del dial del DIR y del DIF. Para determinar el desalineamiento paralelo y el desalineamiento angular de la lectura del dial a las 12.00, utilice las reglas siguientes:


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5.7. MIDIENDO ZONTAL.

E

INTERPRETANDO EL

DESALINEAMIENTO

HORI-

Para medir el desalineamiento horizontal, realice los siguientes pasos: 1. Rotar los indicadores a las 9:00.

Figura Nº 5.5. 2. Fijar ambos indicadores en cero. 3. Rotar ambos arboles a las 3:00. 4. Registrar los valores del indicador del dial de DIF y de DIR. Para determinar la desviación y el ángulo de las 3:00 TIR, utilice las siguientes reglas:


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5.8. CÁLCULO DE “PATAS”.

LA POSICIÓN DELANTERA Y TRASERA DE LAS

Di me nsi ón “A ”

Figura Nº 5.6. Cálculo delantero:

Cálculo trasero:

1. Los valores positivos significan que las patas están muy altas, deben de retirarse lainas. 2. Los valores negativos significan que la pata está muy baja, se deben agregar lainas.


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5.9. PRECAUCIONES PARA EL CÁLCULO DE BORDE-CARA. 1. Asegurarse que los indicadores de dial del borde y de la cara se determinen correctamente antes de realizar cálculos. 2. Tener cuidado de no cometer errores matemáticos al operar números o los valore registrados. 3. Observar los paréntesis en las ecuaciones. Realizar las operaciones del paréntesis primero. 4. No cometer errores humanos que sustituyan valores verdaderos en las ecuaciones. 5. Asegurarse de que las dimensiones A,B,C sean exactos y usados apropiadamente en las ecuaciones.


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VI. EL RELOJ COMPARADOR. El reloj comparador es un instrumento de precisión utilizado para medir, en condiciones estáticas, la posición relativa entre dos elementos. Funciona por un palpador o pistoncillo que se mueve a lo largo de una guía; cuando entra hacia el cuerpo del comparador mide valores positivos y cuando sale mide valores negativos, los cuales son leídos por la indicación de una aguja sobre una escala graduada con precisión hasta media milésima de pulgada (0.0005”). En la parte interna del círculo de la escala graduada existe otra pequeña escala para contabilizar giros completos en los casos en que los valores a medir sea grandes. 6.1. PARTES DE UN RELOJ COMPARADOR.

Figura Nº 6.1.

1 2 3 4 5 6

Palpador. Eje Cremallera. Vástago de sujeción. Aro. Carátula. Aguja principal.

7 8 9 10 11

Aguja cuenta vueltas. Indicador de tolerancias. Bloqueador o fijador de carátulas. Caja y tapa. Mica protectora.


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6.2. REGLA VÁLIDA. Debido a la geometría de la medición alrededor de la circunferencia de un eje, emerge un patrón al cual comúnmente se le refiere como la REGLA VÁLIDA. La validez de la Regla establece que cuando se toman las dos mediciones a 90° a cada lado del punto definido como “cero”, sumados estos, serán igual a la medición tomada 180° tomada desde el punto “cero”.

Figura Nº 6.2. Verificación y veracidad lecturas tomadas.

Figura Nº 6.3.

La suma algebraica debe cumplirse, de lo contrario proceda a verificar: – Rigidez del montaje. – Revisar que el pin del comparador este leyendo en todo su recorrido. – Que el sistema donde está montado el comparador, o este mismo no esté siendo golpeados por algún elemento durante su recorrido.


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En los siguientes ejemplos de la validez de la Regla, todas las reglas inferiores son el resultado de la suma de los lados.

(T) + (B) = (L) + (R)

La regla válida es importante por dos razones:

(0) + (-8) = (14) + (+6) -8=8

Figura Nº 6.4.

Para asegurar que se están obteniendo mediciones precisas cuando se miden las posiciones de desalineamiento de los ejes de las máquinas, de lo contrario los siguientes movimientos se harían en base a mediciones imprecisas. No será necesario rotar toda la vuelta para determinar la posición de las líneas centrales de los ejes. Si se toman tres mediciones en un arco de 180°, se puede determinar cuál sería la otra lectura sin necesidad de medir en esa posición. Esto es muy importante en equipos con restricciones físicas que impiden recorrer todo el circuito completo (guardas de los soportes, líneas de lubricación, etc.).


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De hecho, posible determinar la posición de las líneas centrales de los ejes en un recorrido de menos de 180°. Este tipo de mediciones son llamadas lecturas de “arco parcial”. Sin embargo, hay imprecisiones inherentes cuando intenta determinar las posiciones de las líneas centrales partiendo de las lecturas de un “arco parcial”.

6.3. LAS MEDICIONES SE TOMAN A INTERVALOS DE 90°. En los equipos rotativos montados horizontalmente los ajustes se hacen a la carcasa de la maquinaria para alinear los ejes en dos planos, el plano de arriba abajo (ejemplo movimiento lateral). Los ajustes verticales que se hacen a las carcasas de la maquinaria rotativa están basados en las mediciones hechas a las 12 y 6 en punto. Los ajustes laterales que se hacen a las carcasas de la maquinaria rotativa están basados en las mediciones hechas a las 3 y 9 en punto. En las máquinas orientadas verticalmente, sin embargo, es obvio que no hay parte superior e inferior. En este caso, debe determinarse cuáles serán los planos de movimiento-traslación en la carcasa de las máquinas y obtener las medidas en esos planos.

Figura Nº 6.5.


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6.4. DEFLEXIÓN DEL SOPORTE DEL RELOJ COMPARADOR (Sag). Siempre que se use soportes mecánicos e indicadores de dial para medir las posiciones de los ejes, la flecha del soporte / barra (Sag) debe de medirse y, lo más importante, compensarse. El tramo de barra es una viga en voladizo que se pandea por su propio peso y por el peso del dispositivo que está sujeto en el extremo de la barra, debido a la fuerza gravitacional de la tierra. La flecha del soporte de fijación es un fenómeno que no solo afecta a las mediciones radiales / circunferenciales, sino que afecta también a las mediciones axiales. Intentar alinear la maquinaria basado en mediciones que no han sido compensadas producirá un cambio de lainas incorrecto en el intento de rectificar el desalineamiento vertical. Este es uno de los errores típicos de las personas que alinean máquinas rotativas.

Figura Nº 6.6.


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Factores que afectan la cantidad de luz o pandeo que se tendrá en toda disposición de soporte mecánico: –

La cantidad de peso en voladizo (el peso de la barra más el peso del indicador en el extremo de la barra).

–

El largo de la barra.

–

La rigidez del largo de la barra.

–

La fuerza de la abrazadera del soporte al eje.

Normalmente cuando se va a alinear una máquina rotativa, hay varias cosas que no sabe hasta que instale el sistema de medición en los ejes. No tiene datos sobre los diámetros de los ejes en los que se sujetaran los soportes, ni sabe cuál es la altura o la luz que necesita estar la barra desde el punto de contacto en cada eje, ni conoce la distancia eje a eje. Al tomar mediciones de alineamiento siga el siguiente procedimiento para medir y compensar la flecha del soporte: –

Instalar el soporte, barra espaciadora e indicador en la maquinaria que se está alineando.

–

Tomar una seria de mediciones de eje a eje y registrar los datos. Estos serán referidos como las mediciones de “campo”.

–

Desmontar el conjunto sujetador, barra espaciadora, indicador; hacerlo cuidadosamente para no alterar la longitud de la luz de la barra, la configuración de la barra y distribución del sujetador. Usar el mismo indicador que uso para medir las lecturas.

–

Buscar un tramo de tubo rígido y una barra de longitud suficiente para poner el sujetador. Tratar de seleccionar un pedazo de tubo rígido con un diámetro


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cercano al del eje donde el

sujetador ha sido instalado cuando midió

posiciones eje a eje. –

Poner el indicador en la posición superior y asegúrese de que el vástago tenga precarga de parte de su carrera y ponga a cero el indicador.

–

Sujetar el conjunto en la posición horizontal y rote todo el tubo-soportebarra-indicador dial a través de arcos de 90° y anote las lecturas en cada posición (particularmente la de la parte inferior) y registre lo que observa. Estas son referidas como las lecturas de “flecha”. Usualmente las lecturas en cada uno de los lados son la mitad de las lecturas en la parte inferior y todas las lecturas tienen un valor negativo (comúnmente pero no siempre).

–

Calcular que las lecturas hubieran sido registradas, si hubiera usado un soporte que no tuviera flecha o pandeo. Estas están referidas como lecturas compensadas.

Ejemplo de compensar la fecha SAG del soporte. Si se calibra CERO a la lectura superior entonces sumar 2 x Sag a la lectura inferior.


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Figura Nº 6.7.


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Si se calibra CERO a la lectura inferior entonces restar 2 x Sag a la lectura superior.

Figura Nº 6.8.


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Resolver: ¿Cuánto son las medidas compensadas, si se calibra CERO a la lectura inferior?

Figura Nº 6.9.


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¿Cuánto son las medidas compensadas, si se calibra CERO a la lectura superior?

Figura Nº 6.10.


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6.5. LAS LECTURAS CIRCUNFERENCIALES (RADIALES) SON EL DOBLE DE LA CANTIDAD DE DESPLAZAMIENTO O DESCENTRADO (OFFSET). Siempre que las mediciones se tomen a 180° alrededor del perímetro de un eje o cubo del acoplamiento, el valor medido es el doble de la cantidad del desplazamiento entre las líneas centrales. Siempre que las mediciones se tomen a 180° alrededor del perímetro de un eje o cubo del acoplamiento, el valor medido es el doble de la cantidad del desplazamiento entre líneas centrales como se muestra en la figura. Este hecho de las medidas debe tomarse en cuenta cuando se calculan los movimientos vertical y horizontal de la maquinaria y se aplica a todos los métodos de medición de INDICADOR DEL DIAL. Se aplica a las lecturas radiales obtenidas por el método axial-radial, pero las lecturas axiales se toman al valor axial leído (NO SON EL DOBLE DEL VALOR).

Figura Nº 6.11. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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6.6. FACTORES QUE INFLUYEN EN LA EXACTITUD DE LOS RELOJES COMPARADORES. Hasta el advenimiento de los sistemas láser de alineamiento, lo relojes comparadores habían probados capacidad para hacer resultados de alineamiento precisos. Sin embargo, estos son susceptibles a ciertos factores que pueden comprometer la precisión.

Figura Nº 6.12.

Deflexión del soporte del comparador: Debe medirse siempre antes de que se realicen las lecturas de alineamiento, no importa que tan sólido parezca el soporte. Fricción interna / histéresis: Algunas veces el reloj debe golpearse para que la aguja indique su valor final (el cual puede no ser el correcto).


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Resolución 1/100 mm: Hasta 0.005 mm de error puede darse en cada lectura, hasta un total de 0.04 mm de error en valores pueden acumularse para los cálculos. Este puede fácilmente ser confundido muchas veces que se obtienen resultados de los acoples o en las patas. Errores de lectura: Error humano simple que pueden ocurrir con frecuencia cuando los relojes son leídos bajo condiciones de estrechez, cansancio y condiciones severas de trabajo. Juegos en las uniones mecánicas: Las solturas pequeñas no se notan, pero producen grandes errores en los resultados. Inclinación del reloj: Este puede no haber sido montado perpendicularmente a la superficie de medición por lo que parte de la lectura de desplazamiento se pierde. Juego axial del eje: Puede afectar las lecturas en la cara del acople tomadas para medir angularidad a no ser que se monten dos relojes axialmente. Estas consideraciones incrementan el esfuerzo y riesgo de error en las mediciones de reloj.


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VII. ACOPLAMIENTOS. Los acoplamientos son los elementos diseñados para transmitir potencia de una máquina conductora a una conducida que permiten según su función, una adaptación a pequeñas desalineaciones, amortiguar vibraciones, dilataciones técnicas, movimientos axiales de los ejes y la facilidad del montaje y posterior mantenimiento de la máquina.

Figura Nº 7.1. Las funciones de un acoplamiento son: – – – – – – – – 

Admitir cantidades limitadas de desalineación angular y paralelo. Transmitir potencia. Asegurar que no haya pérdida de lubricante de la caja de grasa del acoplamiento a pesar del desalineamiento. Fácil de instalar y desmontar. Aceptar choque torsional y amortiguar la vibración torsional. Minimizar las cargas laterales en los cojinetes debido al desalineamiento. Admitir el movimiento axial de los ejes (extremo flotante). Permanecer rígidamente sujeto al eje sin ocasionar daños o frotación al eje Mantener temperaturas estables.


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–

–

Capacidad de funcionar bajo condiciones de desalineamiento (algunas veces severas) cuando el equipo eventualmente asuma su posición normal de operación. Proporcionar aviso de falla y protección contra sobrecarga para prevenir una rotura temprana del acoplamiento.

7.1. CLASIFICACION DE LOS ACOPLAMIENTOS.

Figura Nº 7.2. 7.2. ACOPLAMIENTOS RÍGIDOS. Utilizados en sistemas con pequeños desalineamientos y en situaciones donde las potencias altas se transmiten de eje a eje o en aplicaciones de bombas verticales donde uno de los cojinetes del tren motriz soporta el peso(empuje) de la armadura y de los rotores de la bomba. Las tolerancias de desalineamiento para los acoplamientos rígidos son las mismas que las aplicadas para las condiciones de “runout” en ejes individuales. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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7.3. ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES. Especificaciones de un acoplamiento flexible: – – – – – – – –

Velocidad y potencia nominal. La potencia-torque máximo, a la máxima velocidad (expresado en HP/RPM). Capacidad de desalineamiento: paralelo, angular, y las combinaciones. ¿Puede el acoplamiento aceptar la cantidad requerida de desalineamiento cuando los ejes están fríos durante el arranque sin que falle? Flexibilidad torsional. Límites de rango de temperatura. El torque requerido de arranque y de funcionamiento. El diámetro de los ejes y la distancia entre ambos ejes.

7.4. DISEÑOS DE ACOPLAMIENTOS MECANICAMENTE FLEXIBLES. 7.4.1. – – – –

ACOPLAMIENTOS DE CADENA.

Capacidad: hasta 1000 HP, a 1800 RPM. Máxima velocidad: hasta 5000 RPM. Agujeros de ejes: hasta 8” (200 mm aprox.). Espacio entre ejes: determinado por el ancho de la cadena, generalmente de 1/8” a 1/4” (3 a 6 mm aprox.).

VENTAJAS: – Fácil de desmontar y montar. – Poco número de partes.

Figura Nº 7.3.

DESVENTAJAS: – Velocidad limitada debido a la dificultad de mantener los requerimientos de balanceo. – Requerimiento de lubricación. – Admite desplazamiento axial limitado.


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7.4.2. – – – –

ACOPLAMIENTOS DE ENGRANAJES.

Capacidad: hasta 70000 HP. Máxima velocidad: 50000 RPM. Agujeros de ejes: hasta 30” (750 mm aprox.). Espacio de ejes: hasta 200” (5000 mm aprox.).

VENTAJAS: – Admite libre movimiento axial. – Capacidad de trabajar a velocidades altas. Figura Nº 7.4. – Bajo peso en voladizo. – Buenas características de balance con ajustes apropiados y con la curvatura del perfil en la punta del diente. DESVENTAJAS: – Requiere lubricación. – Temperatura de operación limitada debido al lubricante. – Dificultad para calcular las fuerzas y momentos de reacción de rotores de maquinaria, ya que los valores del coeficiente de fricción entre los dientes del engranaje varían considerablemente.

7.4.3. – – – –

ACOPLAMIENTOS TIPO GRILLA.

Capacidad: hasta 70000 HP. Máxima velocidad: 6000 RPM. Agujeros de ejes: hasta 20” (500 mm aprox.). Espacio de ejes: hasta 12” (300 mm aprox.).

VENTAJAS: – – –

Fácil de montar y desmontar. Larga historia de aplicaciones exitosas. Torsionalmente suave. Figura Nº 7.5.


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DESVENTAJAS: – Requiere lubricación. – Limitación de temperatura. – Limitación de velocidad.

7.4.4. – – – –

ACOPLAMIENTOS TIPO REX – OMEGA.

Capacidad hasta 67000 HP pero varia ampliamente con el diseño. Máxima velocidad: aproximadamente 5000 RPM. Agujero de eje: hasta 30” (75 cm aprox.). Espaciado de ejes: hasta 100”.

VENTAJAS: – – – –

Desgaste mínimo del acoplamiento. Actúa como amortiguador y aislador de la vibración. Es torsionalmente suave. Acepta algún movimiento axial y amortigua la vibración axial.

DESVENTAJAS: – Limitado en desplazamiento axial y oscilación. – Los requerimientos del espaciamiento entre ejes son generalmente más estrictos que otros tipos de acoplamientos. – El desalineamiento excesivo transmitirá altas cargas a los ejes.

Figura Nº 7.6.


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7.5. LUBRICACIÓN DE ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES. Dos métodos utilizados para la lubricación de acoplamiento: – De una sola carga. – De alimentación continua. Los problemas que pueden producirse en los acoplamientos engrasados por cargas son: –

Pérdida de lubricante debido a fugas en: los sellos de lubricación, los canales de las chavetas, las caras de las bridas hermanadas, los tapones de llenado.

–

Calor excesivo generado en el acoplamiento por la lubricación deficiente, desalineamiento excesivo o por la pobre disipación del calor dentro de la guarda del acoplamiento el cual reduce la viscosidad y acelera la oxidación.

–

Lubricación inadecuada.

7.6. ESQUEMA DE SELECCIÓN.


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7.7. MÉTODO DE SELECCIÓN POR FACTORES DE SERVICIO. Los factores de servicio llevan en consideración: – – – – – – –

Tipo de accionamiento. Tipo de servicio. Clasificación de carga (uniforme, choques moderados o choques fuertes). Tiempo diario de trabajo. Frecuencia de partidas. Temperatura ambiente. Aceleración de masas.

7.7.1. FACTORES DE SERVICIO SON AGRUPADOS EN 4 FACTORES BÁSICOS: F1 – Considera el tipo de máquina accionadora y de la máquina accionada, la clase del accionamiento y de la máquina, tipo de carga, masa a ser aceleradas y tipo de servicio. F2 – Considera el tiempo diario de operación (hora/día). F3 – Considera la temperatura ambiente (°C). F4 – Considera la frecuencia de partidas (partidas/hora).

Fs = F1 x F2 x F3 x F4


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Donde: Meq = torque o momento equivalente [Nm]. Mmax = torque o momento máximo del acoplamiento [Nm]. N = potencia del accionamiento [kW] o [HP]. n = rotación del trabajo del acoplamiento [rpm].

C=

9550 para potencia en kW. 7030 para potencia en HP.

7.8. CONDICIONES DE BALANCEO. –

El grado de balanceo usual es el G 16 de acuerdo con la norma ISO 1940.

–

Para velocidad periférica mayor que 25 m/s, recomendar un mínimo balanceo dinámico conforme ISO 1940 G = 6,3.

V = [m/s]. π = 3,1416. D = diámetro externo del acoplamiento seleccionado [mm]. n = rotación de trabajo del acoplamiento [rpm].


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ANOTACIONES. I.

……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ……………………………………………………………………… ………………………………………………………………………

VIII. TECNOLOGÍAS LÁSER PARA ALINEAMIENTO. ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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Sabiendo que la calidad de la alineación es determinante para la confiabilidad de la maquinaria rotativa, siempre se han tratado de hacer optimizaciones tanto en los procedimientos como en los elementos utilizados, con el propósito de garantizar mayor precisión. Las ventajas más importantes del alineamiento Láser son: – – – – – –

Precisión de alineamiento 10 veces superior, ya que ofrece una resolución de 1µm. Los valores medidos son adquiridos pulsando una tecla, sin necesidad de lectura y registro o ingreso manual de datos. Lectura directa del desplazamiento del acople y de los valores de corrección para los apoyos. Montaje simple, en breve tiempo. No hay barras mecánicas de medida, y por lo tanto no hay desplazamientos por gravedad (masa). Medida sobre distancias largas (importante con acoplamientos voluminosos y con ejes intermedios).

LÁSER significa Light Amplified by Stimulated Emisión of Radiation (Luz Amplificada por Emisión Estimulada de Radiación). Para su entendimiento, son claves los siguientes conceptos: – –

Fotónica: Campo de la electrónica que se refiere a elementos semiconductores que emiten y detectan energía. Semiconductores: Normalmente son cristales “impuros” de silicio, que contienen otros elementos tales como fósforo (tipo “n” debido a sus 5 electrones en su último nivel), o boro (tipo “p” debido a sus 3 electrones en su último nivel). Dependiendo de ciertas condiciones, los semiconductores pueden actuar como aislantes o como conductores.

Los detectores láser son fotodiodos semiconductores capaces de detectar radiación electromagnética (luz) en un rango entre 350 a 1100 nm. Cuando la luz impacta la superficie del fotodiodo, se produce una corriente eléctrica. La mayoría de fabricantes de equipos láser de alineación utilizan detector de 10mm x 10 mm, y algunos utilizan uno de 20mm x 20 mm. Algunos fabricantes


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utilizan fotodiodos bicelda (unidireccional), o celda-cuadrante (bidireccional) para detectar el rayo láser. Cuando la luz impacta el centro del detector, las corrientes salientes de cada celda son iguales. Cuando el rayo se mueve a través de la superficie del fotodiodo, ocurre un desbalance de corriente indicando la posición desfasada del rayo. LED significa Light Emitting Diode (Diodo Emisor de Luz). Todos los diodos emiten alguna radiación electromagnética cuando son polarizados directamente. Cuando la corriente directa alcanza cierto nivel, llamado el punto umbral (límite), ocurre la acción láser en el semiconductor. Los diodos de galio – arseniuro – fosfuro emiten mucha más radiación que los diodos de silicio, y son normalmente utilizados en sistemas láser con uniones de diodos semiconductores. Los fotodiodos son aquellos diodos que responden cuando están expuestos a la luz (radiación electromagnética). Los diodos de silicio responden muy bien a la luz y se utilizan normalmente para detectar la posición de la luz, cuando esta impacta la superficie del diodo.

Figura Nº 8.1. Los dos principales principios de medición son el del láser reflejado, y el del láser directo. En el láser reflejado, el rayo viaja hasta un elemento reflector, ubicado firmemente mediante abrazaderas al eje de la máquina que se designa inicialmente como móvil. Al regresar e impactar el detector, permite medir la posición relativa de la máquina móvil; al girar el conjunto, en


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el detector se formará una figura geométrica relacionada con el tipo y la magnitud del desalineamiento entre las dos máquinas.

Figura Nº 8.2.

Figura Nº 8.3.

Las cabezas emisora y receptora realizan el papel de los comparadores de carátulas con la inmensa ventaja de que no producen SAG para ninguna distancia (vienen para más de 10 metros entre cabezas). Adicionalmente se


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manejan señales microprocesadas con una altísima precisión. Para el tipo de equipo como el de las Figuras Nº 8.2. y 8.3., las señales de las mediciones son llevadas mediante un cable de comunicación a un microcomputador en el que se ingresan los datos de distancias entre cabezas y de estas a las patas de la máquina móvil; en un instante un programa interno calcula las correcciones necesarias mostrándolas en un gráfico. Hoy en día la tecnología ha desarrollado la transmisión de señales sin cable, sino por emisión inalámbrica (radiofrecuencia, infrarroja, bluetooth). Mientras anteriormente el rayo láser era invisible y se requería un accesorio detector para enfocar el rayo en el receptor, hoy en día es visible facilitando mucho más el proceso de montaje. El tipo de rayo utilizado es inofensivo y no produce riesgo alguno a quienes lo operan. Ofrecen funciones avanzadas como: – – – – –

Detección de pata coja. Alineamiento de máquinas verticales. Alineaciones geométricas como rectitud, planitud, concentricidad, paralelismo. Diagrama en tiempo real: Permite “ver” en pantalla los movimientos de corrección para llegar justo donde se necesita. Barridos angulares mínimos, para utilizar en máquinas donde no es posible realizar el giro completo de las máquinas. Aquí la precisión máxima se garantiza si se cuenta con la posibilidad de medición continua, es decir, de cientos de puntos, en lugar de los 3 o 4 habituales.

8.1. PRINCIPIO DE MEDICIÓN. Sistema óptico láser para medir el estado de alineamiento, con; 1. 2. 3. 4.

Emisor láser con su detector incluido. Prisma (reflector). Sistema de sujeción a cadena. Inclinómetro.


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El generador Láser que se monta en la máquina estacionaria con un sistema autocentrante de fijación a cadena, emite un haz Láser hacia un prisma montado en forma similar en el eje de la máquina a ser alineada. El prisma refleja el haz hacia el generador donde alcanza un detector de cuadrantes.

Figura Nº 8.4. Si los ejes están algo desalineados entre sí, el haz láser es reflejado y alcanza al detector en un punto desplazado del centro de sus coordenadas. Ese desplazamiento es medido en coordenadas X e Y con una resolución de 1 micra. Cuando la distancia entre el generador y el prisma se incluye en el cálculo, la posición geométrica espacial de los ejes puede ser calculada en función de los desplazamientos según X e Y.

8.2. EQUIPO DE MEDIDA. El equipo de medida para el alineamiento consiste de: – – –

El generador láser y el detector. El prisma (reflector). Un dispositivo de fijación autocentrante a cadena para el generador y el prisma.


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– – –

Uno o dos inclinómetros para mediciones angulares. Una interface entre el generador y la instrumentación de medida. El instrumento de medida.

Figura Nº 8.5.


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8.3. DETERMINANDO EL ERROR DE ALINEAMIENTO Y LOS VALORES DE CORRECCIÓN. El procedimiento de alineación con un sistema óptico laser se divide en una serie de etapas: MONTAR EL GENERADOR LASER Y EL PRISMA. Durante el montaje deben seguirse estrictamente las indicaciones incluidas con el equipo. En la condición ensamblada, la disposición del conjunto debería resultar similar a la figura mostrada.

Figura Nº 8.6.


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INGRESAR LAS DIMENSIONES DE LA MÁQUINA. Como lo demuestra la figura ingresar datos dimensionales para permitir el cálculo de los desplazamientos del acople, y la corrección en los apoyos, partiendo de los valores medidos adquiridos.

Figura Nº 8.7. Dimensiones de la máquina ser integradas al instrumento de medida: -

Distancia entre el generador y el prisma. Distancia entre el generador Laser y el apoyo más cercano de la máquina. Distancia entre los apoyos de la máquina. Distancia entre el plano central del acople y el prisma. Diámetro de acople.

ADQUISICIÓN DE LOS VALORES MEDIDOS. Mirando desde la máquina a ser alineada hacia la estacionaria (o el generador Láser) los ejes son rotados a las posiciones de reloj 9, 12, 3, y, si fuera posible a la posición 6, en secuencia. En cada posición los valores son medidos y almacenados en el instrumento.


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Es importante que los ejes se posicionen precisamente con el inclinómetro.

Figura Nº 8.8.

Si los ejes solo pueden ser girados en tres de las cuatro posiciones por causa de restricciones de espacio, el instrumento de medida calcula los valores faltantes de los valores adquiridos en las otras tres posiciones. CÁLCULO DEL DESPLAZAMIENTO DEL ACOPLE Y VALORES DE CORRECCIÓN DE LOS APOYOS. La calidad del alineamiento de las máquinas se evalúa por el desalineamiento del acople. Para ayudar a decidir si una condición de alineamiento requiere ser mejorada, los instrumentos modernos de alineamiento Láser calculan él: – –

Desalineamiento paralelo, vertical y horizontal. Desalineamiento angular vertical y horizontal.

del acople, partiendo valores medidos en los ejes, tornando en cuenta las dimensiones de la máquina. Esos valores de desalineamiento no deben exceder las tolerancias permitidas.


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Figura Nº 8.9. VALORES DE CORRECCIÓN DE APOYOS. Si el desalineamiento del acople está fuera de tolerancias, debe corregirse el alineamiento de la máquina. A ese fin los instrumentos de alineación proporcionan valores de corrección para cada apoyo indicando la magnitud y el sentido en que debe moverse la máquina.

Figura Nº 8.10. RECORDAR ESTAS REGLAS:  Valores positivos están por encima o alejados del observador.

Figura Nº 8.11. Alineación vertical.


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–

Valores negativos están por debajo o hacia el lector.

Figura Nº 8.12. Alineación horizontal.

MOVIENDO LA MÁQUINA. Al proceder a ajustar la posición de la máquina, se recomienda que el ajuste vertical sea hecho en primer término hacia arriba (usando herramientas de suspensión adecuadas) y hacia abajo, si la máquinas requiere bajarse, como es caso frecuente y luego se haga el ajuste horizontal.

Figura Nº 8.13.

MEDIDA DE VERIFICACIÓN, AJUSTE FINO. Cuando se ha completado el ajuste de posición, el estado de alineamiento obtenido deberá ser evaluado mediante un nuevo ciclo de medidas, y comparando a las tolerancias.


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IX. ALINEAMIENTO DE POLEAS. 9.1. CONTROLES DEL MANTENIMIENTO PREVENTIVO. La parada de la máquina y la inspección cuidadosa. Después de realizar estos controles, las transmisiones por fajas podrán mantener su eficiencia de funcionamiento con seguridad.

Figura Nº 9.1. – Siempre cortar la energía de entrada a la transmisión. Asegurar con candado la caja de control y coloque una etiqueta con un aviso:"Desconectado para el Mantenimiento. No conectar la energía y deberá incluir una señal de peligro. – Cerciorarse de que la energía esté cortada o apagado para la toda la transmisión. – Realizar una prueba para cerciorarse de que todo el circuito eléctrico ha sido apagado. – Poner todos los componentes de la máquina en una posición segura. – Cerciorarse de que los componentes móviles estén trabados o estén en una posición segura. – Retirar la guarda y revíselo para saber si hay daño. Compruebe para saber si hay muestras del desgaste o del rozamiento contra los componentes de la transmisión. Limpie la guarda y si es necesario realinearlo para evitar rozamientos. – Revisar la faja para saber si hay desgaste o daño. Reemplace si es necesitado.


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– Revisar las poleas para saber si hay desgaste y desalineamiento. Substituya las poleas si está gastado. – Revisar otros componentes de la transmisión tales como cojinetes, ejes, montajes del motor y polines de tensado. – Examinar el sistema de la línea a tierra (si es utilizado) y substituya los componentes si es necesario. – Comprobar la tensión de la faja y corrija el tensado si es necesario. – Volver a inspeccionar la alineación de la polea. – Volver a instalar la guarda o el protector de la faja. – Volver a conectar la energía de encendido y ponga en marcha la transmisión. – Mirar o revisar cualquier inusual funcionamiento o poner atención a cualquier ruido inusual. – Deberán ser revisados las fajas y las poleas con detenimiento para descartar: o Deformación del perfil del canal de la polea. o El perfil de la faja debe corresponder al perfil de la polea. o Desgaste de la faja.

Figura Nº 9.2. En las poleas gastadas la faja ingresa por debajo del diámetro exterior. FAJA NUEVA

OK!

FAJA GASTADA

Errado!


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Figura Nº 9.3. Verificando el estado de la polea con la ayuda de la plantilla de perfiles para faja en “V”. 9.2. ALINEAMIENTO DE POLEAS. Se presentan dos tipos de desalineamiento: – –

Desalineamiento paralelo. Desalineamiento angular.

ANGULAR EN VERTICAL

ANGULAR EN HORIZONTAL

PARALELO

Figura Nº 9.4. Tipos de desalineamiento de poleas.


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9.3. ALINEAMIENTO CON LA REGLA RÍGIDA O CON UN HILO DE NYLON. Alinear el borde recto a lo largo de la cara exterior de las poleas. Si la transmisión está alineada correctamente, la regla rígida o un hilo de nylon estirado entrará en contacto con cada polea uniformemente. La regla o el hilo estirado (tirado firmemente) deben tocar los dos bordes externos de cada polea en un total de cuatro puntos del contacto.

Figura Nº 9.5.

El desalineamiento paralelo produce ruido, da un acelerado desgaste de las zonas de contacto tanto de la polea como de la faja de las poleas, deficiente guiado y excesivas temperaturas. Se corrigen desplazando uno o ambas poleas paralelamente.

Figura Nº 9.6.


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El desalineamiento angular produce excesivo desgaste del borde y de los flancos de la faja, llegando revirarse y salirse de los canales. Se corrigen moviendo uno o ambas poleas de la transmisión.

Figura Nº 9.7. 9.4. ALINEAMIENTO CON EL EQUIPO DE RAYOS LÁSER. La comprobación del alineamiento y la corrección del desalineamiento con las herramientas láser permiten realizar de una manera muy rápida y con precisión. Un equipo de alineamiento láser está conformado por el transmisor del rayo y los receptores del raro (blancos). (Figura Nº 9.8.). Los imanes de la herramienta pueden perder su fuerza de retención si se calientan o caen. Por consiguiente evitar su uso en máquinas muy calientes.

Láser Receptor Figura Nº 9.8. Unidades en las poleas.


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1

2

3 Figura Nº 9.8.Poleas perfectamente alineadas.

9.5. CONTROL DE LA TENSIÓN DE LA FAJA. La tensión de la faja es el paso final del mantenimiento preventivo; e incluirá la retención de la faja. (Figura 9.9) En transmisiones por fajas sincrónicas no está recomendada la retención de la faja. Con muy poca tensión las fajas en V pueden deslizarse o en las fajas sincrónicas pueden saltar dientes. La tensión óptima es la tensión más baja a la cual las fajas transmitirán energía cuando la transmisión está a plena carga.


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9.6. PROCEDIMIENTOGENERALPARALATENSIÓNDELAFAJA. –

Medir en el centro de uno de los tramos (t) de la transmisión aplicando la fuerza requerida para flexionar la faja desde su posición normal hasta una distancia de:  2 mm. por cada 100 mm. de longitud de tramo (para las fajas en V).  1 mm. por cada 100 mm. la longitud de tramo (para fajas sincrónicas).

– Si la fuerza medida es menor que la fuerza mínima de la deflexión, tensar la faja. – Para las fajas nuevas se recomienda aplicar una tensión, hasta que la fuerza de deflexión de la faja esté tan cerca como sea posible de la fuerza máxima de la deflexión recomendada.

Figura Nº 9.10.


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X.

MEDICIÓN Y COMPENSACIÓN TÉRMICA.

Virtualmente todos los equipos rotativos experimentan cambios de posición durante el arranque y mientras funcionan, éstos afectarán el alineamiento de sus ejes. Con el propósito de que los ejes operen colineales bajo sus condiciones normales de funcionamiento, es deseable conocer la cantidad y dirección de estos movimientos para posicionar apropiadamente las máquinas durante lo que comúnmente se llama el proceso de alineamiento en frio (fuera de servicio o parado) para compensar este cambio.

10.1 ¿QUÉ TIPO DE MAQUINARIAS SON PROBABLES DE CAMBIAR DE POSICIÓN CUANDO FUNCIONAN? Las características de movimiento de parada a funcionamiento de la mayoría de las máquinas rotativas no han sido medidas. Probablemente en el 60% de los sistemas motrices este movimiento es insignificante y se pueden ignorar. En los casos restantes, sin embargo, esto puede establecer la diferencia entre un sistema de transmisión que funciona suavemente y otro que está plagado de problemas. Es importante saber cuánto desplazamiento se genera antes de valorarlo como insignificante y concluya ignorándolo. Cabe preguntarse ¿Cuáles de las máquinas rotativas de la planta se mueven lo suficiente de su condición fuera de servicio a la de operación para que este desplazamiento (movimiento) pueda medirse y compensarse?

Figura Nº 10.1.


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Máquinas propensas a moverse cuando se ponen en funcionamiento. 1. Sistemas de maquinaria rotativa que funcionan o sobre los 200 HP y velocidades desde 1200 RPM o mayores. 2. Maquinarias que soportan cambios de temperatura en la carcasa. Por ejemplo:  Motores eléctricos y generadores.  Turbinas de vapor.  Turbinas a gas.  Motores de combustión interna (Diesel, etc.). 3. Variadores de velocidad (por ejemplo, cajas de engranajes). 4. Maquinaria que está bombeando o comprimiendo fluidos o gases en los cuales los fluidos y gases sufren cambios de temperatura de 50° o más desde su ingreso hasta su descarga (este puede ser un incremento o una caída de temperatura). Por ejemplo:  Compresores centrífugos o reciprocantes.  Bombas centrifugas.  Ventiladores de hornos.  Equipos de movimiento de aire HVAC (Calefacción, ventilación y aire acondicionado). 5. Equipos con soportes deficientes de tuberías sujetas a las carcasas de las maquinas donde la expansión o contracción de la tubería induce fuerzas en la carcasa de la máquina o donde los flujos de los fluidos pueden causar un momento de reacción en las tuberías.

10.2. CAUSAS DEL MOVIMIENTO. Hay una variedad de factores que originan que la maquinaria se mueva una vez que está funcionando. La causa más común es debido a los cambios de temperatura en la maquinaria misma (a medida que comprimen gases o se calienta el lubricante por la fricción en los cojinetes) y es por esta razón se le hace referencia como movimiento “térmico” o “frio” o “caliente”. El cambio de


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temperatura en las máquinas rotativas es raramente uniforme en toda la carcasa, lo que origina que los equipos se inclinen algo y que se contraigan o crezca algo. Para las bombas y los compresores, el movimiento térmico de la línea de tuberías acoplada también provocara que el equipo se mueva. Otras fuentes de movimiento pueden ser los pernos de anclaje sueltos, variación de las condiciones climáticas para los equipos instalados fuera de locales, el calentamiento o enfriamiento en los pedestales de concreto, cambios de las condiciones de operación de los equipos desde situaciones sin carga hasta situaciones con carga, las reacciones de las carcasas o soportes ante la fuerza centrífuga de los rotores cuando estos están operando. Deben tenerse en cuenta consideraciones especiales para las maquinarias que arrancan y paran frecuentemente o donde la carga puede variar considerablemente mientras está en marcha. En estos casos deben de sopesarse factores como: periodos de tiempo a ciertas condiciones, variación total de movimiento de la maquinaria desde un máximo a un mínimo, acoplamientos y tolerancias de alineamiento, etc. Para observar y registrar apropiadamente estos cambios, debe de hacerse chequeos, periodos de estos cambios en el movimiento para comprender como posicionar eficientemente el equipo para un rendimiento óptimo. Los sistemas de monitoreo continuo de ejes son los más confiables. Sin embargo, la mayoría de los equipos rotativos mantendrán una posición específica prescindiendo de la variación de la carga. Lo que usualmente se torna en un problema grande es que algunos equipos tienen que ser alineados desplazando en “frio” distancias considerables, lo que genera los arranques críticos. En la mayoría de los casos los equipos se someterán a su mayor rango de cambio de movimiento al poco o “insignificante” tiempo después del arranque. Este “insignificante” tiempo puede significar desde 5 minutos a 1hora para la mayoría de los equipos y puede posicionarse a una posición “final” algunas horas o incluso días más tarde. El ir de funcionamiento a las condiciones off-line, virtualmente cualquier cosa puede ocurrir. Muchos equipos pueden realizar un cambio muy rápido inmediatamente después de la parada otros sistemas de impulsión pueden


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forcejear alrededor y después mover hacia atrás lentamente cerca de su posición inicial.

10.3. CATEGORÍAS DE MEDICIONES “OL2R” (CONDICIÓN FUERA DE SERVICIO A LA DE FUNCIONAMIENTO). Hay cuatro clasificaciones de técnicas de medición que se emplean para tomar el movimiento de la condición fuera de servicio a la de funcionamiento. 1. Movimiento de las líneas centrales de las máquinas con respecto a sus bases-soporte o a las estructuras de soporte. 2. Movimiento de las líneas centrales de la carcasa de las máquinas con respecto a una referencia remota o punto de observación. 3. Movimiento de una carcasa de máquina con respecto a otra carcasa de máquina. 4. Movimiento de un eje con respecto a otro eje. Todas estas técnicas comparan la posición de la maquinaria rotativa del tren motriz cuando el equipo está fuera de servicio con la posición de la maquinaria cuando está funcionando.

10.4. CÁLCULO DE LA EXPANSIÓN TÉRMICA (EN LA CARCASA DE LA MÁQUINA). Para la categoría carcasa de la máquina a base-soporte. Al nivel atómico en los materiales sólidos, la temperatura y el volumen del material están determinados por la vibración por las moléculas individuales. En otras palabras, mientras más se calienta un material, las moléculas vibraran


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más y estas se espaciaran más. Este fenómeno genera los cambios en las dimensiones. Esto puede calcularse por la siguiente ecuación:

ΔL = L (α)(Δt) Dónde: ΔL = Cambio de dimensión/longitud (en pulgadas o milímetros). L = Longitud del objeto (en pulgadas o milímetros). α = Coeficiente de expansión / contracción térmica (pulg./ pulg.°F – mm/mm °C). ΔT = Cambio de temperatura (°F o °C). El coeficiente de expansión térmica para la mayoría de materiales utilizados en las carcasas de la maquinaria y sus cimentaciones se detalla en la Tabla siguiente. Estos coeficientes se pueden usar para temperaturas entre 32° y 212°F hay una ligera variación en el valor de los coeficientes para temperaturas mayores o menores debido a la no linealidad de la vibración molecular de los materiales.

MATERIAL Acero al carbono (AISI 1040)

Coeficiente de Expansión Térmica (mils/in/°F) 0.0063 0.0095 – 0.0098

Acero inoxidable Aluminio

0.0125

Acero al níquel

0.0073

Bronce

0.0110

Fierro fundido (gris)

0.0059 0.0085 – 0.0080

Hormigón Tabla Nº 1.


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Tabla Nº 2. Coeficiente de Expansión Térmica MATERIAL (mils/in/°C)

(mm/mm/°C)

Acero al carbono (AISI 1040)

0.01134

0.00001134

Acero inoxidable

0.01784

0.00001784

Aluminio

0.02255

0.00002255

Acero al níquel

0.01314

0.00001314

Bronce

0.01980

0.00001980

Fierro fundido (gris)

0.01082

0.00001082

Hormigón

0.01960

0.00001960

EJEMPLO DE CÁLCULO DE EXPANSIÓN TÉRMICA. –

–

Medir la temperatura en una línea de cada soporte de ambas máquinas a alinear, desde el fondo hasta la línea central del eje, a intervalos iguales. EI valor de la temperatura a considerar, será el promedio de varios puntos. Seleccionar el tipo de material con el cual son construidos los soportes, determinar el crecimiento térmico. Para hallar el crecimiento total, multiplicar el crecimiento unitario por la distancia entre la base del soporte y la línea central del eje. Acero al Carbono (AISI1040)

Temperatura ambiente = 60 F Temperatura operativa = 96.3 F

H=17"

Crecimiento = (Altura) x (Cambio Temp.) x (Factor térmico) Crecimiento = 17” x 36.3 F x 0.006 mils/in/ F Crecimiento = 4 mils, en este punto de apoyo.


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BALANCEO DE MECANISMOS


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I.

EL DESBALANCE.

1.1. INTRODUCCIÓN. El uso de los rotores en la industria es sumamente amplio. Los rotores forman parte de máquinas de alta importancia como lo son motores, turbinas, bombas y compresores por mencionar algunos ejemplos. Por varios años se ha sabido la importancia de balancear los rotores y por ello existen varios métodos para medir el nivel de desbalance y ellos son la base para poder eliminar las vibraciones generadas. El medio para eliminar las vibraciones ha sido el método de la adición de contrapesos, junto con los métodos de medición. Éste método, se ha utilizado durante mucho tiempo e inclusive actualmente se utiliza para balancear rotores. Sin embargo, el método presentado en este texto defiere con el método tradicional de balanceo por contrapesos a pesar de que ambos buscan el mismo resultado, la eliminación de las vibraciones. Por lo tanto, al ser un método distinto se debe hacer un análisis de las fuerzas que actúan en un sistema generalizado, con el cual seamos capaces de comprender el funcionamiento del método y analizar sistemas reales. La condición de funcionamiento de las máquinas se deteriora progresivamente con el transcurso del tiempo de operación. Este fenómeno está casi siempre acompañado por un incremento de las vibraciones, lo cual a su vez, actúa realimentando el proceso de deterioro. Las mediciones de los niveles vibratorios reflejan estos cambios y han probado ser un indicador muy preciso y confiable del estado de las máquinas. Por tal motivo, el seguimiento de las magnitudes vibratorias se utiliza modernamente como una herramienta para el monitoreo del estado de salud de las máquinas, dando lugar a los fundamentos del Mantenimiento Predictivo. El desbalance de partes móviles es, por lejos, la causa más común del incremento de las vibraciones en las máquinas y estructuras de soporte. Por esta razón, el ingeniero o técnico de planta responsable del mantenimiento mecánico debe prestar especial atención a este fenómeno, el cual, por otra


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parte, no es comúnmente incluido en su formación académica a través de las materias curriculares de sus carreras, dando lugar a un déficit crónico de conocimientos en esta materia. Como una causa más de que coadyuva al empeoramiento de la situación descrita anteriormente, podemos citar el hecho de que no es común observar textos o tratados específicos sobre el tema en las librerías técnicas, los que solo son provistos en forma casi exclusiva y con escasa circulación por empresas industriales dedicadas a la fabricación de máquinas de balanceo. Es interesante reproducir aquí el pensamiento de Hatto Schneider a continuación: “Para otros procesos de fabricación, como por ejemplo el torneado, es muy normal especificar la máquina herramienta, la velocidad de corte, la alimentación de material, la profundidad de corte y el tiempo por pieza. No así en el caso de balanceo, donde generalmente todo se deja librado al operador de la máquina balanceadora o al capataz, quien, sobre la base de su experiencia, debe decidir qué hacer y cómo hacerlo. Esto se debe principalmente al hecho de que, a pesar de toda la información diseminada y al trabajo de estandarización hecho por ingenieros y técnicos en los pasados 20 años en este campo el conocimiento básico sobre balanceo no ha llegado generalmente a estar disponible hasta este momento”. Este bache informativo es cubierto en gran medida por los especialistas a través de dos fuentes: –

Los trabajos o comunicaciones científico-técnicas en revistas y congresos, y

–

publicaciones de carácter técnico de grandes empresas fabricantes de equipamiento para balanceo y medición de vibraciones mecánicas.

La primera de ellas constituye una invalorable fuente de información profesional pero, tratándose generalmente de publicaciones muy específicas y dispersas, son muy difíciles de conseguir. Constituyen algunos ejemplos de estas comunicaciones. La segunda fuente es quizás la más accesible al ingeniero o ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

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técnico de planta, presentándose generalmente a un nivel adecuado y en la mayoría de los casos con desarrollos metodológicos muy ligados con los productos que se desean vender. Por último, cabe citarse el extraordinario trabajo que han realizado los organismos de racionalización de distintos países, los que norman sobre el tema, haciendo posible la unificación de conceptos y la determinación de límites y tolerancias adoptados universalmente. En los últimos años, estas formas de acceso a las normas han quedado superadas por la generalización del ingreso sencillo y rápido a los sitios de los organismos normativos en Internet, cada vez más completos y amigables, con sistemas de compra electrónica segura en línea y veloz provisión de la información. El presente trabajo tiene como meta principal el presentar un tratamiento del tema en forma global, con criterio integrador, tratando de contribuir a la superación de la dispersión antes de mencionarla. Se comienza con el tratamiento de temas conceptuales, avanzando luego en profundidad hacia las técnicas de balanceo aplicadas en la práctica, con especial énfasis al equilibrado en uno y dos planos de corrección (estático y dinámico respectivamente). El trabajo está dirigido a ingenieros y técnicos de mantenimiento de plantas industriales, por lo que se trata de presentar los conceptos de orden físico sin recurrir a sofisticadas demostraciones matemáticas. Los temas están desarrollados en forma tal que resulten accesibles a quienes tienen la misión de “hacer que la planta camine” aunque, cuando se ha considerado necesario, se ha procedido a brindar demostraciones de algún grado de complejidad para quienes tengan interés en profundizar los conceptos.


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1.2. ¿QUÉ ES EL DESBALANCE? Evacuaremos la pregunta del título partiendo de la definición para desbalance de maquinaria rotante que suministra ISO: “Es la condición que existe en un rotor cuando un movimiento o fuerzas vibratorias son impartidas a sus cojinetes como resultado de la existencia de fuerzas centrifugas”. En realidad, las fuerzas centrifugas de desbalance son el resultado de una distribución asimétrica de la masa del rotor con respecto a su eje de rotación. Existen diversas razones por las cuales un rotor industrial jamás posee una distribución de materia simétrica con respecto a su eje de rotación. La verdadera significación del desbalance es impuesta por la magnitud de los daños que las fuerzas por las generadas producen sobre la máquina y su estructura del soporte. Los resultados típicos del desbalance excesivo son las fallas prematuras de cojinetes y acoplamientos, rápido desgaste de ejes y daños estructurales. Las roturas de ejes, alabes de turbinas y otros componentes del rotor causados por desbalance suelen resultar en la destrucción completa de las máquinas. Las vibraciones generadas por fuerzas de desbalance pueden transmitirse a través de pisos, paredes, vigas y tuberías de una instalación edilicia afectando los equipos y personas ubicados en otros lugares del edificio. Estas vibraciones constituyen también una fuente de ruido excesivo que puede resultar molesto y posiblemente dañino para los oídos de las personas, además de perjudicar las comunicaciones de todo tipo. Por otra parte en la mayoría de los procesos industriales de fabricación las vibraciones causadas por desbalance afectan negativamente la calidad del producto procesado por la máquina. Habiendo introducido el concepto de desbalance conviene definir en forma precisa en qué consiste el proceso denominado balanceo. Por lo común, el rotor gira sobre los cojinetes con un desbalance de magnitud y ubicación desconocidas, requiriéndose para la determinación de ambos parámetros un procedimiento experimental en el cual, por medio de simples pruebas, se le hace revelar al cuerpo la configuración de su desbalance. Así, el balanceo es el proceso de


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determinación de la magnitud y posición angular del desbalance en el rotor, ya sea en uno o más planos de referencia, de manera tal que pueda quitarse peso en la ubicación del punto pesado o agregarse una cantidad de peso igual exactamente opuesta al punto liviano. De acuerdo a la definición anterior, los objetivos fundamentales de un proceso de balanceo son: –

–

Determinar hasta qué punto se ha logrado el objetivo de mantener los cojinetes libres de fuerzas centrifugas durante la construcción de una máquina. Determinar dónde y cómo debe llevarse a cabo una compensación de masas del rotor para mejorar su funcionamiento.

Las principales ventajas que se pueden obtener mejorando la calidad del balanceo de un elemento rotante en términos de sus consecuencias sobre la maquinaria son: – – – – –

Disminución de la probabilidad de fallas por fatiga. Reducción del desgaste interno de sellos y cojinetes. Disminución de la transmisión de vibraciones a fundaciones y, por lo tanto, del ruido propagado al medio circundante. Reducción de los requerimientos de robustez estructural, con el consiguiente ahorro de material. Crecimiento de la vida útil.

1.3. CAUSAS DEL DESBALANCE. Existen muchas razones por las cuales se puede presentar desbalance de un rotor, esto es, razones por las cuales la masa de un rotor puede no estar uniformemente distribuida alrededor de su eje axial. A continuación se describen las causas más comunes del desbalance.


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a. Asimetría del Diseño: Algunos elementos rotativos de máquinas deben ser diseñados de forma no circular y/o no concéntrica con el eje de rotación, como en el caso de los árboles de levas y cigüeñales de máquinas reciprocantes. b. Tolerancias de fabricación y ensamblaje: Muchos elementos de máquinas son diseñados perfectamente simétricos y concéntricos con el eje de rotación, pero, debido a las tolerancias de maquinado y de montaje, se puede perder ligeramente la simetría y concentricidad causando desbalance; por ejemplo: cubos de acoplamiento, engranajes, poleas, impulsores de bombas y compresores centrífugos, ruedas de álabes de turbinas y compresores axiales.

Figura Nº 1.1.

c. No-Homogeneidad del material: En la realidad los materiales son NoHomogéneos, esto es, que no presentan una densidad uniforme en todo su volumen, por lo que algunas partes serán más pesadas que otras. Por otro lado, los rotores o partes fundidas, como impulsores, poleas, engranajes, etc. pueden tener internamente pequeñas cavidades de aire o trampas de arena que resultan del proceso de fundición.


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Figura Nº 1.2.

d. Distorsión en servicio: Existen varias causas por las cuales un rotor puede distorsionarse a las condiciones de servicio y cambiar su desbalance original. Las dos causas principales son: liberación de esfuerzos y distorsión térmica. La liberación de esfuerzos es algunas veces un problema en rotores fabricados con partes soldadas, como en el caso de muchos ventiladores. Realmente, cualquier parte que haya sido conformada por prensado, estirado, doblado, troquelado, etc. tendrá altos esfuerzos internos que no son liberados durante la fabricación. El rotor o sus partes pueden comenzar este proceso en algún periodo de tiempo, y como resultado el rotor se puede distorsionar ligeramente para tomar una nueva forma. Es normal que los metales se expandan cuando se calientan; sin embargo, debido a imperfecciones menores y calentamiento desuniforme, muchos rotores se dilatan de manera no uniforme causando distorsión. La distorsión térmica es completamente común en máquinas que operan a altas temperaturas incluyendo motores eléctricos, ventiladores de calderas, expansores, sopladores, compresores y turbinas. Esta distorsión puede requerir que el rotor sea balanceado a su temperatura normal de operación, aun cuando haya sido balanceado a temperatura ambiente.


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Figura Nº 1.3.

e. Corrosión y desgaste. Muchos rotores, particularmente ventiladores, sopladores e impulsores de bombas y compresores, también como rotores de máquinas de proceso y manejo de materiales, son susceptibles a la corrosión, abrasión y desgaste. La corrosión y el desgaste normalmente no son uniformes en el rotor, por lo que resulta en desbalance.

Figura Nº 1.4.


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f. Acumulación de depósitos. Los rotores usados en manejo de materiales se pueden desbalancear debido a la acumulación desuniforme del material manejado. El desbalance aumentará gradualmente y se puede convertir rápidamente en un problema serio cuando el material sedimentado comienza a desprenderse.

Figura Nº 1.5. 1.4. CANTIDAD DE DESBALANCE. En la práctica, los rotores no pueden ser nunca perfectamente balanceados debido a errores en las mediciones y porque las masas que rotan no son rígidas, pero altos niveles de vibración sincrónica se pueden casi reducir significativamente mediante el balanceo. Por razones técnicos prácticos, resulta de interés la cuantificación del desbalance. Considerar para ello el caso simple constituido por un disco delgado de masa M1 homogéneo, de radio R, simétrico respecto de su eje de rotación pasante por el punto O, como se muestra en la Figura Nº 1. Supongamos que se agrega una masa m (gramos) pequeña comparada con el disco, y separada por una distancia r (mm) del centro O. En estas condiciones del disco se encuentra desbalanceado. La fuerza centrífuga generada por la


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masa m cuando el disco gira con velocidad angular por el vector:

(rad/seg), estará dada

Figura Nº 1.6.Disco rotante. desbalanceado

Dado que su magnitud es función de la velocidad instantánea, esta fuerza no constituye un parámetro adecuado para caracterizar el estado de equilibrio dinámico de un cuerpo. Por tal motivo, se define como cantidad de desbalance, o simplemente desbalance a la magnitud vectorial:

Cuyo módulo U = m res independiente del tiempo. En la práctica, suele emplearse como parámetro de cuantificación de la cantidad de desbalance, una cantidad que es función de la masa del rotor M en lugar de m. En efecto, si se igualan la fuerza centrífuga con la que se generaría suponiendo que el disco balanceado girara con una excentricidad del centro de masa respecto del centro de rotación (Figura 2) se obtiene:

De donde:


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Se observa que representa el desbalance especifico (por unidad de masa) del rotor y constituye un parámetro particularmente útil para propósitos de referencia y comparación, ya que en la práctica los efectos del desbalance dependen de la masa M del motor.

Figura Nº 1.7.Disco descentrado. 1.5. TIPOS DE BALANCEO. Teniendo en cuenta las características del rotor a balancear, pueden distinguirse principalmente tres tipos de balanceo: Balanceo Estático. Se le llama así al proceso de hacer coincidir el centro de gravedad (CG) con el eje de rotación “balanceo en un plano”. Ahora, cuando un rotor ya está balanceado estáticamente, el eje principal de inercia y el eje de rotación pueden no coincidir, esto significa que el procedimiento de balanceo estático solamente confirma que existirá un punto


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en común entre el eje principal de inercia y el eje de rotación, el cual, es el centro de gravedad (CG). Entonces, para lograr la coincidencia entre ejes se debe aplicar un par en el plano longitudinal del rotor. Esto se logra usualmente añadiendo o removiendo dos masas de igual magnitud de cada extremo del rotor. Se prefiere escoger los extremos del rotor debido a que entre mayor distancia entre las masas, menor será la magnitud de las masas. Balanceo Dinámico. Se le llama así al proceso de hacer coincidir al eje principal de inercia del rotor con el eje de rotación o “balanceo en dos planos”. La Figura Nº 1.8. muestra dos rotores que giran libremente en el espacio. Ambos giran a una velocidad cercana a la resonancia. Aquí es importante notar como el movimiento del rotor corresponde claramente con la descripción de los procesos de balanceo estático y dinámico.

Figura Nº 1.8. Balanceo de Rotores Flexibles. Cuando un rotor ha sido balanceado y da la apariencia de que el método fallo, porque los niveles de vibración sincrónica aceptable no fueron aceptados, usualmente, se debe a que la flexibilidad del rotor no ha sido tomada en cuenta. Si el rango de velocidad de operación se acerca o excede alguna de las velocidades críticas con modos de vibración que presentan un grado considerable de flexión.


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En la Figura Nº 1.9. se muestra cómo cambia el efecto de los contrapesos según la velocidad. La masa negra en el centro del rotor representa el desbalance inicial del rotor. En el inciso b de la figura se muestra como ese desbalance inicial actúa como una fuerza centrífuga. En el inciso c, se puede ver que el modo de vibración se acerca a su segunda velocidad crítica con lo que se produce un desbalance dinámico con reacciones en los rodamientos. En este momento se puede observar que es posible balancear el rotor de la Figura Nº 1.9. para el caso del inciso b o el c mediante la adición de contrapesos, pero, no para ambos casos. Por lo tanto, la regla para balancear rotores flexibles debe decir: “Si solo dos planos de corrección son usados, un rotor flexible puede ser balanceado para solo una velocidad de rotación”.

Figura Nº 1.9. Distribuciones de masa en un rotor flexible.

Como se verá en los siguientes apartados, el tipo de balanceo a efectuarse sobre un rotor depende de la clase de desbalance que posea y de sus características físicas. El proceso puede realizarse sobre la máquina (en condiciones operativas) o con el rotor fuera de la máquina. En el primer caso el balanceo se denomina “en el lugar” o “en sitio” y ofrece, cuando es posible realizarlo, las siguientes ventajas comparativas.


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–

–

– –

Elimina la tarea costosa y de gran consumo de tiempo de desmantelar la máquina para extraer el rotor, permitiendo el retorno a las condiciones operativas en un tiempo mínimo. Se realiza sobre el rotor completamente armado y compensa el desbalance introducido por el agregado de poleas, acoplamientos, engranajes y otros componentes. Se realiza a la velocidad de operación y compensa deformaciones menores de la deflexión del eje. Se realiza en su ambiente natural, compensando los efectos de temperatura, presión y fuerzas aerodinámicas e hidráulicas.

1.6. CLASIFICACIÓN DE LOS DESBALANCES. Según sea la separación relativa entre el eje principal de inercia y el eje de rotación del cuerpo, los desbalances pueden agruparse en cuatro categorías. Dependiendo de cuál de estos cuatro tipos de balanceo posea, puede ser necesario efectuar el balanceo del rotor en un único plano de corrección, en dos o en más. Desbalance estático. En el desbalance estático el eje principal de inercia se encuentra desplazado en forma paralela del eje de rotación, como se observa en la Figura Nº 1.10. en la cual, con el fin de una mejor visualización del problema, se ha supuesto un rotor perfectamente balanceado con un desbalance aportado exclusivamente por un peso agregado. Dado que la única fuerza actuante en este caso es la gravedad, este tipo de desbalance puede ser detectado colocando el rotor sobre un par de guías o cuchillas paralelas. El lado pesado del mismo buscara permanecer hacia abajo. Para proceder a su equilibrado puede agregarse (o extraerse, según convenga) un peso de corrección, con lo que el rotor estará estáticamente balanceado cuando deje de girar sobre las guías cualquiera sea la posición en que se le coloque sobre las mismas.


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Figura Nº 1.10.

Este desbalance se corrige equilibrando sobre un único plano de corrección transversal al eje de rotación, siendo importante que este pase por el centro de gravedad G del rotor ya que, en caso contrario, el punto pesado original y el peso de corrección colocada en distintos planos producirá una cupla originada por sus fuerzas de inercia al rotar dando lugar a otro tipo de desbalance y, sin embargo, el rotor se encuentra estáticamente balanceado. Esta clase de desequilibrio se encuentra comúnmente en rotores de muy pequeño espesor o “tipo disco”. Desbalance de Par o de Cupla. Se produce cuando el eje principal de inercia intercepta al eje de rotación en el centro de gravedad. Como se ha ilustrado en la Figura Nº 1.11. este tipo de desbalance puede idealizarse como generado por un punto pesado en cada extremo del rotor situado en lados opuestos con respecto al eje axial. Contrariamente al caso anterior, el desbalance de cupla no puede detectarse colocando el rotor sobre guías, ya que solo se manifiesta con la rotación y debe ser eliminado efectuando correcciones en dos planos.

Figura Nº 1.11.


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Desbalance Cuasi-Estático. Es aquel que resulta cuando el eje principal de inercia intercepta al eje de giro en un punto distinto al CG. Este tipo de desbalance puede ser producido por una o varias masas colocadas en un plano común con el eje de rotación, de tal forma que su resultado no actué a través del CG. El desbalance cuasi-estático es aquel que resulta de una combinación de desbalance estático y desbalance por un par de fuerzas; en donde la posición angular de uno de los componentes del par coincide con la posición angular del desbalance estático. El desbalance cuasi-estático puede ser corregido mediante la adición de dos masas de balanceo. Inicialmente se instala una masa de tal forma que se oponga a una de los componentes del par, la cual resulta en una condición de desbalance estático, y esta puede ser corregida mediante una simple masa adicional.

Masas de Desbalance

CG Eje de Rotación

Eje de Inercia

Figura Nº 1.12. Existe desbalance Cuasi-estático cuando el eje de inercia intercepta al eje de rotación en un punto distinto al centro de gravedad (C.G.).


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Desbalance Dinámico. Es aquel en el cual el eje principal de inercia y el eje de rotación son alabeados (no poseen ningún punto de contacto). La Figura Nº 1.13. ilustra esquemáticamente este caso, el cual constituye el tipo de desequilibrio más común en la práctica. Como puede observarse, el desbalance estático no se encuentra en el mismo plano que la cupla, dando como resultado un desplazamiento en forma no paralela del eje principal de inercia con respecto al eje de giro. Para rotores suficientemente rígidos este tipo de desbalance solo puede ser eliminado efectuando correcciones en dos planos. En el caso de rotores que cambian su forma con la velocidad de giro, denominados flexibles, es necesario corregir en varios planos según sea la forma modal correspondiente a la velocidad de trabajo.

Figura Nº 1.13.


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II.

TÉCNICAS DE BALANCEO.

2.1. INTRODUCCIÓN. El desbalance de un rotor no se puede determinar y corregir directamente. Esto significa que en la práctica, no es posible determinar la cantidad y ubicación del desbalance de un rotor para corregirlo en su origen. Pero si es posible determinar su efecto y calcular la cantidad y ubicación de las masas necesarias a agregar o quitar para reducir o controlar dicho efecto a niveles aceptables o tolerables. El proceso de balanceo de un rotor se puede dividir en dos etapas: 1. La medición de los efectos del desbalance. 2. El cálculo de la cantidad y ubicación de las masas de corrección requeridas en cada plano de balanceo. El efecto del desbalance es medido en términos de la magnitud y el ángulo de fase de la fuerza transmitida a los cojinetes, del movimiento vibratorio del eje con respecto a los cojinetes, del movimiento vibratorio de los soportes o de la vibración transmitida a la estructura soporte del rotor. Hoy en día se dispone de una amplia gama de instrumentos que permite hacer e interpretar estas mediciones con relativa facilidad. El problema que enfrenta el personal técnico es cómo determinar la cantidad y ubicación de las masas de corrección. Existe una variedad de técnicas o métodos de balanceo de rotores, pero el problema está en cual usar. Por lo que surgen las siguientes interrogantes: ¿Balancear en Uno o Dos Planos? ¿Balancear en Taller o en Sitio? ¿Balancear en Dos o en Múltiples Planos?


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A.

BALANCEO (ESTÁTICO) EN UN-PLANO.

Se debe recordar que el desbalance estático tiene dos efectos, uno realmente estático y otro dinámico, y que la terminología de desbalance estático se basa en que puede ser corregido estáticamente, sin poner el eje en rotación. Existen métodos de balanceo en Un-Plano que requieren poner el eje en rotación para localizar y corregir la excentricidad del centro de masa; sin embargo, ellos solo permiten hacer un balanceo estático, ya que no permiten localizar y corregir la desviación angular del eje principal de inercia. Entonces, el desbalance estático se puede corregir estática o dinámicamente, midiendo y reduciendo el efecto estático o el efecto dinámico, respectivamente. En ambos casos, se debe determinar primero la posición angular del lado pesado y luego la cantidad de masa se ajusta para reducir el efecto a niveles aceptables.

Figura Nº 2.1. El principio del balanceo estático es que el centro de masa del rotor siempre buscará

la posición de más bajo nivel, cuando el rotor se monta de tal manera que pueda girar libremente. Así, se puede ubicar la posición del peso de corrección, pero la cantidad de peso se debe estimar por ensayo y error.


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Dinámicamente, el desbalance estático se puede corregir montando el rotor en una máquina balanceadora (en taller) o dejando el rotor en su propia instalación (en sitio). En ambos casos el rotor se pone a girar a una velocidad dada y se mide el efecto dinámico que produce. A diferencia del balanceo estático, dinámicamente se mide la amplitud y ángulo de fase de la respuesta, con lo cual se puede calcular tanto la posición angular como la cantidad de peso de corrección requerido.

B.

BALANCEO EN UN-PLANO VS. DOS-PLANOS.

Aunque no es esencial saber si un rotor presenta desbalance estático o dinámico para resolver el problema, es obvio que todos los problemas de desbalance no se pueden resolver colocando masas de corrección en un solo plano de balanceo. Una guía práctica para determinar cuándo balancear en uno o dos planos, es la relación longitud a diámetro (L/D) del rotor, esta relación se calcula usando las dimensiones del rotor solamente, sin el eje donde va montado.

C.

BALANCEO EN TALLER.

El término “Balanceo en Taller” se debe a que el rotor debe ser desmontado de la máquina y transportado hasta el taller donde se encuentra la máquina balanceadora. Una máquina balanceadora es una máquina especialmente diseñada para cumplir tres funciones fundamentales: – – –

Soportar el rotor a ser balanceado, con facilidad de montaje y desmontaje. Hacer girar el rotor a una velocidad de balanceo preestablecida, y Medir el efecto dinámico del desbalance y calcular los pesos de corrección necesarios en cada plano de balanceo.


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Las máquinas balanceadoras, sean de soportes rígidos o flexibles, miden la amplitud y el ángulo de fase de las fuerzas aplicadas a los cojinetes o del movimiento de los soportes, respectivamente. Luego, sobre la base de que el rotor se comporta de manera completamente rígida, calculan la cantidad y posición angular de las masas a agregar o quitar en cada plano de balanceo. Dado que son suficientes dos planos para balancear un rotor rígido, sólo existen máquinas balanceadoras para uno y dos planos de balanceo.

Figura Nº 2.2. Máquina balanceadora.

D.

BALANCEO EN TALLER VS. EN SITIO.

En general, los rotores se clasifican como rígidos o como flexibles, dependiendo de sus propiedades dinámicas y la de los cojinetes y soportes de la máquina donde ellos operan. De aquí que, será suficiente balancear un rotor en taller o es necesario balancearlo en sitio, respectivamente. Si un rotor opera a velocidades moderadamente bajas, un balanceo en taller será adecuado para todo el rango de operación. Si el rotor opera a velocidades moderadamente altas pero permanece rígido, un balanceo en taller puede ser suficiente o requerirá un segundo balanceo en sitio a la velocidad de operación. Y si la velocidad de operación se aproxima


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o excede una velocidad crítica, a la cual el rotor sufre una deflexión sustancial, entonces se requiere un método apropiado de balanceo en sitio. De los comentarios anteriores, es evidente que el tipo de balanceo requerido en un caso dado dependerá de las propiedades dinámicas del sistema rotor cojinetes involucrado, y en particular de la velocidad de operación con respecto a sus velocidades críticas. En la práctica se considera que si el rango de velocidades a la cual opera un rotor está por debajo del 75% de su primera velocidad crítica, el rotor no sufrirá un grado de deflexión significante en operación, como resultado del efecto dinámico, independientemente de la cantidad y disposición del desbalance que contenga. Mientras que si un rotor opera a velocidades por encima del 75% de su primera velocidad crítica, realmente sufrirá una deflexión significativa debido al efecto dinámico del desbalance. En consecuencia, se puede establecer como regla general que: “Los rotores que operan a velocidades por debajo del 75% de su primera velocidad crítica son considerados rígidos y el balanceo en taller es adecuado. Mientras que los rotores que operan por encima del 75% de su primera velocidad crítica son considerados flexibles y requieren ser balanceados en sitio a sus condiciones de operación.” Por otra parte, existe una prueba de elasticidad del rotor que permite determinar si un rotor se puede considerar como rígido para propósito de balanceo o si debe ser tratado como flexible. La prueba se debe realizar a la velocidad de operación y el rotor debe ser previamente balanceado. Primero, se coloca un peso en cada plano de balanceo en la misma posición angular y en una primera corrida se mide la vibración en ambos cojinetes (P1 y P2), los planos de balanceo deben estar en los extremos del rotor cerca de los cojinetes. Luego, se detiene el rotor y los pesos se mueven hacia el centro del rotor o a una posición donde se espera que tengan el máximo efecto. Se arranca otra vez el rotor a la misma velocidad y se mide de nuevo la vibración en los cojinetes (S1 y S2). La experiencia ha demostrado que, si la diferencia de lecturas sobre la primera medición en un cojinete, (P1-S1)/P1 o (P2-


140


S2)/P2, no excede de 0.2 el rotor se puede considerar rígido, pero si la relación es mayor que 0.2 el rotor debe ser considerado flexible. En muchos casos es posible balancear un rotor montado en su propia máquina y operando a sus condiciones normales. Esto elimina el tiempo de parada y el riesgo de daño del rotor durante el desmontaje, transportación hacia y desde el taller de balanceo, y reinstalación del rotor en la máquina. Aunque el balanceo en sitio es recomendado donde quiera que sea posible, en algunas máquinas tales como motores, bombas y compresores totalmente cerrados, no es fácil balancear en sitio debido al tiempo empleado en desarmar y rearmar la máquina para colocar pesos de prueba en cada corrida. En estos casos es más conveniente desmontar el rotor y llevarlo a balancear a una máquina balanceadora. También hay casos en los cuales el rotor a balancear ha sido desmontado de su máquina y llevado a un taller por otras razones. Muchos fabricantes de máquinas incluyen el balanceo en una máquina balanceadora como una etapa normal en la producción, para asegurar un comportamiento regular del rotor libre de problemas, para satisfacción del cliente. Finalmente, muchos rotores de turbo-máquinas de alta velocidad deben ser balanceados en una máquina balanceadora después de fabricados o reparados, y balanceados de nuevo en sitio después de instalados en la turbo-máquina. En este caso el rotor es compuesto por el ensamblaje de varias partes de un eje. El eje y cada parte deben ser primero balanceados individualmente en una máquina balanceadora, luego se va balanceando el rotor cada vez que se monta una parte y finalmente se balancea el rotor completo. Una razón para balancear de nuevo en sitio, es que algunas veces el rotor debe ser desensamblado para instalar la turbomáquina y el re ensamblaje nunca es el mismo. La otra razón es que la rigidez y el amortiguamiento de la turbomáquina son diferentes a los de la máquina balanceadora, debido a la influencia de los cojinetes, sellos y fuerzas aerodinámicas.


141


E.

BALANCEO EN SITIO.

El balanceo de rotores flexibles en sitio es un fino arte que requiere de experiencia. Hoy en día existen varios métodos o técnicas de balanceo de rotores flexibles en uno, dos y múltiples planos, que usan una instrumentación muy modesta. Los métodos de balanceo en sitio suponen que el sistema es lineal, esto es, que existe una relación lineal entre las fuerzas originadas por el desbalance y la vibración sincrónica de los soportes de los cojinetes o la vibración sincrónica de los muñones del rotor con respecto a los cojinetes. Esta linealidad implica, fundamentalmente, que la amplitud de vibración sincrónica es proporcional a la magnitud del desbalance y que un cambio en la posición angular del desbalance produce un cambio igual en el ángulo de fase de la vibración. Para el balanceo de rotores en sitio en Un-Plano existen fundamentalmente tres métodos: – Método Vectorial. – Método Orbital. – Método de las Cuatro Corridas.

Para el balanceo en Dos-Planos también existen tres métodos, pero éstos sí difieren en la técnica usada para el cálculo de los pesos de corrección. Estos tres métodos son: –

Método Vectorial en planos individuales.

–

Método de Coeficientes de Influencia.

– Método de Fuerza Par. Ahora, para el balanceo en Múltiples-Planos existen básicamente dos métodos, los cuales pueden ser combinados para lograr una mayor efectividad, estos son:


142


– Método de Coeficientes de Influencia, el cual es una extensión del método de balanceo en dos planos. – Método Modal. Estos métodos usan técnicas avanzadas que no sólo requieren de una buena experiencia, sino que también requieren de un buen conocimiento de la dinámica de máquinas rotativas. Por otra parte, la mayoría de los problemas, comúnmente encontrados, se pueden corregir justamente en uno o dos planos de balanceo. Sin embargo, puede ser de gran utilidad poder reconocer cuando un rotor requiere ser balanceado en más de dos planos, principalmente cuando se presentan dificultades para el balanceo en dos planos.

F.

BALANCEO EN DOS-PLANOS VS. MÚLTIPLES PLANOS.

Un rotor flexible solo se puede balancear en dos planos para una velocidad. Pero que existen casos en los cuales es necesario balancear un rotor flexible para un rango de velocidades que incluye, por lo menos, una velocidad crítica, por lo que requiere ser balanceado en más de dos planos. Por otra parte, la significante deflexión del rotor sobre los requerimientos funcionales de la máquina, también pueden exigir un balanceo en múltiples planos a una velocidad de operación. En este sentido, los rotores flexibles se pueden clasificar en una de las tres categorías siguientes: – Si un rotor opera a una velocidad solamente y una ligera deflexión no acelera el desgaste ni perturba la productividad de la máquina, entonces un balanceo en Dos-Planos es todo lo requerido.


143


– Si un rotor flexible opera a una velocidad solamente, pero es necesario minimizar su deflexión, entonces un balanceo en múltiples planos puede ser requerido. – Si es esencial que un rotor opere suavemente en un amplio rango de velocidades, donde el rotor es rígido a bajas velocidades, pero se hace flexible a velocidades más altas, entonces requiere de un balanceo en múltiples planos.


144


ANOTACIONES. …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………….


145


III. EL BALANCEO. A.

BALANCEO DE ROTORES RÍGIDOS.

La Figura Nº 3.1. proporciona una guía para establecer cuantos planos de balanceo se requieren para un rotor determinado. Sugiere que el número de planos de corrección debe determinarse basándose en la relación longitud a diámetro (L/D) del rotor. Esta relación se calcula utilizando exclusivamente las dimensiones del rotor, excluyendo las del eje de soporte. La Figura Nº 3.1., muestra una tabla de selección del número de planos de corrección. Puede observarse que para rotores que poseen relaciones (L/D) menores que 0,5 y velocidades de trabajo de hasta 1000 RPM normalmente resulta suficiente el balanceo en un único plano. Por encima de 1000 RPM se requiere usualmente el balanceo en dos planos. Para rotores que posean relaciones L/D mayores que 0,5 se requiere balanceo en un plano hasta 150 RPM y en dos planos para velocidades mayores.

Figura Nº 3.1. Criterios sugeridos para la elección del número de planos de corrección en rotores rígidos.


146


Es importante mencionar que este procedimiento de selección es solo una guía y por consiguiente no debe tomarse como regla. Dado que la misión del balanceo es minimizar las fuerzas en los cojinetes del rotor, si estas no pueden ser suficientemente reducidas con un balanceo en un plano necesariamente deberá procederse con un balanceo en dos planos, sea cual fuese la relación L/D y la velocidad de rotación.

B.

BALANCEO EN UN PLANO.

Este tipo de balanceo tiene su aplicación más frecuente en rotores tipo disco, en los cuales la masa se encuentra distribuida en un plano. Como ejemplos de esta clase de rotores pueden citarse los ventiladores axiales simples, ruedas de molinos, sopladores, etc. Procedimiento metodológico para el balanceo en un plano. Cuando se comienza un procedimiento de balanceo no se posee una idea de cuál es la magnitud (peso) del desequilibrio ni su posición (fase) en el rotor. El desequilibrio del rotor al comienzo del problema se denomina desbalance inicial y las lecturas de amplitud de vibración y fase que representan ese desbalance se denominan lecturas iniciales.

Figura Nº 3.2. Analizador de balanceo.


147


En el próximo apartado describiremos algunas técnicas sencillas para la determinación de estas lecturas en la práctica, concentrándonos por el momento en el proceso de cálculo y corrección. Para ello, supongamos contar con un transductor de vibraciones que capta la amplitud de las oscilaciones del cabezal móvil y con un aparato para medición de fase, como el mostrado en la Figura Nº 3.2. (Microlog CMVA 65 – SKF o similar), el mismo indica en forma digital los valores de amplitud vibratoria, RPM y fase respecto de una señal de referencia obtenida del rotor a balancear mediante un cabezal fotoeléctrico. Así, con una velocidad de rotación determinada, se obtiene una lectura inicial de la amplitud de vibración (Ro) y del ángulo de fase ( ) con respecto a un punto fijo del rotor (Mr) tal como una muesca, marca, etc. Estos valores se dibujan utilizando una escala apropiada en un gráfico vectorial como el de la Figura Nº 3.3.

0° Φ Φ1

Φ0

90°

270°

180° Figura 3.3. Diagrama vectorial para balanceo en un plano. Una vez que se han anotado y graficado estos valores, el paso siguiente es cambiar el desbalance inicial mediante el agregado de un peso de prueba (Wp) al rotor en una posición angular cualquiera. El desbalance resultante estará ahora representado por una nueva amplitud (R1) y fase de vibración. Es importante notar que el vector R1 representa el desbalanceo original más producido por Wp.


148


El cambio causado por el peso de prueba puede utilizarse para conocer la magnitud y ubicación del desbalance inicial o, en otras palabras, donde debería colocarse el peso de prueba para que se ubique en forma opuesta y posea una magnitud igual a la del desbalance inicial. Para resolver el problema del el próximo paso es obtener el vector diferencia R1 – R0 el cual, en la Figura Nº 3.3, se ha denotado con Rp, dado que representa el efecto del peso de prueba Wp únicamente. Midiendo su módulo Rp (en la misma escala que R0 y R1) puede determinarse el efecto del peso de prueba en función de la amplitud de vibración. Esta relación puede usarse ahora para determinar que peso de corrección Wc se requiere para reemplazar a Wp logrando una igualdad con el desbalance inicial. En efecto, experimentalmente se demuestra que para propósitos prácticos, la amplitud de vibración es directamente proporcional a la cantidad de desbalance, por lo que, utilizando la regla de tres simple, se obtiene:

(1)

Para balancear el rotor, el objetivo es lograr que el vector Rp sea igual en módulo y de sentido contrario a R0. De esta manera el efecto del peso de corrección cancelara el desbalance original, con el resultado de un rotor equilibrado. Determinando el peso de corrección necesario con la expresión (1) se logra que los módulos R0 y Rp sean idénticos. El paso siguiente es determinar la posición angular correcta del peso Wc, En la Figura Nº 3.3. puede observarse que el vector debe girarse un ángulo para que se oponga a R0, lo que logrará moviendo la posición de Wc el mismo ángulo desde donde fue colocado Wp. Es importante notar que el ángulo no debe medirse desde la marca de referencia.


149


Para determinar en qué sentido angular debe moverse el peso Wc, es decir horario o anti horario, debe tenerse en cuenta que a través de un sencillo experimento se demuestra que, para un equipo como el aquí utilizado, la marca de referencia se mueve en forma opuesta a un movimiento del punto pesado y que además los ángulos de ambos son iguales en valor absoluto. Por lo tanto, deberá usarse siempre el siguiente criterio: “Mover el peso de corrección en la dirección opuesta a la del movimiento de la marca de referencia cuando se pasó de R0 a R1”. Esta “Ley” debe ser establecida experimentalmente para cada nuevo sistema medición. Es decir, que si la marca de referencia se mueve en el sentido contrario a las agujas del reloj al pasar de R0 a R1, el peso de corrección debe moverse en sentido horario desde la posición en que se ubicó el peso de prueba en un principio y viceversa, resultando este criterio independiente del sentido de giro del rotor. A continuación se presenta un ejemplo de aplicación. Sea el rotor en reposo de la Figura Nº 3.4. (a), en el cual se ha practicado la marca de referencia M. Una primera corrida del rotor arroja como lecturas iniciales Ro = 5, 0 = 90 (Figura 3.4. b), mientras que luego del agregado de un peso de prueba Wp = 100 gr a 90º de la marca de referencia, las lecturas arrojan: R1 = 3, 1 = 120 (Figura Nº 3.4. c). La Figura Nº 3.4.d muestra el diagrama vectorial para este caso, del cual resulta:

Rp = 2,8; La expresión B permite el cálculo del peso de corrección

Por lo tanto dado que el movimiento de la marca M para pasar de R0 a R1 fue en sentido horario, Wc debe colocarse a un ángulo de 31,50 en sentido antihorario desde Wp (Figura Nº 3.4. e).


150


0° M

90°

270° M

ω=0

ω 180°

b

a 0°

R0

ω

R1

90°

270° ωp 240°

M

Φ

Rp

120°

90° Mov. de M

120°

180°

c

d M

ωc ωp

ω=0

Mov. de ωc

e Figura Nº 3.4. Ejemplo de balanceo en un plano. El diagrama vectorial de la Figura Nº 3.4. puede reemplazarse por un sencillo procedimiento analítico, lo que permite realizar un algoritmo computacional para resolver el problema. En efecto, el triángulo de la Figura Nº 3.4. d puede ser resuelto utilizando el teorema del coseno:

√


(2)

151


Mientras que el ángulo

puede determinarse aplicando el teorema del seno:

De donde:

|

[

]|

(3)

Dado que el sentido de giro de los pasos se establecen por una regla experimental, los resultados arrojados por esta expresión se toman en valor absoluto (sin tener en cuenta el signo), lo que es indicado por las barras verticales. Las expresiones (1) y (3) constituyen la solución analítica del problema de balanceo en un plano. Con ellas resulta sumamente sencilla la confección de un programa de computación que determine los parámetros Wc y Sin embargo debido a que las calculadoras electrónicas reducen los ángulos al primer cuadrante, es importante determinar si el ángulo , Lo que se logra analizando el signo del discriminante.

En efecto:

De donde:

(


)

152


Por otra parte: Si: Por lo que puede concluirse que

es obtuso si:

(4) Debiendo en este caso reducirse el valor mediante la ecuación:

obtenido con la expresión (3)

(5) Donde es el ángulo que debe correrse la posición de Wc desde el peso de prueba. Con el objeto de clarificar estos conceptos, aplicar las expresiones obtenidas anteriormente al ejemplo de la Figura Nº 3.4.; aquí será:

√ y:

|

[

]|

La comprobación dada por (4), resulta:

Por lo que el ángulo resulta ser agudo y en consecuencia no es necesaria la reducción (5). El peso Wc debe girarse un ángulo de en sentido anti horario, tal como resultó del método vectorial. C.

BALANCEO EN DOS PLANOS.


153


El balanceo en dos planos se realiza en gran medida como el uso de un solo plano; sin embargo, el equilibrado en dos planos requiere alguna atención especial a causa del efecto cruzado o interferencia entre dos planos de corrección. Este puede definirse como el efecto sobre la indicación de desbalance en un plano de corrección del rotor observado por un cierto cambio del desbalance en el otro plano de corrección. Por causa de este efecto, las lecturas de desbalance observadas en los extremos del rotor no representan verdaderamente el desbalance en sus respectivos planos de corrección. Por el contrario, cada lectura será resultante del desbalance en el plano de corrección. Por el contrario, cada lectura será la resultante del desbalance en el plano de corrección asociado más en el efecto cruzado proveniente del otro lado. Al comienzo del proceso de balanceo no hay forma de conocer la magnitud y fase del efecto cruzado. Además, estos parámetros serán distintos para diferentes máquinas. Desafortunadamente, el efecto cruzado siempre está presente en rotores industriales de cierta longitud. En la mayoría de los casos, el uso de la solución vectorial para balanceo en un plano requeriría muchas corridas de balanceo a fin de obtener un buen equilibrado en dos planos. En máquinas que poseen altos niveles de efecto cruzado o que requieren un tiempo importante de arranque y parada, el problema de balanceo puede ser simplificado considerablemente y el tiempo requerido para el proceso de equilibrado reducido en gran medida utilizando técnicas gráficas, analíticas y/o experimentales especialmente desarrolladas.


154


ANOTACIONES. …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………….


155


IV.

DETERMINACIÓN DE LA CALIDAD DE BALANCEO.

LOS

LÍMITES

DE

4.1. INTRODUCCIÓN. ¿Una lectura de la vibración de 4 mm/seg es un límite apropiado para aceptar la calidad de balanceo de un nuevo ventilador? ¿Es también aplicable este límite en una nueva bomba de enfriamiento de agua? ¿Cómo encontrar un límite de aceptación para las máquinas de velocidad variable? El límite apropiado es dependiente de muchos factores incluyendo la masa del rotor, la velocidad y la clase de la aplicación en los cuales se utiliza la máquina. “Es un hecho, que el limite estándar de aceptación de calidad de balanceo es diferente de los limites dados para aceptar los niveles de la vibración debido al desbalance”. Es entendido que los límites de balanceo deben permitir del fabricante, el vendedor, al dueño y a la empresa del servicio derivar en un acuerdo factible en especificaciones de balanceo con la finalidad que sea provechoso para propósitos contractuales técnicos. Esta guía simplificada responderá las primeras preguntas sobre la calidad de balanceo presentadas en el curso para aceptar la calidad de balanceo de máquinas nuevas o a aquellas que se les realizan el mantenimiento; basadas en la interpretación de la norma de ISO 1940/1 y con las figuras ilustradas que se presentan para reforzar los conceptos principales de esta norma. El desbalance en una máquina de rotación ocurre cuando la línea central y el centro geométrico no coinciden entre sí. Los rotores desbalanceados generan vibraciones que pueden dañar sus componentes. Para ampliar la vida de la máquina, la vibración debido al desbalance se debe reducir a un nivel aceptable. Estos niveles o límites deben ser definidos a pesar de la capacidad de reducir desbalance a los niveles bajos. Exagerar requisitos de calidad de balanceo seria poco económico. Sin embargo, si se subestima la calidad de balanceo, reduciría confiabilidad y


156


disponibilidad de la máquina. Por otra parte, el balanceo con demasiada calidad a veces exigente reduce disponibilidad de la máquina consumiendo tiempo innecesario en el balanceo.

4.2. DESBALANCE Y VIBRACIÓN. La cantidad de desbalance es expresado por:

Cuando; = Masa de desbalance (en kg) = Distancia desde la masa de desbalance hasta el centro de rotación del eje (en m) La fuerza del desbalance que genera la vibración se expresa como:

m . r . ω2

ω r

m


157


{

}

Puede también:

Desbalance Vibración = Fuerza de Desbalance/ Rigidez dinámica No hay una relación práctica común reconocible entre el desbalance del rotor y las vibraciones de la máquina. La respuesta del desbalance depende esencialmente de velocidad, de las proporciones geométricas y de la distribución de masa del rotor, así como de la rigidez dinámica del eje, de los rodamientos y de la cimentación. La rigidez de la máquina es desconocida por el usuario en la mayoría de los casos. Por otra parte, combinar todos estos factores realmente. En otras palabras para un rotor en particular, la vibración por desbalance tendrá diferentes valores dependiendo de su velocidad de funcionamiento, del tipo de rodamientos (por ejemplo la película lubricante o del tipo de elemento rodante), de la cimentación, etc., mientras que la cantidad del desbalance en sí mismo es constante y solamente relacionada al rotor. No debe simplificarse demasiado el balanceo al punto que el límite de la cantidad no debe establecerse solamente a través de lecturas de la vibración. Esto es realmente especial para las nuevas máquinas para las cuales ninguna experiencia previa de vibración existe. Las normas de vibración de uso general en la industria aplicaron los criterios basados en respuestas del desbalance (amplitud de la vibración) sin considerar la rigidez del rotor y la cimentación. También de la magnitud de la fuerza generada debido al desbalance y a la masa del rotor no está en una dirección determinada. En balanceo, la masa, la rigidez y la vibración por desbalance del rotor están relacionadas con un parámetro llamado vector influyente.


158


4.3. DESBALANCE: EXISTENTE Y LÍMITE. El término desbalance se refiere a dos cantidades. Primero es el límite de aceptación de balanceo de un rotor y usualmente llamado desbalance permitido o permisible. En segundo lugar está el desbalance existente o residual en un rotor. En las pruebas de la aceptación la siguiente lógica se aplica tácticamente:

Determinacion del desbalance

Residual

Permisible Método: Cálculo

Método: Prueba Física

Salida: Límite

Salida : Existente

Total

Especifica

Total

Especifica

U

u

Ures

ures

Este cuadro está dedicado a la determinación del desbalance permisible. La determinación del desbalance residual se presenta en el siguiente cuadro.


159


4.4. MÉTODO PARA BALANCEO.

LA

DETERMINACIÓN

DE

LA

CALIDAD

DE

Desbalance permisible Determinación

Historia y/o Experiencia

Fuerza en Rodamiento

Norma

La determinación del desbalance permisible está basado en: 1. El Historial y/o experiencias completas de varias máquinas similares. (Los límites de vibración se pueden extraer de los resúmenes historiales). 2. Las fuerzas permitidas del rodamiento pre-especificadas en la etapa de la selección.

3. Normas como la 1940/1 (usado típicamente en la industria).

4.5. CALIDAD BASADA NORMALIZADOS.

EN

LOS

GRADOS

DE

BALANCEO

La aplicación práctica de ISO 1940/1. La norma internacional ISO 1940/1 es la referencia más ampliamente validad para la selección de la calidad del balanceo de rotores rígidos. Este documento se presenta como una guía y referencia estándar para el usuario y de sus aplicaciones prácticas. Se muestra un método simplificado para determinar el desbalance residual permisible para los diferentes tipos de rotores. Se da énfasis en la asignación ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

160


de un desbalance residual permisible y la configuración del plano de corrección para las diferentes configuraciones de rotores; tales como rotores simétricos, asimétricos y en voladizos. Finalmente se hace una comparación de los grados de calidad del balanceo con los límites de balanceo de MIL-STD-167-1 y de API. Introducción. La Organización de Normalización Internacional, ISO, ha publicado la norma 1940/1 “Los Requisitos de Calidad del Balanceo de Rotores Rígidos” que ha sido adoptado por el American National Standards Institute, ANSI según S2.191975, “Requisitos de calidad de balance de cuerpos rotativos rígidos”. También ha sido adoptada por las normas Británicas según BS 6861: parte 1 y por las normas alemanas según VDI 2060. La ISO 1940/1 requiere una comprensión del balanceo y de su terminología, si la norma va a ser conocido y va ser utilizado correctamente. Este documento incluye para el lector, en la sección de “Terminología del balanceo” un resumen de los términos usados en este documento. Usando la norma. El uso del estándar implica seguir los pasos siguientes: 1. Seleccionar un grado de calidad de balanceo “Numero G” de la tabla 1 basado en tipo del rotor. 2. Utilizar la Figura N° 4.2. (A o B) para determinar el valor del desbalance residual permisible especifico, según la velocidad de funcionamiento máxima del rotor y el “número G” seleccionado. Luego multiplicar el peso del rotor para obtener el desbalance residual permisible, 3. Asignar el

por .

para los planos de corrección del balanceo, basados en la

configuración del rotor.


161


Ejecución de los pasos: Paso 1: El usuario lo que requiere es simplemente encontrar para el tipo del rotor que balanceara, uno más cercano posible de los que se describen. Paso 2: Este paso está dirigido a que se requiere usar el grafico de la Figura N° 4.2. para encontrar el desbalance permisible especifico, seguidamente multiplicarlo por el peso del rotor y para después convertir a una constante con una unidad apropiada (onzas-pulgadas o gramos-milímetros).Este paso puede ser simplificado usando también algunas ecuaciones simples para calcular el

directamente.

Paso 3: Asignando un

no se realiza a menudo porque no se entiende

fácilmente. Por lo tanto, las páginas siguientes proporcionan un método simplificado para el paso 2 y describen los procedimientos para el paso 3.


162


Grado de calidad de Balanceo para los grupos de rotores más importantes (Según ISO 1940/1) CALIDAD DEL BALANCEO

(

) [

TIPOS DE ROTOR

]

G400

4000

Cigüeñales de motores (diesel) marítimos de bajas revoluciones, montados sobre soportes rígidos y con un número de cilindros impar.

G1600

1600

Cigüeñales de motores de dos tiempos montados sobre soportes rígidos.

G630

630

Cigüeñales de motores de cuatro tiempos montados sobre soportes rígidos. Cigüeñales de motores (diesel) marítimos montados sobre soportes elásticos.

G250

250

Cigüeñales de motores (diesel) de cuatro cilindros y de alta velocidad montados sobre soportes rígidos.

G100

100

Cigüeñales de motores (diesel) de seis o más cilindros y de alta velocidad. Cigüeñales de motores de combustión interna (gasolina, diesel) para carros y ferrocarriles.

G40

40

Ruedas y llantas de carros. Cigüeñales de motores de cuatro tiempos de alta velocidad (gasolina, diesel) sobre soportes elásticos y con seis o más cilindros.

16

Ejes de propelas, ejes de transmisiones cardánicas. Elementos de máquinas agrícolas. Componentes individuales de motores (gasolina, diesel) para carros y ferrocarriles. Cigüeñales de motores de seis o más cilindros bajo requerimientos especiales.

G6.3

6.3

Elementos de máquinas procesadoras en general. Engranajes para turbinas de usos marítimos. Rodillos para máquinas papeleras. Ventiladores. Rotores de turbinas para la aviación. Impelentes para bombas. Máquinas herramienta. Rotores de motores eléctricos.

G2.5

2.5

Turbinas de gas y vapor. Rotores rígidos para turbo generadores. Discos para computadoras. Turbo compresores. Bombas operadas por turbinas.

G1

1

G0.4

0.4

G16

Grabadoras de cinta magnética convencionales. Máquinas trituradoras.

y

tocadiscos

Discos compactos, brocas, barrenas. Giroscopios.

Tabla Nº 1 ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

163


DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE eper en lb-in/lb del peso del rotor

FIGURA N°4.2.A. Máximo desbalance residual permisible, eper (Valores en pulgadas adaptados para ISO 1940/1)

MÁXIMA VELOCIDAD DE FUNCIONAMIENTO EN RPM


164


FIGURA N° 4.2.B. Máximo desbalance residual permisible, eper (Para ISO 1940/1)

DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE eper en g-mm/Kg del peso del rotor

MÁXIMA VELOCIDAD DE FUNCIONAMIENTO EN RPM


165


4.6. GRADOS DE CALIDAD DEL BALANCEO. La Tabla Nº 1 muestra los grados de calidad del balanceo para los tipos de los rotores más conocidos. El número “G” es el producto del desbalance específico por la velocidad angular del rotor a la velocidad de funcionamiento máxima y es una constante para los rotores del mismo tipo.

Esto se basa en el hecho en que los rotores geométricamente similares que funcionan en la misma velocidad, tendrán tensiones similares en el rotor y de sus cojinetes. Los grados de calidad del balance están separados por un factor 2,5; sin embargo, el valor intermedio de los números G se pueden utilizar para satisfacer requerimientos especiales. Por ejemplo, un impulsor normalizado de una bomba tiene un grado de calidad de balanceo sugerido grado G 6,3. Para condiciones especiales pueden requerir una calidad mejor de balanceo de grado G 4,0 para satisfacer la instalación en un área con límites de estructura con ruidos bajos de funcionamiento.

4.7. DETERMINACIÓN DEL DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE -

El desbalance residual permisible es una función del número G, del peso del rotor y de la máxima velocidad de rotación en funcionamiento. En lugar de usar los gráficos anteriores y obtener el valor del “desbalance especifico” para un


166


número G y un RPM de funcionamiento, y después multiplicar por el peso del rotor; puede ser calculado usando uno de las siguientes fórmulas:

G = Grado de calidad del balanceo tomado de la Tabla 1 W = Peso del rotor N = Máxima velocidad de funcionamiento en RPM Una regla que calcula el esta también disponible para el uso de los fabricantes que balancean los rotores de las máquinas que fabrican.

4.8. ASIGNACIÓN DEL

PARA LOS PLANOS DE CORRECIÓN.

El es el desbalance residual permisible total y se debe asignar a los planos de corrección del balanceo que se realizará, basado en las dimensiones y configuraciones del rotor. Para los rotores desbalanceados en un plano de corrección, todo el aplicará en este plano de corrección.


se

167


Para los rotores balanceados en dos planos de corrección, el se deberá aplicar a cada plano de la corrección, basados en la configuración y las dimensiones del rotor. ROTORES SIMÉTRICOS. PLANO DE CORRECCIÓN R

PLANO DE CORRECCIÓN L

CG

hL a

hR b d

Figura N°4.2. Rotores Simétricos. Reglas para rotores simétricos (Observar Figura N° 4.2.). 1. Los planos corrección se encuentran entre los soportes o los cojinetes. 2. La distancia “b” es mayor que 1/3 “d”. 3. A partir del centro de gravedad los planos de corrección son equidistantes.

Cuando los planos de corrección no son equidistantes con relación al centro de gravedad, entonces:

(

)


(

)

168


El del

o el no deberá ser menor en 30% o mayor en 70% , si ello fuera así, entonces use reglas para rotores asimétricos.

ROTORES CON PLANOS DE CORRECCIÓN A LOS EXTREMOS. Reglas para los rotores con planos de corrección a los extremos de los cojinetes. Se refiere frecuentemente a una configuración de rotores llamados “campana silenciosa”. PLANO DE CORRECCIÓN

PLANO DE CORRECCIÓN

L

R

hR

hL CG

d

b

FIGURA N°4.3. Rotores con planos en los extremos. Ambos planos de corrección son a los extremos de los cojinetes.

b>d Ajustar el Uper según la relación de d/b. (Reducidos Uper)

( )Uper= Valor ajustado Cuando los planos de corrección no son equidistantes del centro de gravedad, calcular el: Uper IZQ y el Uper DER Como sigue: ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

169


(

)

(

)

ROTORES EN VOLADIZOS Y ASIMÉTRICOS. Reglas para rotores en voladizo. (Ver Figuras N° 4.4. y N° 4.5).

PLANO DE CORRECCIÓN L DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN R DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN ESTÁTICO

c

d

b

Figura N° 4.4. Rotores en voladizo. 1. La distancia entre los planos de corrección debe ser menor en 1/3 de la distancia entre los cojinetes. b<0,33d. 2. Asumir cargas dinámicas permisibles iguales para los cojinetes. 3. La corrección de los pares se hacen 180° separados en sus respectivos planos.


170


4. El plano para la corrección estática puede ser un tercer plano o cualquiera de los planos usados para las correcciones de los pares. 5. Asigne Uperpara desbalance estático residual y para desbalance del par residual tal como sigue:

PLANO DE CORRECCIÓN L DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN R DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN ESTÁTICO

c b d Figura N° 4.5. Rotores asimétricos.


171


Las asignaciones del desbalance permisible par los rotores en voladizo y asimétricos requieren que dos planos de corrección del desbalance estén divididos en estático y en par de desbalance equivalentes. Esto puede ser realizado gráficamente trazando los dos vectores solución UL y UR de los dos planos del desbalance según lo mostrado en la Figura N° 4.6. Conecte los vectores UL y UR según lo mostrado. El vector desde el origen al punto medio del vector S es una mitad del desbalance estático del rotor. Los vectores CL y CL son el desbalance de los pares.

0°

330°

30°

UL 60°

300° CL S 270°

90° CR UR

240°

210°

120°

150° 180°

Figura N° 4.6. Gráfico de derivación del estático-par.


172


4.9. DETERMINACIÓN DE LA CALIDAD DE BALANCEO. Los equipos portátiles para el balanceo de campo facilitan a los usuarios llevar a cabo el proceso de balanceo siguiendo pocos pasos simples. Estas unidades permiten que el balanceo de campo sea rápido y fácil, pero, también es importante que el usuario comprenda la teoría de balanceo antes de empezar a utilizar el instrumento. Cuando los rotores se balancean, los equipos de balanceo suministran al operador las medidas del desbalance en oz/pulg o g/mm, así como la indicación de si el rotor está dentro o fuera de la tolerancia de balanceo. Y se obtiene el peso de la corrección residual a partir del rango de balanceo y de los resultados de medición que están en unidades de vibración tales como mm/seg o pulg/seg. En el ejemplo que se describe a continuación, se presenta un trabajo del balanceo de campo en un ventilador y utilizando como referencia el cálculo práctico para establecer si los resultados están dentro del estándar ISO 1940. (Debe observarse que estos cálculos no se pueden ser aplicados en las máquinas con comportamiento no lineal). Determinación del grado de calidad. Antes de comenzar un plan de balanceo de campo, se tiene que determinar el grado de calidad de la máquina o el componente que se tiene que balancear basados en los estándares del grado de calidad de ISO 1940 (Diagrama N° 1.). En el ejemplo se balancea el ventilador de acuerdo a ISO G6.3 que, según las especificaciones de la norma ISO, es aceptable para los ventiladores, volantes e impulsores de bombas. La velocidad de funcionamiento del ventilador en este caso es 2200 RPM. El peso del rotor es 420 kilogramos y el radio en el que se harán las correcciones es 500 milímetros. Por lo tanto, la excentricidad (eper) máxima permitida es 25 g/mm/kg (véase el Diagrama N°1.).


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En la práctica.

Diagrama N° 1.

En el balanceo de campo podemos medir solamente el efecto del desbalance y de las otras fuentes de vibración concerniente a la posición donde se localiza el sensor de la vibración. El nivel de la vibración es un indicador del desbalance de la máquina, pero es dependiente en la velocidad de la máquina y el punto de medición. Como parte del procedimiento del balanceo de campo se realiza una medición inicial, que mide el efecto del desbalance de la máquina. Esto da una medida con amplitud (IPS, mm/s) y un ángulo de fase para el vector inicial (Gráfica N° 1). A continuación se pone un peso de la prueba de una masa establecida en una posición conocida respecto al rotor y esta información se ingresa en la unidad. Se pone en funcionamiento nuevamente la máquina a la misma


174


velocidad que el funcionamiento inicial y por el efecto de esta masa de prueba se obtiene como segunda amplitud y un ángulo de fase (Gráfica N° 2). La unidad entonces calcula una solución: la masa de corrección y el ángulo en el cual se ubicará. Después de la corrección se hace un chequeo final a la misma velocidad de rotación.

Gráfica N° 1.

Gráfica N° 2.

Gráfica N° 3.


175


El efecto de esta masa de prueba “cambia” el vector a una ubicación diferente y con una nueva amplitud de la vibración de 6.60 mm/s en 160º. A la misma velocidad de funcionamiento se grafica una línea desde el punto inicial hasta coincidir con el punto con el peso de prueba, para obtener el ángulo de la masa de la corrección que tiene que ser puesta.

En teoría. Este ángulo en el ejemplo se calcula en 32º. Teóricamente, girando el vector 32º ahora se tiene la línea del vector que pasa a través de nuestro "objetivo". Esta línea es al ángulo correcto, pero es demasiado larga. Usando el cociente de los dos vectores del funcionamiento inicial y del funcionamiento de prueba con el peso de prueba de 40g, se calcula la masa real de la corrección (vea a continuación).

b Ua  m a Cuando: Ua = Masa de corrección m = Masa de prueba en gramos a = Longitud del vector de prueba b = Longitud del vector inicial

Calculando:

39mm U  40 g  26.5 g a 59mm ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO

176


Como se observa, el nivel original de la vibración de 7.80 mm/s se ha reducido a 0.62 mm/s (Gráfica N°4.). Lo importante a recordar es que la masa de la corrección se debe poner correctamente. Ubicando el peso lo más lejos o hasta un cambio efectivo de las fuerzas centrífugas y si la masa no se pone en el ángulo apropiado este puede causar una degradación de los resultados del balance (error del ángulo del vector).

Gráfica N° 4.

Considerando ambos funcionamientos se sabe que la masa residual de la corrección es 2.10 g, y la nueva amplitud eficaz después de balancear se ha reducido desde 7.8 mm/s a 0.62 mm/s. Ésta es una reducción de aproximadamente 13 veces. ¿Pero qué hace ese medio? En un proceso de balanceo de una máquina un equipo de medición (balanceador portátil) proporciona automáticamente los resultados de la medida en g/mm u oz/pulg. En el balanceo de campo, un cálculo simple proporcionará el desbalance residual, o la excentricidad, y los resultados se indican en g/mm/kg.


177


Cálculo del desbalance residual. Para calcular la excentricidad, asumir la masa de corrección mida el radio (del desbalance) y divida por la masa del rotor.

e

 r M

e

= Desplazamiento del centro de gravedad

µ

= desbalance residual en gramos

r

= Radio de corrección en mm

M

= Masa del rotor en kilogramos

En consecuencia, calculando la excentricidad inicial e, el resultado es 31.54 g•mm/kg, que está fuera del límite permitido de 25 g•mm/kg.

Para calcular la excentricidad inicial einicial

einicial 

26.5  500  31.54 g  mm / kg 420


178


Ahora, se calcula la excentricidad final después de balancear, para el cálculo utilizamos la masa residual de la corrección de la Gráfica N° 4 (2.10g): Para calcular la excentricidad inicial efinal

2.1 500 e final   2.5 g  mm / kg 420

Conclusión. Observando el Diagrama N° 1. del grado de calidad G6.3 de ISO 1940 podemos ver que estamos dentro de los límites aceptables. Para el rotor de 420 kilogramos que funciona en 2200 RPM, la excentricidad permitida, o “e”, sería 25 g•mm/kg. Con un desbalance residual de 1050 g•mm (2.1g a un radio de 500mm), se obtiene una excentricidad residual, o “e”, de 2.5 g•mm/kg (según se observa en el diagrama 1). La “e” es 10 veces mejor que la excentricidad permitida eper.


179


TERMINOLOGÍA DE BALANCEO. –

GRADO DE CALIDAD DEL DESBALANCE – GXXX. Para los rotores rígidos, G, es el producto del desbalance especifico, e, y de la máxima velocidad angular del funcionamiento del rotor. La velocidad angular de funcionamiento en RPM es expresado en radianes por segundo.

G = e x ω = constante –

CENTRO DE GRAVEDAD. El punto en un cuerpo por donde pasan todos los resultados de los pesos en sus planos correspondientes para todas las direcciones del cuerpo a un centro de gravedad CG.

–

PLANO (BALANCEO) DE CORRECCIÓN. Plano perpendicular al eje de un rotor en el cual se realiza la corrección del desbalance.

–

DESBALANCE DE PAR. Es la condición del desbalance para la cual el eje principal central intercepta en la mitad con el eje del centro de gravedad.

–

VELOCIDAD CRÍTICA. Velocidad en el cual se excita una resonancia del sistema. La resonancia puede estar en la estructura del apoyo (modo rígido) o puede ser el resultado de la flexión del rotor (modo flexión).

–

DESBALANCE DINÁMICO. Es la condición del desbalance en la cual el centro del eje principal no es paralelo y no interseca con el eje del centro de gravedad.

–

ROTOR FLEXIBLE. Un rotor que no satisface la definición de un rotor rígido debido a la presencia de una deflexión elástica.


180


–

DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE UPER. El máximo desbalance residual permitido para un rotor o en un plano de la corrección.

–

EJE PRINCIPAL DE INERCIA “E.P.I”. Las direcciones de las coordinadas correspondientes para los momentos principales de la inercia. El balanceo, el termino eje principal inercia se utiliza para señalar el eje principal central lo más cercano posible y coincidente con el eje del rotor.

–

DESBALANCE (FINAL) RESIDUAL. El desbalance de cualquier clase que exista después de balancear.

–

ROTOR RÍGIDO. Un rotor se considera rígido si su desbalance se puede corregir en cualquier de los dos planos de corrección. Después de la corrección, el desbalance residual no cambia significativamente en cualquier velocidad de funcionamiento máxima.

–

ROTOR. Un cuerpo capaza de rotar que tiene generalmente por apoyos cojinetes.

a los

–

DESBALANCE ESTÁTICO. La condición del desbalance para la cual el principal central se desplaza paralelo al eje del rotor.

–

DESBALANCE ESPECÍFICO. El desbalance estático U dividido por la masa m del otro (es decir, excentricidad total) del rotor.


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BIBLIOGRAFÍA. 1. PIOTROWSKI, John. Shaft Alignment Handbook. Marcel Dekker, new Cork. 1995. 2. Heinz P. Bloch and Fred K. Geitner. Machinery Component Maintenance and Repair, 2005. 3. R. Keith Mobley. Plant Engineering Handbook, 2001. 4. OPTALIGN smart (manual). Prüftechnik Alignment Systems GmbH. Ismaning, 2006.


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89001517 Alineamiento y Balanceo de Máquinas y Mecanismos

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