Balanceo de rotores: desbalance estático y dinámico, resonancia y procedimiento práctico
Esta guía explica balanceo de rotores para rotores rígidos: what “unbalance” means, how static and dynamic unbalance differ, why resonance and non-linearity can prevent a quality result, and how balancing is typically performed in one or two correction planes.
Contenido
- ¿Qué es un rotor y qué corrige el balanceo?
- Tipos de rotores y tipos de desbalance
- Vibración de los mecanismos: qué puede y qué no puede eliminar el balanceo
- Resonancia: un factor que impide el balanceo
- Modelos lineales vs. no lineales: cuándo dejan de funcionar los cálculos
- Dispositivos de balanceo y máquinas de balanceo
- Balanceo de rotores rígidos (notas prácticas)
- Cómo se realiza el balanceo dinámico (método de tres carreras)
- Criterios para evaluar la calidad del balanceo
- Normas y referencias
- Preguntas frecuentes
¿Qué es un rotor y qué corrige el balanceo?
El rotor es un cuerpo que gira alrededor de un eje y se sostiene mediante sus superficies de apoyo en los soportes. Las superficies de apoyo del rotor transmiten las cargas a los soportes a través de rodamientos de rodadura o de fricción. Las superficies de apoyo son las superficies de los muñones o las superficies que los reemplazan.
En un rotor perfectamente balanceado, su masa está distribuida simétricamente alrededor del eje de rotación, es decir, cualquier elemento del rotor puede emparejarse con otro elemento ubicado simétricamente alrededor del eje de rotación. En un rotor balanceado, la fuerza centrífuga que actúa sobre cualquier elemento del rotor se compensa con la fuerza centrífuga que actúa sobre el elemento simétrico. Por ejemplo, las fuerzas centrífugas F1 y F2, iguales en magnitud y opuestas en dirección, actúan sobre los elementos 1 y 2 (marcados en verde en la Fig. 1). Esto es cierto para todos los elementos simétricos del rotor, y por lo tanto la fuerza centrífuga total que actúa sobre el rotor es 0 y el rotor está balanceado.
Pero si se rompe la simetría del rotor (el elemento asimétrico está marcado en color rojo en la Fig. 1), entonces una fuerza centrífuga desbalanceada F3 actúa sobre el rotor. Al girar, esta fuerza cambia de dirección con la rotación del rotor. La carga dinámica resultante de esta fuerza se transmite a los rodamientos, lo que provoca un desgaste acelerado.
In addition, under the influence of this variable-direction force there is a cyclic deformation of supports and foundation, on which the rotor is fixed, i.e. there is vibration. In order to eliminate rotor unbalance and the accompanying vibration, balancing masses must be installed to restore symmetry to the rotor.
Rotor balancing is an operation to correct unbalance by adding balancing masses. In other words, the goal of balancing is to bring the principal central axis of inertia of the rotor as close as possible to its axis of rotation, so that the residual unbalance falls within specified limits.
La tarea del balanceo es encontrar el tamaño y la ubicación (ángulo) de una o más masas de corrección.
Tipos de rotores y tipos de desbalance
Teniendo en cuenta la resistencia del material del rotor y la magnitud de las fuerzas centrífugas que actúan sobre él, los rotores se pueden dividir en dos tipos: rotores rígidos y flexibles.
Los rotores rígidos se deforman insignificantemente bajo la acción de la fuerza centrífuga en los modos de trabajo y la influencia de esta deformación en los cálculos puede desestimarse.
La deformación de los rotores flexibles ya no puede ignorarse. La deformación de los rotores flexibles complica la solución del problema de balanceo y requiere la aplicación de otros modelos matemáticos en comparación con el problema de balanceo de rotores rígidos. Cabe señalar que el mismo rotor a bajas velocidades puede comportarse como rígido, y a altas velocidades, como flexible. El criterio práctico es la velocidad de servicio respecto a la primera velocidad crítica (de flexión) del rotor: un rotor se trata como rígido — la ISO 21940-11 habla de un rotor con "comportamiento rígido" — cuando funciona bien por debajo de esa velocidad, en la práctica por debajo de aproximadamente el 50–70% de la primera velocidad crítica. Por encima de eso, el rotor se flexiona hacia una forma modal que cambia con la velocidad: es flexible y debe balancearse mediante métodos modales o multiplano (ISO 21940-12). A continuación, consideraremos únicamente el balanceo de rotores rígidos.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- desbalance estático — the principal inertia axis is displaced parallel to the shaft axis; it can be detected without rotation, because the rotor turns under gravity until its heavy spot is at the bottom. A single correction mass in one plane removes it;
- couple (moment) unbalance — the principal inertia axis intersects the shaft axis at the center of mass; the two equal unbalances lie in different planes and 180° apart. It appears only during rotation and requires two correction masses in two planes;
- desbalance dinámico — the general, real-world case: a combination of static and couple unbalance. The principal inertia axis neither is parallel to, nor intersects, the shaft axis. Two correction planes are necessary and sufficient for a rigid rotor.
The older term “moment unbalance” is a synonym of couple unbalance; it should not be confused with dynamic unbalance, which is the sum of the static and couple components. An example of a rotor with static unbalance is shown in Fig. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
An example of a rotor with couple unbalance is shown in Fig. 3.
En este caso, las masas desbalanceadas iguales M1 y M2 están en planos diferentes — en lugares diferentes a lo largo de la longitud del rotor. En posición estática, es decir, cuando el rotor no gira, solo la gravedad actúa sobre el rotor y las masas se equilibran entre sí. En dinámica, cuando el rotor gira, las fuerzas centrífugas Fc1 y Fc2 comienzan a actuar sobre las masas M1 y M2. Estas fuerzas son iguales en magnitud y opuestas en dirección. Sin embargo, dado que se aplican en lugares diferentes a lo largo de la longitud del eje y no están sobre la misma línea, estas fuerzas no se compensan entre sí. Las fuerzas Fc1 y Fc2 crean un momento aplicado al rotor — por eso el desbalance de par también se llama desbalance de momento. En consecuencia, las fuerzas centrífugas no compensadas actúan sobre las posiciones de los rodamientos, que pueden exceder considerablemente los valores calculados y reducir la vida útil de los rodamientos.
Dado que este tipo de desbalance aparece únicamente durante la rotación del rotor, no puede corregirse en condiciones estáticas mediante el balanceo "sobre cuchillas" o métodos similares. Para eliminar el desbalance de par, deben instalarse dos pesos compensadores, que produzcan un momento igual en magnitud y opuesto en dirección al momento que surge de las masas M1 y M2. Las masas compensadoras no tienen que colocarse opuestas e iguales en magnitud a las masas M1 y M2. Lo principal es que produzcan un momento que compense completamente el momento de desbalance.
En general, las masas M1 y M2 pueden no ser iguales entre sí, por lo que habrá una combinación de desbalance estático y de par — este caso general es exactamente lo que la ISO 21940-2 llama desbalance dinámico. Está probado teóricamente que, para un rotor rígido, dos pesos separados a lo largo de la longitud del rotor son necesarios y suficientes para eliminar su desbalance. Estos pesos compensarán tanto el momento resultante del desbalance de par como la fuerza centrífuga resultante de la asimetría de la masa respecto al eje del rotor (desbalance estático). Típicamente, el desbalance de par es característico de rotores largos, como ejes, y el desbalance estático es característico de rotores estrechos. Sin embargo, si el rotor estrecho está sesgado respecto al eje, o deformado ("en forma de ocho"), entonces el desbalance de par será difícil de eliminar (ver Fig. 4), porque en este caso es difícil instalar pesos de corrección que creen el momento compensador necesario.
Las fuerzas F1 y F2 no están en la misma línea y no se compensan entre sí.
Due to the fact that the arm available to create the compensating moment is small due to the narrow rotor, large correction weights may be required. However, this also results in an "induced unbalance" due to the deformation of the narrow rotor by centrifugal forces from the correction weights. (see, for example, Methodological instructions for balancing rigid rotors to GOST 22061-76 — the modern international counterpart is ISO 21940-11, formerly ISO 1940-1 — Section 10, "Rotor–supports system").
This is noticeable on narrow fan impellers, where, in addition to mass unbalance, an aerodynamic unbalance también está presente: la geometría desigual de las palas produce una carga desigual en las palas y por lo tanto una fuerza radial neta. Al igual que la fuerza centrífuga de un peso de corrección, esta fuerza escala con el cuadrado de la velocidad, pero también depende del punto de operación — densidad del aire, posición del amortiguador, resistencia del ducto — por lo que un peso de corrección balanceado en un punto de servicio no permanecerá óptimo en otro. El componente aerodinámico debe corregirse entonces restaurando la geometría de las palas, no agregando masa.
Fuerzas electromagnéticas en una máquina eléctrica (tirón magnético desbalanceado por un entrehierro excéntrico, barras rotas, láminas en cortocircuito) se comportan de forma diferente otra vez: están gobernados por el flujo del entrehierro, no por la velocidad rotacional, y excitan la máquina principalmente al doble de la frecuencia de línea y en bandas laterales de paso de polos en lugar de a 1×. Debido a que actúan en frecuencias distintas a la frecuencia de rotación, el balanceo no puede compensarlos en absoluto. En resumen, el balanceo elimina únicamente la excitación 1× relacionada con la masa — no puede eliminar todas las fuentes de vibración de una máquina.
Vibración de los mecanismos
La vibración es la reacción del diseño del mecanismo a los efectos de una fuerza excitadora cíclica. Esta fuerza puede ser de diferente naturaleza.
La fuerza centrífuga resultante del rotor desbalanceado es una fuerza no compensada que actúa sobre el “punto pesado”. Es esta fuerza y la vibración causada por ella las que se pueden eliminar mediante el balanceo del rotor.
Fuerzas de interacción de naturaleza “geométrica” que surgen de errores de fabricación y montaje de las piezas acopladas. Estas fuerzas pueden, por ejemplo, surgir como resultado de la falta de redondez de los muñones del eje, errores en los perfiles de los dientes en los engranajes, ondulación de las pistas de rodadura de los rodamientos, desalineación de los ejes acoplados, etc. En el caso de la falta de circularidad de los muñones, el eje del eje se desplazará dependiendo del ángulo de rotación del eje. Aunque esta vibración también ocurre a la velocidad del rotor, es casi imposible eliminarla mediante el balanceo.
Fuerzas aerodinámicas resultantes de la rotación de los impulsores de ventiladores y otros mecanismos de álabes. Fuerzas hidrodinámicas resultantes de la rotación de impulsores de bombas hidráulicas, turbinas, etc.
Fuerzas electromagnéticas resultantes del funcionamiento de máquinas eléctricas, por ejemplo, devanados de rotor asimétricos, devanados en cortocircuito, etc.
The magnitude of the vibration (e.g. its amplitude Av) depends not only on the excitatory force Fv acting on the mechanism with circular frequency ω, but also on the rigidity k of the mechanism, its mass m, as well as the damping coefficient C, as formula (1) below shows.
Se pueden utilizar varios tipos de sensores para medir la vibración y balancear mecanismos, incluyendo:
- sensores de vibración absoluta diseñados para medir la aceleración de vibración (acelerómetros) y sensores de velocidad de vibración;
- sensores de vibración relativa: de corrientes parásitas o capacitivos, diseñados para medir el desplazamiento de vibración;
- en algunos casos (cuando el diseño del mecanismo lo permite), también se pueden utilizar sensores de fuerza para evaluar su carga de vibración; en particular, se utilizan ampliamente para medir la carga de vibración de los soportes de las máquinas de balanceo de rodamientos rígidos.
Así, la vibración es la reacción de una máquina a la acción de fuerzas externas. La magnitud de la vibración depende no solo de la magnitud de la fuerza que actúa sobre el mecanismo, sino también de la rigidez del diseño del mecanismo. Una misma fuerza puede provocar diferentes vibraciones. En una máquina de rodamientos rígidos, incluso si la vibración es pequeña, los rodamientos pueden estar sometidos a cargas dinámicas significativas. Por esta razón, se utilizan sensores de fuerza en lugar de sensores de vibración (acelerómetros de vibración) al balancear máquinas de rodamientos rígidos.
Los sensores de vibración se utilizan en mecanismos con soportes relativamente flexibles, cuando la acción de las fuerzas centrífugas desbalanceadas provoca una deformación notable de los soportes y vibración. Los sensores de fuerza se utilizan para soportes rígidos, cuando incluso fuerzas significativas debidas al desbalance no provocan una vibración significativa.
La resonancia es un factor que impide el balanceo
Anteriormente mencionamos que los rotores se dividen en rígidos y flexibles. La rigidez o flexibilidad del rotor no debe confundirse con la rigidez o movilidad de los soportes (cimentación) sobre los cuales se instala el rotor. Un rotor se considera rígido cuando su deformación (flexión) bajo la acción de fuerzas centrífugas puede desestimarse. La deformación del rotor flexible es relativamente grande y no puede desestimarse.
En este artículo, solo consideramos el balanceo de rotores rígidos. Un rotor rígido (no deformable) puede, a su vez, montarse sobre soportes rígidos o móviles (flexibles). Es claro que esta rigidez/flexibilidad de los soportes también es relativa, dependiendo de la velocidad del rotor y la magnitud de las fuerzas centrífugas resultantes. Un límite condicional es la frecuencia de las vibraciones naturales de los soportes del rotor.
En los sistemas mecánicos, la forma y frecuencia de las vibraciones naturales están determinadas por la masa y la elasticidad de los elementos del sistema mecánico. Es decir, la frecuencia de las vibraciones naturales es una característica interna del sistema mecánico y no depende de fuerzas externas. Al ser desviados del estado de equilibrio, los soportes, debido a la elasticidad, tienden a regresar a la posición de equilibrio. Pero debido a la inercia del rotor masivo, este proceso tiene la naturaleza de oscilaciones amortiguadas. Estas vibraciones son las vibraciones naturales del sistema rotor-soporte. Su frecuencia depende de la relación entre la masa del rotor y la elasticidad de los soportes, como muestra la fórmula (2) a continuación.
Cuando el rotor comienza a girar y la frecuencia de su rotación se acerca a la frecuencia de vibraciones naturales, la amplitud de la vibración aumenta bruscamente, lo que puede llevar a la destrucción de la estructura.
The phenomenon of mechanical resonance occurs. Near resonance the response is amplified by the quality factor Q = 1/(2ζ), typically 3–17 for machine structures, and the peak can be narrow: a speed change of the order of a few percent may change the vibration level several-fold. Across the resonance the phase lag swings by 180°, passing through 90° at the peak.
Si el diseño del mecanismo no es exitoso y la frecuencia de operación del rotor está cerca de la frecuencia de las vibraciones naturales, entonces la operación del mecanismo se vuelve imposible debido a la vibración inadmisiblemente alta. El balanceo mediante los métodos habituales resulta entonces imposible, porque incluso un pequeño cambio de velocidad cambia drásticamente los parámetros de vibración. Para el balanceo en la zona de resonancia se usan métodos especiales que no se consideran en este artículo.
Es posible determinar la frecuencia de las vibraciones naturales del mecanismo durante el paro por inercia (al apagar la rotación del rotor) o mediante el método de impacto con el posterior análisis espectral de la respuesta del sistema al impacto.
For mechanisms, which working frequency of rotation is above the resonance frequency, i.e. working in the supercritical (post-resonant) regime, the supports are considered to be moving and vibration sensors are used for measurement, mainly vibration accelerometers, measuring acceleration of structural elements. For mechanisms operating in pre-resonance mode, the supports are considered rigid. In this case, force sensors are used.
Modelos lineales y no lineales de un sistema mecánico. La no linealidad es un factor que impide el balanceo
Al balancear rotores rígidos, se utilizan modelos matemáticos llamados modelos lineales para los cálculos de balanceo. Un modelo lineal significa que en dicho modelo, una cantidad es proporcional (lineal) a la otra. Por ejemplo, si la masa no compensada en el rotor se duplica, entonces el valor de la vibración también se duplicará. Para rotores rígidos, se puede utilizar un modelo lineal, ya que no se deforman.
Para rotores flexibles, ya no se puede utilizar el modelo lineal. Para un rotor flexible, si la masa del punto pesado aumenta durante la rotación, se producirá una deformación adicional y, además de la masa, el radio de la ubicación del punto pesado también aumentará. Por lo tanto, para un rotor flexible, la vibración aumentará más del doble, y los métodos habituales de cálculo no funcionarán.
Otra fuente de no linealidad es un cambio en la rigidez del soporte en deflexiones grandes: en deflexiones pequeñas, un conjunto de elementos estructurales soporta la carga, y en deflexiones grandes entran en juego otros. Por eso no se pueden balancear mecanismos que no están fijados a una cimentación, sino que, por ejemplo, simplemente se colocan en el piso. Con vibraciones significativas, la fuerza del desbalance puede levantar el mecanismo del piso, cambiando así significativamente las características de rigidez del sistema. Las patas del motor deben estar aseguradas firmemente, los montajes con pernos deben apretarse, el espesor de las arandelas debe proporcionar suficiente rigidez de montaje, etc. Si los rodamientos están dañados, son posibles desalineaciones significativas del eje y golpes, lo que también resultará en una linealidad deficiente y en la imposibilidad de realizar un balanceo de calidad.
Dispositivos de balanceo y máquinas de balanceo
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Este proceso puede realizarse mediante dos métodos.
The first method involves machining the rotor trunnions in such a way that the axis passing through the centers of the trunnions coincides with the main central axis of inertia of the rotor. Such a technique is rarely used in practice and will not be discussed in detail in this article.
El segundo método (el más común) implica mover, instalar o retirar pesos de corrección en el rotor, los cuales se colocan de tal manera que el eje de inercia del rotor esté lo más cerca posible de su eje de rotación.
El movimiento, adición o retiro de pesos de corrección durante el balanceo puede lograrse mediante diversas operaciones tecnológicas, que incluyen: perforación, fresado, rectificado, soldadura, atornillado o desatornillado, quemado con láser o haz de electrones, electrólisis, recubrimiento electromagnético, etc.
El proceso de balanceo puede realizarse de dos maneras:
- Field balancing (in situ) — the assembled rotor is balanced in its own bearings, on its own foundation, at its own operating speed, using a portable balancing kit;
- Shop balancing — the rotor is dismounted and balanced on a dedicated balancing machine.
Para el balanceo de rotores en sus propios rodamientos, normalmente se usan dispositivos de balanceo especializados (kits), que permiten medir la vibración del rotor balanceado a su frecuencia de rotación en forma vectorial, es decir, medir tanto la amplitud como la fase de la vibración. Actualmente, los dispositivos mencionados se fabrican con base en tecnología de microprocesador y (además de la medición y el análisis de vibración) proporcionan el cálculo automático de los parámetros de los pesos correctivos, que deben instalarse en el rotor para compensar su desbalance.
Estos dispositivos incluyen:
- una unidad de medición y cálculo basada en una computadora o controlador industrial;
- dos (o más) sensores de vibración;
- a phase angle sensor;
- accesorios para montar los sensores en el sitio;
- software especializado, diseñado para realizar un ciclo completo de medición de parámetros de vibración del rotor en uno, dos o más planos de corrección.
Actualmente, los dos tipos de máquinas de balanceo más comunes son:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines have relatively pliable supports, for example, based on flat springs. The frequency of natural vibrations of these supports is usually 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor, which is mounted on them, so the machine runs above resonance. Vibration sensors (accelerometers, vibration velocity sensors, etc.) are usually used to measure the motion of the supports of these above-resonance machines.
Hard-bearing (pre-resonance) machines use relatively rigid supports, whose natural frequencies of vibration should be 2-3 times higher than the rotation frequency of the rotor being balanced, so the machine runs below resonance. Force transducers are usually used to measure the dynamic load on the supports of the pre-resonance machine.
The advantage of pre-resonance (hard-bearing) balancing machines is that balancing on them can be performed at relatively low rotor speeds (up to 400 - 500 rpm), which greatly simplifies the design of the machine and its foundation, and increases the productivity and safety of balancing.
Balanceo de rotores rígidos
¡Importante!
- ¡El balanceo solo elimina la vibración causada por la distribución asimétrica de la masa del rotor con respecto a su eje de rotación. ¡Otros tipos de vibración no se eliminan con el balanceo!
- Los mecanismos técnicos, cuyo diseño garantiza la ausencia de resonancias a la frecuencia de rotación de operación, fijados de manera confiable en la cimentación, instalados en rodamientos en buen estado, están sujetos a balanceo.
- La maquinaria defectuosa debe repararse antes del balanceo. De lo contrario, no es posible un balanceo de calidad.
¡El balanceo no es un sustituto de la reparación!
La tarea principal del balanceo es encontrar la masa y la ubicación de los pesos de compensación que contrarresten las fuerzas centrífugas.
As mentioned above, for rigid rotors, it is generally necessary and sufficient to install two compensating weights. This will eliminate both the static and the couple components of the rotor unbalance. The general scheme for measuring vibration during balancing is as follows.
Vibration sensors are installed on the bearing supports at points 1 and 2. A revolution mark is attached to the rotor, usually with reflective tape. The revolution mark is used by the laser tachometer to determine the rotor speed and phase of the vibration signal.
Cómo se realiza el balanceo dinámico (método de tres carreras)
In most cases dynamic balancing is carried out by the method of three starts. The method is based on the fact that trial weights of known mass are placed on the rotor in series in plane 1 and 2 and the weights and the location of the balancing weights are calculated based on the results of changes in the vibration parameters.
The plane in which a correction weight is installed is called a plano de corrección. Correction planes are located on the rotor itself — typically at the two ends of the rotor body, on the fan or impeller disks, or on dedicated balancing rings. They should be chosen as far apart along the shaft as the design allows, so that a moderate weight produces a sufficient correcting moment. This is not the same as the measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
En el primer arranque se mide la vibración inicial (en el software Balanset esto es Run 0). Luego se coloca un peso de prueba de masa conocida en el rotor, más cerca de uno de los rodamientos. Se realiza un segundo arranque (Run 1) y se miden los parámetros de vibración, los cuales deben cambiar debido a la instalación del peso de prueba. Luego el peso de prueba en el primer plano se retira y se instala en el segundo plano. Se realiza una tercera corrida de prueba (Run 2) y se miden los parámetros de vibración. El peso de prueba se retira y el software calcula automáticamente las masas y los ángulos de instalación de los pesos de balanceo.
The calculated correction weights are then installed in their planes and a check run is made — in the Balanset software this is Run T (Trim). The residual vibration is compared with the tolerance. If the result is still above the target, the software reuses the influence coefficients already determined, so no new trial-weight runs are needed — only a small additional trim correction is computed and installed.
El propósito de instalar los pesos de prueba es determinar cómo reacciona el sistema a los cambios en el desbalance. Los pesos y las ubicaciones de los pesos de prueba son conocidos, por lo que el software puede calcular los llamados coeficientes de influencia, mostrando cómo la introducción de un desbalance conocido afecta los parámetros de vibración. Los coeficientes de influencia son características del propio sistema mecánico y dependen de la rigidez de los soportes y de la masa (inercia) del sistema rotor-soporte.
Para el mismo tipo de mecanismos del mismo diseño, los coeficientes de influencia serán cercanos. Es posible guardarlos en la memoria de la computadora y utilizarlos para el balanceo de mecanismos del mismo tipo sin pruebas de arranque, lo que aumenta significativamente la productividad del balanceo. Tenga en cuenta que la masa de los pesos de prueba debe elegirse de tal manera que los parámetros de vibración cambien notablemente cuando se instalan los pesos de prueba. De lo contrario, el error de cálculo de los coeficientes de influencia aumenta y la calidad del balanceo se deteriora.
Como se puede ver en la Fig. 1, la fuerza centrífuga actúa en la dirección radial, es decir, perpendicular al eje del rotor. Por lo tanto, los sensores de vibración deben instalarse de manera que su eje de sensibilidad también apunte en la dirección radial. Por lo general, la rigidez de la cimentación en la dirección horizontal es menor, por lo que la vibración en la dirección horizontal es mayor. Por lo tanto, para aumentar la sensibilidad, los sensores deben instalarse de manera que su eje de sensibilidad también esté dirigido horizontalmente. Aunque no hay diferencia fundamental. Además de la vibración en la dirección radial, se debe monitorear la vibración en la dirección axial, a lo largo del eje de rotación del rotor. Esta vibración generalmente no es causada por el desbalance, sino por otras causas, principalmente relacionadas con la desalineación de los ejes conectados a través del acoplamiento.
Esta vibración no puede eliminarse mediante el balanceo, en cuyo caso se requiere alineación. En la práctica, tales máquinas suelen tener tanto desbalance del rotor como desalineación del eje, lo que hace que la tarea de eliminar la vibración sea mucho más difícil. En estos casos, es necesario centrar primero la máquina y luego balancearla. (Aunque con un desbalance de par fuerte, la vibración también ocurre en la dirección axial debido a la "torsión" de la estructura de la cimentación.)
Artículos relacionados (ejemplos de soportes de balanceo)
Criterios para evaluar la calidad de los mecanismos de balanceo
The balancing quality of rotors (mechanisms) can be evaluated in two ways. The first method involves comparing the amount of residual unbalance determined during the balancing process with the tolerance for residual unbalance. These tolerances for the different rotor classes are specified in ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
How the tolerance is computed (ISO 21940-11). The standard specifies a balance quality grade G, which is the product of the permissible specific unbalance epor and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- epor = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently epor = 9549 · G / n;
- Upor = epor · m [g·mm], where m is the rotor mass in kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, service speed n = 3000 rpm, grade G 6.3 (fans, pumps, standard electric motors): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; epor = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Upor = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. For a rotor whose center of mass lies between the correction planes, the total tolerance is divided in inverse proportion to the distance from the center of mass to each plane; for a symmetrical rotor this is simply half in each plane — about 500 g·mm per plane in the example above. Neither plane should be allocated more than 70% or less than 30% of Upor.
Typical grades: G 0.4 — giroscopios, husillos de rectificadoras de precisión · G 1 — husillos de máquinas rectificadoras, armaduras de precisión · G 2.5 — turbinas, turbogeneradores, transmisiones de máquinas herramienta · G 6.3 — ingeniería general: ventiladores, impulsores de bombas, volantes, motores eléctricos estándar · G 16 — árboles cardán con requisitos especiales, maquinaria agrícola, trituradoras · G 40 — ruedas de automóvil, ejes de transmisión (árboles cardán) · G 100 — cigüeñales de motores diésel de alta velocidad.
Sin embargo, el cumplimiento de las tolerancias especificadas no puede garantizar completamente la fiabilidad operativa del mecanismo, asociada con el logro del nivel mínimo de su vibración. Esto se explica por el hecho de que la magnitud de la vibración del mecanismo está determinada no solo por la magnitud de la fuerza asociada con el desbalance residual de su rotor, sino que también depende de varios otros parámetros, incluyendo: la rigidez k de los elementos estructurales del mecanismo, su masa m, el factor de amortiguamiento, así como la frecuencia de rotación. Por lo tanto, para estimar las cualidades dinámicas del mecanismo (incluida la calidad de su balanceo) en una serie de casos se recomienda estimar el nivel de vibración residual del mecanismo, que está regulado por una serie de normas.
El estándar más ampliamente utilizado para los niveles permisibles de vibración de máquinas industriales es la ISO 20816-3 (anteriormente ISO 10816-3). Cubre máquinas por encima de 15 kW que funcionan a 120–15,000 rpm, y las clasifica en dos dimensiones: por grupo de potencia (Grupo 1 — por encima de 300 kW; Grupo 2 — de 15 a 300 kW) y por tipo de soporte (rígido o flexible). Cada combinación tiene sus propios límites de zona A/B, B/C y C/D en mm/s RMS. Las máquinas fuera de este alcance tienen partes dedicadas de la serie (grupos de turbinas — ISO 20816-2, máquinas hidráulicas, máquinas alternativas, bombas) o normas de producto como la ISO 14694 para ventiladores industriales.
For general machines evaluated on non-rotating parts, the classic ISO 10816-1 zones (now part of ISO 20816-1) give the following boundaries of vibration velocity, mm/s RMS:
| Clase | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Class I (small machines, up to 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Class II (medium machines, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Class III (large machines, rigid foundation) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Class IV (large machines, flexible foundation) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zone A corresponds to the vibration of new machines; zone B is acceptable for unrestricted long-term operation; zone C allows only restricted operation; zone D indicates vibration severe enough to cause damage.
Normas y referencias
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. (Replaces ISO 1940-1, which is withdrawn.) G-grades and tolerance calculator →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. (Definitions of static, couple, quasi-static and dynamic unbalance.)
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. (Replaces ISO 10816-1 and ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
Preguntas frecuentes
¿El balanceo elimina toda la vibración?
No. El balanceo elimina la vibración causada por la distribución asimétrica de la masa del rotor con respecto a su eje de rotación. La vibración por desalineación, defectos en los rodamientos, fuerzas aerodinámicas/hidrodinámicas, fuerzas electromagnéticas y otras causas requiere diagnósticos y acciones correctivas por separado.
¿Por qué puede fallar el balanceo cerca de la resonancia?
Cerca de la resonancia, pequeños cambios de velocidad pueden causar grandes cambios en la amplitud de vibración y un cambio de fase de 180°. En tales condiciones, los resultados de medición se vuelven inestables, y los procedimientos de balanceo convencionales pueden no converger sin métodos especiales.
¿Cuándo se necesita balanceo en un plano versus balanceo en dos planos?
One plane is enough for disk-shaped rotors, where the axial length of the rotor is small compared with the diameter — as a rule of thumb L/D < 0.5 — and the service speed is well below the first critical speed. Typical examples: a grinding wheel, a single-disk fan impeller, a pulley, a car wheel. Such a rotor carries almost purely static unbalance.
Dos planos are required for elongated rotors (L/D ≥ 0.5), for any rotor with two or more impellers or disks spaced along the shaft, and whenever the vibration phase at the two bearings differs markedly — a sign of a couple component. A rigid rotor never needs more than two planes.
When in doubt, measure both bearings: if a one-plane correction reduces the vibration at one bearing and increases it at the other, the rotor has a couple component and needs two-plane balancing.
¿Qué se debe hacer antes del balanceo?
Asegúrese de que la máquina esté en condiciones de servicio: montaje confiable en la cimentación, rodamientos en buen estado, sin holgura mecánica severa y sin fuentes obvias de no linealidad. El balanceo no es un sustituto de la reparación.
Puntos clave
- El balanceo corrige la excitación relacionada con la masa (centrífuga); no resuelve la desalineación, el daño en los rodamientos o las fuentes electromagnéticas/aerodinámicas.
- La resonancia y la no linealidad pueden hacer que el balanceo convencional sea ineficaz o inseguro.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer and the founder and CEO of Vibromera. For more than 15 years he has balanced rotating equipment in the field rather than on a test bench: mulchers, industrial fans, crushers, centrifuges, shafts and spindles. That work is what the Balanset instruments grew out of — they were designed as a tool a specialist can carry to the machine and use alone, on site, not as laboratory equipment. Vibromera was founded in 2017 and has been based in Porto, Portugal, since 2023. Development, assembly and support of the Balanset line all happen here. The flagship instrument is the Balanset-1A, a portable analyser for single- and two-plane balancing and for vibration diagnostics. Nikolai is personally involved in customer support, in working through difficult balancing cases and in the development of the software. He works with customers worldwide, in any language.
