Máquinas de balanceo con tus propias manos

1. Introducción

(¿Por qué surgió la necesidad de escribir este trabajo?)

Un análisis de la estructura de consumo de los dispositivos de balanceo fabricados por LLC "Kinematics" (Vibromera) revela que aproximadamente el 30% de ellos se compran para su uso como sistemas de medición y cálculo estacionarios para máquinas de balanceo y/o bancos de prueba. Es posible identificar dos grupos de consumidores (clientes) de nuestro equipo.

El primer grupo incluye empresas que se especializan en la producción en masa de máquinas de balanceo y su venta a clientes externos. Estas empresas emplean especialistas altamente calificados con profundo conocimiento y amplia experiencia en el diseño, fabricación y operación de diversos tipos de máquinas de balanceo. Los desafíos que surgen en las interacciones con este grupo de consumidores están más relacionados con la adaptación de nuestros sistemas de medición y software a máquinas existentes o recién desarrolladas, sin abordar problemas de su ejecución estructural.

El segundo grupo está formado por consumidores que desarrollan y fabrican máquinas (soportes) para sus propias necesidades. Este enfoque se explica principalmente por el deseo de los fabricantes independientes de reducir sus propios costos de producción, los cuales en algunos casos pueden disminuir en dos o tres veces o más. Este grupo de consumidores a menudo carece de la experiencia adecuada en la creación de máquinas y generalmente se basa en el uso del sentido común, información de internet y cualquier análogo disponible en su trabajo.

La interacción con ellos plantea muchas preguntas que, además de información adicional sobre los sistemas de medición de las máquinas de balanceo, abarcan una amplia gama de temas relacionados con la ejecución estructural de las máquinas, métodos de su instalación en la cimentación, selección de accionamientos y logro de la precisión adecuada de balanceo, entre otros.

Considerando el gran interés mostrado por un amplio grupo de nuestros consumidores en los temas de fabricación independiente de máquinas de balanceo, especialistas de LLC "Kinematics" (Vibromera) han preparado una compilación con comentarios y recomendaciones sobre las preguntas más frecuentes.

2. Tipos de máquinas de balanceo (soportes) y sus características de diseño

Una máquina de balanceo es un dispositivo tecnológico diseñado para eliminar el desbalance estático o dinámico de rotores para diversos fines. Incorpora un mecanismo que acelera el rotor a balancear hasta una frecuencia de rotación especificada y un sistema de medición y cálculo especializado que determina las masas y la colocación de los pesos de corrección necesarios para compensar el desbalance del rotor.

La construcción de la parte mecánica de la máquina generalmente consiste en un bastidor sobre el cual se instalan postes de apoyo (rodamientos). Estos se utilizan para montar el producto a balancear (rotor) e incluyen un accionamiento destinado a girar el rotor. Durante el proceso de balanceo, que se realiza mientras el producto está girando, los sensores del sistema de medición (cuyo tipo depende del diseño de la máquina) registran vibraciones en los rodamientos o fuerzas en los rodamientos.

Los datos obtenidos de esta manera permiten determinar las masas y las ubicaciones de instalación de los pesos de corrección necesarios para compensar el desbalance.

Actualmente, dos tipos de diseños de máquinas de balanceo (soportes) son los más prevalentes:

• Máquinas de cojinetes blandos (con soportes flexibles);
• Máquinas de cojinetes duros (con soportes rígidos).

2.1. Máquinas y soportes de cojinetes blandos

The fundamental feature of Soft Bearing balancing machines (stands) is that they have relatively flexible supports, made on the basis of spring suspensions, spring-mounted carriages, flat or cylindrical spring supports, etc. The natural frequency of these supports is at least 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor mounted on them. A classic example of the structural execution of flexible Soft Bearing supports can be seen in the support of the machine model DB-50, a photograph of which is shown in Figure 2.1.

Figura 2.1. Soporte de la máquina de balanceo modelo DB-50.

Como se muestra en la Figura 2.1, el marco móvil (deslizador) 2 está unido a los postes estacionarios 1 del soporte mediante una suspensión en resortes de banda 3. Bajo la influencia de la fuerza centrífuga causada por el desbalance del rotor instalado en el soporte, el carro (deslizador) 2 puede realizar oscilaciones horizontales con respecto al poste estacionario 1, las cuales se miden utilizando un sensor de vibración.

La ejecución estructural de este soporte asegura lograr una baja frecuencia natural de las oscilaciones del carro, la cual puede estar alrededor de 1-2 Hz. Esto permite el balanceo del rotor en un amplio rango de sus frecuencias de rotación, a partir de 200 RPM. Esta característica, junto con la relativa simplicidad de fabricación de dichos soportes, hace que este diseño sea atractivo para muchos de nuestros consumidores que fabrican máquinas de balanceo para sus propias necesidades de diversos propósitos.

Figura 2.2. Apoyo de rodamientos blandos de la máquina de balanceo, fabricada por "Polymer LTD", Makhachkala

La Figura 2.2 muestra una fotografía de una máquina de balanceo de rodamientos blandos con apoyos hechos de resortes de suspensión, fabricada para necesidades internas en "Polymer LTD" en Makhachkala. La máquina está diseñada para balancear rodillos utilizados en la producción de materiales poliméricos.

Figura 2.3 muestra una fotografía de una máquina de balanceo con una suspensión de banda similar para el carro, destinada al balanceo de herramientas especializadas.

Figuras 2.4.a y 2.4.b muestran fotografías de una máquina de rodamiento blando casera para el balanceo de ejes de transmisión, cuyos soportes también están fabricados utilizando resortes de suspensión de banda.

Figura 2.5 presenta una fotografía de una máquina de rodamientos blandos diseñada para balancear turbocompresores, con los apoyos de sus carros también suspendidos en resortes de banda. La máquina, hecha para uso privado de A. Shahgunyan (San Petersburgo), está equipada con el sistema de medición "Balanset 1".

Según el fabricante (ver Fig. 2.6), esta máquina proporciona la capacidad de balancear turbinas con un desbalance residual que no exceda 0.2 g*mm.

Figura 2.3. Máquina de rodamiento blando para el balanceo de herramientas con suspensión de soporte en resortes de banda

Figura 2.4.a. Máquina de rodamiento blando para el balanceo de ejes de transmisión (máquina ensamblada)

Figura 2.4.b. Máquina de rodamiento blando para el balanceo de ejes de transmisión con soportes de carro suspendidos en resortes de banda. (Soporte principal del huso con suspensión de banda de resorte)

Figura 2.5. Máquina de rodamiento blando para el balanceo de turbocompresores con soportes en resortes de banda, fabricada por A. Shahgunyan (San Petersburgo)

Figura 2.6. Captura de pantalla del sistema de medición 'Balanset 1' que muestra los resultados del balanceo del rotor de una turbina en la máquina de A. Shahgunyan

Además de la versión clásica de los soportes de máquinas de balanceo de rodamiento blando discutida anteriormente, otras soluciones estructurales también se han vuelto comunes.

Figuras 2.7 y 2.8 fotografías de características de máquinas de balanceo para ejes de transmisión, cuyos soportes están fabricados a base de resortes planos (de placa). Estas máquinas fueron fabricadas para las necesidades propias de la empresa privada "Dergacheva" y la LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), respectivamente.

Las máquinas de balanceo de rodamiento blando con tales soportes a menudo son reproducidas por fabricantes aficionados debido a su relativa simplicidad y facilidad de fabricación. Estos prototipos generalmente son máquinas de la serie VBRF de "K. Schenck" o máquinas de producción nacional similares.

Las máquinas mostradas en las Figuras 2.7 y 2.8 están diseñadas para el balanceo de ejes de transmisión de dos, tres y cuatro soportes. Tienen una construcción similar, que incluye:

• un bastidor soldado 1, basado en dos vigas en I conectadas por nervaduras transversales;
• un soporte de huso estacionario (delantero) 2;
• un soporte de huso móvil (trasero) 3;
• one or two movable (intermediate) supports 4. Supports 2 and 3 house spindle units 5 and 6, intended for mounting the balanced drive shaft 7 on the machine.

Figura 2.7. Máquina de rodamiento blando para balanceo de ejes de transmisión de la empresa privada "Dergacheva" con soportes en resortes planos (de placa)

Figura 2.8. Máquina de rodamiento blando para balanceo de ejes de transmisión de la LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") con soportes en resortes planos

Los sensores de vibración 8 están instalados en todos los soportes, los cuales se utilizan para medir las oscilaciones transversales de los soportes. El huso principal 5, montado en el soporte 2, es girado por un motor eléctrico mediante una transmisión por correa.

Figuras 2.9.a y 2.9.b muestran fotografías del soporte de la máquina de balanceo, el cual está basado en resortes planos.

Figura 2.9. Soporte de máquina de balanceo de rodamiento blando con resortes planos

• a) Vista lateral;
• b) Vista frontal

Dado que los fabricantes aficionados utilizan frecuentemente tales soportes en sus diseños, es útil examinar las características de su construcción con más detalle. Como se muestra en la Figura 2.9.a, este soporte consta de tres componentes principales:

• Placa inferior del soporte 1: Para el soporte del huso delantero, la placa está unida rígidamente a las guías; para los soportes intermedios o los soportes del huso trasero, la placa inferior está diseñada como un carro que puede moverse a lo largo de las guías del bastidor.
• Placa superior del soporte 2, sobre la cual se montan las unidades de soporte (soportes de rodillos 4, husos, rodamientos intermedios, etc.).
• Dos resortes planos 3, que conectan las placas de rodamiento inferior y superior.

To prevent the risk of increased vibration of the supports during operation, which can occur during the acceleration or deceleration of the balanced rotor, the supports may include a locking mechanism (see Fig. 2.9.b). This mechanism consists of a rigid bracket 5, which can be engaged by an eccentric lock 6 connected to one of the flat springs of the support. When the lock 6 and bracket 5 are engaged, the support is locked, eliminating the risk of increased vibration during acceleration and deceleration.

When designing supports made with flat (plate) springs, the machine manufacturer must assess the frequency of their natural oscillations, which depends on the stiffness of the springs and the mass of the balanced rotor. Knowing this parameter allows the designer to consciously choose the range of operational rotational frequencies of the rotor, avoiding the danger of resonant oscillations of the supports during balancing.

Las recomendaciones para calcular y determinar experimentalmente las frecuencias naturales de oscilación de los soportes, así como de otros componentes de las máquinas de balanceo, se discuten en la Sección 3.

Como se mencionó anteriormente, la simplicidad y facilidad de fabricación del diseño del soporte utilizando resortes planos (de placa) atraen a los desarrolladores aficionados de máquinas de balanceo para diversos propósitos, incluidas máquinas para el balanceo de cigüeñales, rotores de turbocompresores automotrices, etc.

Como ejemplo, las Figuras 2.10.a y 2.10.b presentan un boceto de vista general de una máquina diseñada para el balanceo de rotores de turbocompresores. Esta máquina fue fabricada y se utiliza para necesidades internas en la LLC "SuraTurbo" en Penza.

2.10.a. Máquina para el balanceo de rotores de turbocompresores (vista lateral)

2.10.b. Máquina para balanceo de rotores de turbocompresores (vista desde el lado del soporte frontal)

Además de las máquinas de balanceo de soporte blando (Soft Bearing) discutidas anteriormente, a veces se crean soportes de soporte blando relativamente simples. Estos soportes permiten un balanceo de alta calidad de mecanismos rotativos para diversos propósitos con costos mínimos.

Several such stands are reviewed below, built on the basis of a flat plate (or frame) set on cylindrical compression springs. These springs are usually selected such that the natural frequency of oscillations of the plate with the balanced mechanism installed on it is 2 to 3 times lower than the rotation frequency of this mechanism's rotor during balancing.

Figura 2.11 muestra una fotografía de un soporte para balanceo de ruedas abrasivas, fabricado para producción interna por P. Asharin.

Figura 2.11. Soporte para balanceo de ruedas abrasivas

El soporte consta de los siguientes componentes principales:

• Placa 1, montada sobre cuatro resortes cilíndricos 2;
• Motor eléctrico 3, cuyo rotor también sirve como husillo, sobre el cual se monta un mandril 4, utilizado para instalar y asegurar la rueda abrasiva en el husillo.

Una característica clave de este banco es la inclusión de un sensor de pulso 5 para el ángulo de rotación del rotor del motor eléctrico, que se utiliza como parte del sistema de medición del banco ("Balanset 2C") para determinar la posición angular para la extracción de la masa correctora de la rueda abrasiva.

Figura 2.12 muestra una fotografía de un banco utilizado para el balanceo de bombas de vacío. Este banco fue desarrollado bajo pedido por la JSC "Measurement Plant".

Figura 2.12. Banco para balanceo de bombas de vacío de la JSC "Measurement Plant"

La base de este soporte también utiliza Placa 1, montada sobre resortes cilíndricos 2. En la placa 1 se instala una bomba de vacío 3, que tiene su propio accionamiento eléctrico capaz de variar ampliamente las velocidades de 0 a 60,000 RPM. Los sensores de vibración 4 se montan en la carcasa de la bomba, que se utilizan para medir las vibraciones en dos secciones diferentes a diferentes alturas.

Para la sincronización del proceso de medición de vibración con el ángulo de rotación del rotor de la bomba, se utiliza un sensor de ángulo de fase láser 5 en el banco. A pesar de la construcción externa aparentemente simplista de estos bancos, permite lograr un balanceo de muy alta calidad del impulsor de la bomba.

Por ejemplo, a frecuencias de rotación subcríticas, el desbalance residual del rotor de la bomba está por debajo de la tolerancia de la clase de calidad de balanceo más fina definida en ISO 21940-11 (antes ISO 1940-1), G0.4: un resultado de banco interno equivalente a un G0.16 teórico, que es más estricto que cualquier clase listada en la norma.

La vibración residual de la carcasa de la bomba lograda durante el balanceo a velocidades de rotación de hasta 8,000 RPM no excede 0.01 mm/seg.

Los soportes de balanceo fabricados según el esquema descrito anteriormente también son efectivos para el balanceo de otros mecanismos, como ventiladores. En las figuras 2.13 y 2.14 se muestran ejemplos de soportes diseñados para el balanceo de ventiladores.

Figura 2.13. Soporte para balanceo de impulsores de ventiladores

La calidad del balanceo de ventiladores lograda en estos bancos es bastante alta. Según especialistas de la LLC "Atlant-project", en el banco diseñado por ellos basado en recomendaciones de la LLC "Kinematics" (ver Fig. 2.14), el nivel de vibración residual logrado al balancear ventiladores fue de 0.8 mm/seg. Esto es más de tres veces mejor que la tolerancia establecida para ventiladores en la categoría BV5 según la norma ISO 31350-2007 "Vibración. Ventiladores industriales. Requisitos para la vibración producida y la calidad de balanceo."

Figura 2.14. Banco para balanceo de impulsores de ventiladores de equipo a prueba de explosiones de la LLC "Atlant-project", Podolsk

Datos similares obtenidos en la JSC "Lissant Fan Factory" muestran que estos bancos, utilizados en la producción en serie de ventiladores de conducto, aseguraron consistentemente una vibración residual que no excedía 0.1 mm/s.

2.2. Máquinas de cojinetes duros

Hard Bearing balancing machines differ from the previously discussed Soft Bearing machines in the design of their supports. Their supports are made in the form of rigid plates with intricate slots (cut-outs). The natural frequencies of these supports significantly (at least 2-3 times) exceed the maximum rotational frequency of the rotor balanced on the machine.

Las máquinas de soporte rígido son más versátiles que las de soporte blando, ya que generalmente permiten un balanceo de alta calidad de rotores en un rango más amplio de sus características de masa y dimensiones. Una ventaja importante de estas máquinas es también que permiten un balanceo de alta precisión de rotores a velocidades de rotación relativamente bajas, que pueden estar en el rango de 200-500 RPM e inferiores.

Figura 2.15 muestra una fotografía de una máquina de balanceo de rodamiento duro típica fabricada por "K. Schenk". De esta figura, es evidente que las partes individuales del soporte, formadas por las ranuras intrincadas, tienen rigidez variable. Bajo la influencia de las fuerzas del desbalance del rotor, esto puede provocar deformaciones (desplazamientos) de algunas partes del soporte con respecto a otras. (En la Figura 2.15, la parte más rígida del soporte está resaltada con una línea punteada roja, y su parte relativamente flexible está en azul).

Para medir las mencionadas deformaciones relativas, las máquinas de soporte rígido pueden utilizar sensores de fuerza o sensores de vibración altamente sensibles de varios tipos, incluidos sensores de desplazamiento de vibración sin contacto.

Figura 2.15. Máquina de balanceo de rodamiento duro de "K. Schenk"

Como lo indica el análisis de las solicitudes recibidas de los clientes para los instrumentos de la serie "Balanset", el interés en la fabricación de máquinas de rodamiento duro para uso interno ha estado aumentando continuamente. Esto se ve facilitado por la amplia difusión de información publicitaria sobre las características de diseño de las máquinas de balanceo nacionales, que son utilizadas por fabricantes aficionados como análogos (o prototipos) para sus propios desarrollos.

Consideremos algunas variaciones de máquinas de rodamiento duro fabricadas para las necesidades internas de varios consumidores de los instrumentos de la serie "Balanset".

Figuras 2.16.a – 2.16.d muestran fotografías de una máquina de rodamiento duro diseñada para el balanceo de ejes de transmisión, que fue fabricada por N. Obyedkov (ciudad de Magnitogorsk). Como se ve en la Fig. 2.16.a, la máquina consta de un bastidor rígido 1, sobre el cual se instalan soportes 2 (dos de husillo y dos intermedios). El husillo principal 3 de la máquina es accionado por un motor eléctrico asíncrono 4 mediante una transmisión por correa. Se utiliza un controlador de frecuencia 6 para controlar la velocidad de rotación del motor eléctrico 4. La máquina está equipada con el sistema de medición y computación "Balanset 4" 5, que incluye una unidad de medición, una computadora, cuatro sensores de fuerza y un sensor de ángulo de fase (los sensores no se muestran en la Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Máquina de soporte rígido para balanceo de ejes de transmisión, fabricada por N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b muestra una fotografía del soporte frontal de la máquina con el husillo principal 3, que es accionado, como se mencionó anteriormente, por una transmisión por correa desde un motor eléctrico asíncrono 4. Este soporte está montado rígidamente en el bastidor.

Figura 2.16.b. Soporte del husillo frontal (principal).

Figura 2.16.c features a photograph of one of the two movable intermediate supports of the machine. This support rests on slides 7, allowing for its longitudinal movement along the frame guides. This support includes a special device 8, designed for installing and adjusting the height of the intermediate bearing of the balanced drive shaft.

Figura 2.16.c. Soporte intermedio móvil de la máquina

Figura 2.16.d muestra una fotografía del soporte del husillo trasero (accionado), que, al igual que los soportes intermedios, permite el movimiento a lo largo de las guías del bastidor de la máquina.

Figura 2.16.d. Soporte del husillo trasero (accionado).

All the supports discussed above are vertical plates mounted on flat bases. The plates feature T-shaped slots (see Fig. 2.16.d), which divide the support into an inner part 9 (more rigid) and an outer part 10 (less rigid). The differing stiffness of the inner and outer parts of the support may result in relative deformation of these parts under the forces of unbalance from the balanced rotor.

Los sensores de fuerza se utilizan típicamente para medir la deformación relativa de los soportes en máquinas caseras. Un ejemplo de cómo se instala un sensor de fuerza en un soporte de máquina de balanceo de soporte rígido se muestra en la Figura 2.16.e. Como se ve en esta figura, el sensor de fuerza 11 se presiona contra la superficie lateral de la parte interior del soporte mediante un perno 12, que pasa a través de un orificio roscado en la parte exterior del soporte.

Para asegurar una presión uniforme del perno 12 en todo el plano del sensor de fuerza 11, se coloca una arandela plana 13 entre este y el sensor.

Figura 2.16.d. Ejemplo de instalación de sensor de fuerza en un soporte.

During the operation of the machine, the forces of imbalance from the balanced rotor act through the support units (spindles or intermediate bearings) on the outer part of the support, which begins to cyclically move (deform) relative to its inner part at the frequency of rotor rotation. This results in a variable force acting on sensor 11, proportional to the imbalance force. Under its influence, an electrical signal proportional to the magnitude of the rotor's imbalance is generated at the output of the force sensor.

Las señales de los sensores de fuerza, instalados en todos los soportes, se envían al sistema de medición y computación de la máquina, donde se utilizan para determinar los parámetros de los pesos de corrección.

Figura 2.17.a. presenta una fotografía de una máquina de rodamiento duro altamente especializada utilizada para el balanceo de ejes "de tornillo". Esta máquina fue fabricada para uso interno en la LLC "Ufatverdosplav".

Como se observa en la figura, el mecanismo de aceleración de la máquina tiene una construcción simplificada, que consiste en los siguientes componentes principales:

• Estructura soldada 1, que sirve como base;
• Dos apoyos fijos 2, fijados rígidamente a la estructura;
• Motor eléctrico 3, which drives the balanced shaft (screw) 5 via a belt drive 4.

Figura 2.17.a. Máquina de rodamiento duro para balanceo de ejes de tornillo, fabricada por la LLC "Ufatverdosplav"

The supports 2 of the machine are vertically installed steel plates with T-shaped slots. At the top of each support, there are support rollers manufactured using rolling bearings, on which the balanced shaft 5 rotates.

Para medir la deformación de los soportes, que ocurre bajo la acción del desbalance del rotor, se utilizan sensores de fuerza 6 (ver Fig. 2.17.b), que están instalados en las ranuras de los soportes. Estos sensores están conectados al dispositivo "Balanset 1", que se utiliza en esta máquina como sistema de medición y computación.

A pesar de la relativa simplicidad del mecanismo de arranque de la máquina, permite un balanceo de calidad suficientemente alta de los tornillos, que, como se ve en la Fig. 2.17.a., tienen una superficie helicoidal compleja.

Según la LLC "Ufatverdosplav", el desbalance inicial del tornillo se redujo casi 50 veces en esta máquina durante el proceso de balanceo.

Figura 2.17.b. Apoyo de Máquina de Apoyo Rígido para el Balanceo de Ejes Tipo Tornillo con Sensor de Fuerza

El desbalance residual logrado fue de 3552 g*mm (19,2 g a un radio de 185 mm) en el primer plano del husillo y de 2220 g*mm (12,0 g a un radio de 185 mm) en el segundo plano. Para un rotor de 500 kg que opera a una frecuencia de rotación de 3500 RPM, este desbalance corresponde a la clase G6.3 según ISO 21940-11 (antes ISO 1940-1), lo cual cumple con los requisitos establecidos en su documentación técnica.

Un diseño original (ver Fig. 2.18), que implica el uso de una base única para la instalación simultánea de soportes para dos máquinas de balanceo de rodamiento duro de diferentes tamaños, fue propuesto por S.V. Morozov. Las ventajas obvias de esta solución técnica, que permiten minimizar los costos de producción del fabricante, incluyen:

• Ahorro de espacio de producción;
• Uso de un solo motor eléctrico con variador de frecuencia para operar dos máquinas diferentes;
• Uso de un solo sistema de medición para operar dos máquinas diferentes.

Figura 2.18. Máquina de balanceo de rodamiento duro ("Tándem"), fabricada por S.V. Morozov

3. Requisitos para la construcción de unidades básicas y mecanismos de máquinas de balanceo

3.1. Rodamientos

3.1.1. Fundamentos teóricos del diseño de rodamientos

En la sección anterior, se discutieron en detalle las principales ejecuciones de diseño de soportes de rodamiento blando y rodamiento duro para máquinas de balanceo. Un parámetro crucial que los diseñadores deben considerar al diseñar y fabricar estos soportes son sus frecuencias naturales de oscilación. Esto es importante porque se requiere la medición no solo de la amplitud de vibración (deformación cíclica) de los soportes, sino también de la fase de vibración para calcular los parámetros de los pesos de corrección por los sistemas de medición y computación de la máquina.

If the natural frequency of a support coincides with the rotation frequency of the balanced rotor (support resonance), accurate measurement of amplitude and phase of vibration is practically impossible. This is clearly illustrated in the graphs showing changes in amplitude and phase of the support's oscillations as a function of the rotational frequency of the balanced rotor (see Fig. 3.1).

From these graphs, it follows that as the rotational frequency of the balanced rotor approaches the natural frequency of the support oscillations (i.e., when the ratio fp/fo is close to 1), there is a significant increase in amplitude associated with the resonance oscillations of the support (see Fig. 3.1.a). Simultaneously, graph 3.1.b shows that in the resonance zone, there is a sharp change in the phase angle ∆F°, which can reach up to 180°.

En otras palabras, al balancear cualquier mecanismo en la zona de resonancia, incluso pequeños cambios en su frecuencia de rotación pueden provocar una inestabilidad significativa en los resultados de medición de la amplitud y la fase de su vibración, lo que conduce a errores en el cálculo de los parámetros de los pesos de corrección y afecta negativamente la calidad del balanceo.

The above graphs confirm earlier recommendations that for Hard Bearing machines, the upper limit of the rotor's operational frequencies should be (at least) 2-3 times lower than the natural frequency of the support, fo. For Soft Bearing machines, the lower limit of permissible operational frequencies of the balanced rotor should (at least) be 2-3 times higher than the natural frequency of the support.

Figura 3.1. Gráficas que muestran los cambios en la amplitud relativa y la fase de las vibraciones del apoyo de la máquina de balanceo en función de los cambios en la frecuencia de rotación.

• Ад – Amplitud de las vibraciones dinámicas del apoyo;
• e = m*r / M - Specific imbalance of the balanced rotor;
• m – Masa desbalanceada del rotor;
• M – Masa del rotor;
• r – Radio en el que se encuentra la masa desbalanceada en el rotor;
• fp – Frecuencia de rotación del rotor;
• fo – Frecuencia natural de vibración del apoyo

Dada la información presentada, no se recomienda operar la máquina en el área de resonancia de sus apoyos (destacada en rojo en la Fig. 3.1). Las gráficas mostradas en la Fig. 3.1 también demuestran que, para los mismos desbalances del rotor, las vibraciones reales de los apoyos de la máquina de Apoyo Rígido son significativamente menores que las que ocurren en los apoyos de la máquina de Apoyo Blando.

De esto se desprende que los sensores utilizados para medir las vibraciones de los apoyos en las máquinas de Apoyo Rígido deben tener mayor sensibilidad que los de las máquinas de Apoyo Blando. Esta conclusión está bien respaldada por la práctica real de uso de sensores, la cual muestra que los sensores de vibración absolutos (vibroacelerómetros y/o sensores de vibrovelocidad), utilizados con éxito en máquinas de balanceo de Apoyo Blando, a menudo no pueden lograr la calidad de balanceo necesaria en máquinas de Apoyo Rígido.

En estas máquinas, se recomienda utilizar sensores de vibración relativos, como sensores de fuerza o sensores de desplazamiento de alta sensibilidad.

3.1.2. Estimación de las frecuencias naturales de los apoyos mediante métodos de cálculo

Un diseñador puede realizar un cálculo aproximado (estimativo) de la frecuencia natural de un apoyo fo​ utilizando la fórmula 3.1, tratando simplísticamente el apoyo como un sistema vibratorio con un grado de libertad, el cual (véase la Fig. 2.19.a) está representado por una masa M, oscilando sobre un resorte con rigidez K.

La masa M utilizada en el cálculo para un rotor simétrico entre rodamientos puede aproximarse mediante la fórmula 3.2.

where Mo​ is the mass of the moving part of the support in kg; Mr​ is the mass of the balanced rotor in kg; n is the number of machine supports involved in the balancing.

La rigidez K del apoyo se calcula utilizando la fórmula 3.3 en función de los resultados de estudios experimentales que implican medir la deformación ΔL del apoyo cuando se carga con una fuerza estática P (véase las Figs. 3.2.a y 3.2.b).

donde ΔL es la deformación del soporte en metros; P es la fuerza estática en Newtons.

La magnitud de la fuerza de carga P se puede medir utilizando un instrumento de medición de fuerza (por ejemplo, un dinamómetro). El desplazamiento del soporte ΔL se determina mediante un dispositivo para medir desplazamientos lineales (por ejemplo, un indicador de reloj).

3.1.3. Métodos experimentales para determinar las frecuencias naturales de los soportes

Dado que el cálculo de las frecuencias naturales de los soportes, discutido anteriormente y realizado mediante un método simplificado, puede conducir a errores significativos, la mayoría de los desarrolladores aficionados prefieren determinar estos parámetros mediante métodos experimentales. Para ello, utilizan las capacidades proporcionadas por los sistemas modernos de medición de vibraciones de las máquinas de balanceo, incluidos los instrumentos de la serie "Balanset".

3.1.3.1. Determinación de las frecuencias naturales de los soportes mediante el método de excitación por impacto

El método de excitación por impacto es la forma más simple y común de determinar la frecuencia natural de vibración de un soporte o cualquier otro componente de la máquina. Se basa en el hecho de que cuando cualquier objeto, como una campana (ver Fig. 3.3), es excitado por impacto, su respuesta se manifiesta como una respuesta vibratoria que decae gradualmente. La frecuencia de la señal vibratoria está determinada por las características estructurales del objeto y corresponde a la frecuencia de sus vibraciones naturales. Para la excitación por impacto de las vibraciones, se puede utilizar cualquier herramienta pesada, como un martillo de goma o un martillo regular.

Figura 3.3. Diagrama de la excitación por impacto utilizada para determinar las frecuencias naturales de un objeto

La masa del martillo debe ser aproximadamente el 10% de la masa del objeto que se está excitando. Para capturar la respuesta vibratoria, se debe instalar un sensor de vibración en el objeto bajo examen, con su eje de medición alineado con la dirección de la excitación por impacto. En algunos casos, se puede utilizar un micrófono de un dispositivo de medición de ruido como sensor para percibir la respuesta vibratoria del objeto.

Las vibraciones del objeto se convierten en una señal eléctrica por el sensor, que luego se envía a un instrumento de medición, como la entrada de un analizador de espectros. Este instrumento registra la función temporal y el espectro del proceso vibratorio decreciente (véase la Fig. 3.4), cuyo análisis permite determinar la frecuencia (frecuencias) de las vibraciones naturales del objeto.

Figura 3.5. Interfaz del programa que muestra las gráficas de la función temporal y el espectro de las vibraciones de impacto que decaen de la estructura examinada

El análisis de la gráfica del espectro presentada en la Figura 3.5 (ver la parte inferior de la ventana de trabajo) muestra que el componente principal de las vibraciones naturales de la estructura examinada, determinado con referencia al eje de abscisas de la gráfica, ocurre a una frecuencia de 9.5 Hz. Este método se puede recomendar para estudios de las vibraciones naturales de los soportes de máquinas de balanceo tanto de soporte blando como de soporte rígido.

3.1.3.2. Determinación de las frecuencias naturales de los soportes en modo de inercia

En algunos casos, las frecuencias naturales de los soportes se pueden determinar midiendo cíclicamente la amplitud y la fase de la vibración "en el paro por inercia". Al implementar este método, el rotor instalado en la máquina examinada se acelera inicialmente hasta su velocidad máxima de rotación, después de lo cual se desconecta su accionamiento y la frecuencia de la fuerza perturbadora asociada con el desbalance del rotor disminuye gradualmente desde el máximo hasta el punto de parada.

En este caso, las frecuencias naturales de los soportes se pueden determinar mediante dos características:

• Por un salto local en la amplitud de vibración observado en las áreas de resonancia;
• Por un cambio brusco (hasta 180°) en la fase de vibración observado en la zona del salto de amplitud.

En los dispositivos de la serie "Balanset", el modo "Vibrómetro" ("Balanset 1") o el modo "Balanceo. Monitoreo" ("Balanset 2C" y "Balanset 4") se pueden utilizar para detectar las frecuencias naturales de los objetos "en el paro por inercia", lo que permite mediciones cíclicas de la amplitud y la fase de la vibración en la frecuencia de rotación del rotor.

Además, el software "Balanset 1" incluye adicionalmente un modo especializado "Gráficas. Paro por inercia", que permite trazar gráficas de los cambios en la amplitud y la fase de las vibraciones de los soportes en el paro por inercia en función de la frecuencia de rotación cambiante, facilitando significativamente el proceso de diagnóstico de resonancias.

Cabe señalar que, por razones obvias (ver sección 3.1.1), el método de identificación de las frecuencias naturales de los soportes en inercia solo se puede utilizar en el caso de estudiar máquinas de balanceo de soporte blando, donde las frecuencias de trabajo de rotación del rotor superan significativamente las frecuencias naturales de los soportes en la dirección transversal.

En el caso de máquinas de soporte rígido, donde las frecuencias de trabajo de rotación del rotor que excitan las vibraciones de los soportes en inercia están significativamente por debajo de las frecuencias naturales de los soportes, el uso de este método es prácticamente imposible.

3.1.4. Recomendaciones prácticas para el diseño y fabricación de soportes para máquinas de balanceo

3.1.2. Cálculo de las frecuencias naturales de los soportes mediante métodos computacionales

Los cálculos de las frecuencias naturales de los soportes utilizando el esquema de cálculo discutido anteriormente se pueden realizar en dos direcciones:

• En la dirección transversal de los soportes, que coincide con la dirección de medición de sus vibraciones causadas por las fuerzas del desbalance del rotor;
• En la dirección axial, que coincide con el eje de rotación del rotor balanceado montado en los soportes de la máquina.

Calculating the natural frequencies of supports in the vertical direction requires the use of a more complex calculation technique, which (in addition to the parameters of the support and balanced rotor itself) must take into account the parameters of the frame and the specifics of the machine's installation on the foundation. This method is not discussed in this publication. Analysis of formula 3.1 allows for some simple recommendations that should be considered by machine designers in their practical activities. In particular, the natural frequency of a support can be altered by changing its stiffness and/or mass. Increasing the stiffness increases the natural frequency of the support, while increasing the mass decreases it. These changes have a non-linear, square-inverse relationship. For example, doubling the stiffness of the support increases its natural frequency only by a factor of 1.4. Similarly, doubling the mass of the moving part of the support reduces its natural frequency only by a factor of 1.4.

3.1.4.1. Máquinas de soporte blando con resortes planos

Se han discutido anteriormente varias variaciones de diseño de soportes de máquinas de balanceo fabricados con resortes planos en la sección 2.1 y se ilustran en las Figuras 2.7 - 2.9. Según nuestra información, tales diseños se utilizan más comúnmente en máquinas destinadas al balanceo de ejes de transmisión.

Como ejemplo, consideremos los parámetros de los resortes utilizados por uno de los clientes (LLC "Rost-Service", San Petersburgo) en la fabricación de sus propios soportes de máquina. Esta máquina estaba destinada al balanceo de ejes de transmisión de 2, 3 y 4 soportes, con una masa que no excediera los 200 kg. Las dimensiones geométricas de los resortes (altura * ancho * espesor) utilizados en los soportes de los husillos conductor y conducido de la máquina, elegidos por el cliente, eran respectivamente 300*200*3 mm.

The natural frequency of the unloaded support, determined experimentally by the impact excitation method using the standard measuring system of the "Balanset 4" machine, was found to be 11 - 12 Hz. At such a natural frequency of vibrations of the supports, the recommended rotational frequency of the balanced rotor during balancing should not be lower than 22-24 Hz (1320 – 1440 RPM).

Las dimensiones geométricas de los resortes planos utilizados por el mismo fabricante en los soportes intermedios eran respectivamente 200*200*3 mm. Además, como mostraron los estudios, las frecuencias naturales de estos soportes eran más altas, alcanzando los 13-14 Hz.

Con base en los resultados de las pruebas, se aconsejó a los fabricantes de la máquina que alinearan (igualaran) las frecuencias naturales de los soportes del husillo y los intermedios. Esto debería facilitar la selección del rango de frecuencias de rotación operativas de los ejes de transmisión durante el balanceo y evitar posibles inestabilidades en las lecturas del sistema de medición debido a que los soportes ingresen al área de vibraciones resonantes.

Los métodos para ajustar las frecuencias naturales de vibración de los soportes en resortes planos son obvios. Este ajuste se puede lograr cambiando las dimensiones geométricas o la forma de los resortes planos, lo cual se logra, por ejemplo, fresando ranuras longitudinales o transversales que reduzcan su rigidez.

Como se mencionó anteriormente, la verificación de los resultados de tal ajuste se puede realizar identificando las frecuencias naturales de vibración de los soportes utilizando los métodos descritos en las secciones 3.1.3.1 y 3.1.3.2.

Figura 3.6 presenta una versión clásica del diseño del soporte en resortes planos, utilizada en una de sus máquinas por A. Sinitsyn. Como se muestra en la figura, el soporte incluye los siguientes componentes:

• Placa superior 1;
• Dos resortes planos 2 y 3;
• Placa inferior 4;
• Soporte de tope 5.

Figura 3.6. Variación de diseño de un soporte en resortes planos

La placa superior 1 del soporte se puede utilizar para montar el huso o un rodamiento intermedio. Dependiendo del propósito del soporte, la placa inferior 4 se puede fijar rígidamente a las guías de la máquina o instalarse en deslizantes móviles, permitiendo que el soporte se mueva a lo largo de las guías. El soporte 5 se utiliza para instalar un mecanismo de bloqueo para el soporte, permitiendo que se fije de manera segura durante la aceleración y desaceleración del rotor balanceado.

Los resortes planos para los soportes de máquinas de rodamiento suave deben fabricarse con acero para resortes de hojas o acero aleado de alta calidad. No se recomienda el uso de aceros estructurales ordinarios con baja resistencia a la fluencia, ya que pueden desarrollar deformación residual bajo cargas estáticas y dinámicas durante la operación, lo que conduce a una reducción en la precisión geométrica de la máquina e incluso a la pérdida de estabilidad del soporte.

Figura 3.7. Máquina para el balanceo de rotores de motores eléctricos, ensamblada y desarrollada por A. Mokhov.

Figura 3.8. Máquina para el balanceo de rotores de turbobombas, desarrollada por G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Soportes de máquinas de soporte blando con suspensión en resortes de banda

Al diseñar los resortes de banda utilizados para las suspensiones de soporte, se debe prestar atención a la selección del espesor y el ancho de la banda del resorte, que por un lado debe soportar la carga estática y dinámica del rotor en el soporte, y por otro lado, debe evitar la posibilidad de vibraciones torsionales de la suspensión del soporte, manifestándose como excentricidad de giro axial.

Los ejemplos de implementación estructural de máquinas de balanceo que utilizan suspensiones de resortes de banda se muestran en las Figuras 2.1 - 2.5 (véase la sección 2.1), así como en las Figuras 3.7 y 3.8 de esta sección.

3.1.4.4. Soportes de rodamiento rígido para máquinas

Como muestra nuestra amplia experiencia con los clientes, una parte significativa de los fabricantes de balanceadores caseros ha comenzado recientemente a preferir las máquinas de rodamiento rígido con soportes rígidos. En la sección 2.2, las Figuras 2.16 – 2.18 muestran fotografías de varios diseños estructurales de máquinas que emplean tales soportes. Un boceto típico de un soporte rígido, desarrollado por uno de nuestros clientes para la construcción de su máquina, se presenta en la Fig. 3.10. Este soporte consiste en una placa de acero plana con una ranura en forma de P, que divide convencionalmente el soporte en partes "rígidas" y "flexibles". Bajo la influencia de la fuerza de desbalance, la parte "flexible" del soporte puede deformarse con respecto a su parte "rígida". La magnitud de esta deformación, determinada por el espesor del soporte, la profundidad de las ranuras y el ancho del puente que conecta las partes "flexibles" y "rígidas" del soporte, se puede medir utilizando sensores adecuados del sistema de medición de la máquina. Debido a la falta de un método para calcular la rigidez transversal de tales soportes, teniendo en cuenta la profundidad h de la ranura en forma de P, el ancho t del puente, así como el espesor del soporte r (véase la Fig. 3.10), estos parámetros de diseño se determinan típicamente de manera experimental por los desarrolladores.

For machines with a balanced rotor mass not exceeding 300 - 500 kg, the thickness of the support can be increased to 30 – 40 mm, and for machines designed for balancing rotors with maximum masses ranging from 1000 to 3000 kg, the thickness of the support can reach 50 – 60 mm or more. As the analysis of the dynamic characteristics of the above-mentioned supports shows, their natural vibration frequencies, measured in the transverse plane (the plane of measurement of relative deformations of the "flexible" and "rigid" parts), usually exceed 100 Hz or more. The natural vibration frequencies of Hard Bearing support stands in the frontal plane, measured in the direction coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor, are usually significantly lower. And it is these frequencies that should be primarily considered when determining the upper limit of the operating frequency range for rotating rotors balanced on the machine.

Figura 3.26. Ejemplo de uso de una base de torno usada para fabricar una máquina de soporte rígido para balancear barrenos.

Figura 3.27. Ejemplo de uso de una base de torno usada para fabricar una máquina de soporte flexible para balancear ejes.

Figura 3.28. Ejemplo de fabricación de una base ensamblada a partir de canales

Figura 3.29. Ejemplo de fabricación de una base soldada a partir de canales

Figura 3.30. Ejemplo de fabricación de una base soldada a partir de canales

Figura 3.31. Ejemplo de una base de máquina de balanceo hecha de hormigón polimérico

Típicamente, al fabricar tales bases, su parte superior se refuerza con insertos de acero utilizados como guías sobre las cuales se apoyan los soportes de la máquina de balanceo. Recientemente, se han utilizado ampliamente bases fabricadas con hormigón polimérico con recubrimientos amortiguadores de vibraciones. Esta tecnología para la fabricación de bases está bien descrita en línea y puede ser implementada fácilmente por fabricantes caseros. Debido a la relativa simplicidad y bajo costo de producción, estas bases tienen varias ventajas clave sobre sus contrapartes metálicas:

• Mayor coeficiente de amortiguamiento para las oscilaciones vibratorias;
• Menor conductividad térmica, lo que garantiza una deformación térmica mínima de la base;
• Mayor resistencia a la corrosión;
• Ausencia de tensiones internas.

3.1.4.3. Soportes de máquinas de balanceo de rodamientos blandos fabricados con resortes cilíndricos

Un ejemplo de una máquina de balanceo de rodamientos blandos, en la que se utilizan resortes de compresión cilíndricos en el diseño de los soportes, se muestra en la Figura 3.9. La principal desventaja de esta solución de diseño está relacionada con los diferentes grados de deformación del resorte en los soportes delantero y trasero, lo cual ocurre si las cargas sobre los soportes son desiguales durante el balanceo de rotores asimétricos. Esto conduce naturalmente a la desalineación de los soportes y al sesgo del eje del rotor en el plano vertical. Una de las consecuencias negativas de este defecto puede ser la aparición de fuerzas que provocan el desplazamiento axial del rotor durante la rotación.

Fig. 3.9. Variante de construcción de soporte de rodamiento blando para máquinas de balanceo utilizando resortes cilíndricos.

3.1.4.4. Soportes de rodamiento rígido para máquinas

Fig. 3.10. Boceto de soporte de rodamiento duro para máquina de balanceo

Photographs displaying various implementations of such supports, manufactured for our clients' own machines, are presented in Figures 3.11 and 3.12. Summarizing the data obtained from several of our clients who are machine manufacturers, requirements for the thickness of supports, set for machines of various sizes and load capacities, can be formulated. For example, for machines intended to balance rotors weighing from 0.1 to 50-100 kg, the thickness of the support may be 20 mm.

Fig. 3.11. Soportes de rodamiento duro para máquina de balanceo, fabricados por A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Soporte de rodamiento duro para máquina de balanceo, fabricado por D. Krasilnikov

For machines with a balanced rotor mass not exceeding 300 - 500 kg, the thickness of the support can be increased to 30 – 40 mm, and for machines designed for balancing rotors with maximum masses ranging from 1000 to 3000 kg, the thickness of the support can reach 50 – 60 mm or more. As the analysis of the dynamic characteristics of the above-mentioned supports shows, their natural vibration frequencies, measured in the transverse plane (the plane of measurement of relative deformations of the "flexible" and "rigid" parts), usually exceed 100 Hz or more. The natural vibration frequencies of Hard Bearing support stands in the frontal plane, measured in the direction coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor, are usually significantly lower. And it is these frequencies that should be primarily considered when determining the upper limit of the operating frequency range for rotating rotors balanced on the machine. As noted above, the determination of these frequencies can be performed by the impact excitation method described in section 3.1.

3.2. Conjuntos de soporte de máquinas de balanceo

3.2.1. Tipos principales de conjuntos de soporte

En la fabricación de máquinas de balanceo de rodamientos duros y blandos, se pueden recomendar los siguientes tipos bien conocidos de conjuntos de soporte, utilizados para la instalación y rotación de rotores balanceados en los soportes, incluyendo:

• Conjuntos de soporte prismáticos;
• Conjuntos de soporte con rodillos giratorios;
• Conjuntos de soporte de husillo.

3.2.1.1. Conjuntos de soporte prismáticos

These assemblies, having various design options, are usually installed on supports of small and medium-sized machines, on which rotors with masses not exceeding 50 - 100 kg can be balanced. An example of the simplest version of a prismatic supporting assembly is presented in Figure 3.13. This supporting assembly is made of steel and is used on a turbine balancing machine. A number of manufacturers of small and medium-sized balancing machines, when manufacturing prismatic supporting assemblies, prefer to use non-metallic materials (dielectrics), such as textolite, fluoroplastic, caprolon, etc.

3.13. Variante de ejecución de conjunto de soporte prismático, utilizado en una máquina de balanceo para turbinas de automóviles

Conjuntos de soporte similares (véase la Figura 3.8 anterior) se implementan, por ejemplo, por G. Glazov en su máquina, también destinada al balanceo de turbinas automotrices. La solución técnica original del conjunto de soporte prismático, fabricado en fluoroplástico (véase la Figura 3.14), es propuesta por la LLC "Technobalance".

Fig. 3.14. Conjunto de soporte prismático de la LLC "Technobalance"

This particular supporting assembly is formed using two cylindrical sleeves 1 and 2, installed at an angle to each other and fixed on supporting axes. The balanced rotor contacts the surfaces of the sleeves along the generating lines of the cylinders, which minimizes the contact area between the rotor shaft and the support, consequently reducing the friction force in the support. If necessary, in case of wear or damage to the support surface in the area of its contact with the rotor shaft, the possibility of wear compensation is provided by rotating the sleeve around its axis by some angle. It should be noted that when using supporting assemblies made of non-metallic materials, it is necessary to provide for the structural possibility of grounding the balanced rotor to the machine body, which eliminates the risk of powerful static electricity charges occurring during operation. This, firstly, helps to reduce electrical interference and disturbances that may affect the performance of the machine's measuring system, and secondly, eliminates the risk of personnel being affected by the action of static electricity.

3.2.1.2. Conjuntos de soporte de rodillos

These assemblies are typically installed on supports of machines designed for balancing rotors with masses exceeding 50 kilograms and more. Their use significantly reduces friction forces in the supports compared to prismatic supports, facilitating the rotation of the balanced rotor. As an example, Figure 3.15 shows a design variant of a supporting assembly where rollers are used for the positioning of the product. In this design, standard rolling bearings are used as rollers 1 and 2, the outer rings of which rotate on stationary axes fixed in the body of the machine's support 3. Figure 3.16 depicts a sketch of a more complex design of a roller supporting assembly implemented in their project by one of the self-made manufacturers of balancing machines. As seen from the drawing, in order to increase the load capacity of the roller (and consequently the supporting assembly as a whole), a pair of rolling bearings 1 and 2 is installed in the roller body 3. The practical implementation of this design, despite all its obvious advantages, appears to be a rather complex task, associated with the need for independent fabrication of the roller body 3, to which very high requirements for geometric accuracy and mechanical characteristics of the material are imposed.

Fig. 3.15. Ejemplo de diseño de conjunto de soporte de rodillos

Fig. 3.16. Ejemplo de diseño de conjunto de soporte de rodillos con dos rodamientos de rodadura

La Figura 3.17 presenta una variante de diseño de un conjunto de soporte de rodillos autoalineable desarrollado por los especialistas de la LLC "Technobalance". En este diseño, la capacidad de autoalineación de los rodillos se logra proporcionándoles dos grados de libertad adicionales, lo que permite a los rodillos realizar pequeños movimientos angulares alrededor de los ejes X e Y. Tales conjuntos de soporte, que aseguran una alta precisión en la instalación de rotores balanceados, generalmente se recomiendan para su uso en soportes de máquinas de balanceo pesadas.

Fig. 3.17. Ejemplo de diseño de conjunto de soporte de rodillos autoalineable

Como se mencionó anteriormente, los conjuntos de soporte de rodillos suelen tener requisitos bastante altos de fabricación precisa y rigidez. En particular, las tolerancias establecidas para la excentricidad de giro radial de los rodillos no deben exceder los 3-5 micras.

En la práctica, esto no siempre se logra incluso por parte de fabricantes conocidos. Por ejemplo, durante las pruebas del autor sobre la excentricidad de giro radial de un conjunto de nuevos conjuntos de soporte de rodillos, comprados como repuestos para el modelo de máquina de balanceo H8V, marca "K. Shenk", la excentricidad de giro radial de sus rodillos alcanzó los 10-11 micras.

3.2.1.3. Conjuntos de soporte de husillo

Al balancear rotores con montaje de brida (por ejemplo, ejes cardán) en máquinas de balanceo, se utilizan husillos como conjuntos de soporte para el posicionamiento, montaje y rotación de los productos balanceados.

Los husillos son uno de los componentes más complejos y críticos de las máquinas de balanceo, responsables en gran medida de lograr la calidad de balanceo requerida.

La teoría y la práctica del diseño y fabricación de husillos están bastante bien desarrolladas y se reflejan en una amplia gama de publicaciones, entre las cuales, la monografía "Detalles y mecanismos de máquinas-herramienta de corte de metales" [1], editada por el Dr. Ing. D.N. Reshetov, destaca como la más útil y accesible para los desarrolladores.

Entre los principales requisitos que deben considerarse en el diseño y fabricación de husillos de máquinas de balanceo, se deben priorizar los siguientes:

a) Proporcionar una alta rigidez de la estructura del conjunto del husillo suficiente para prevenir deformaciones inaceptables que puedan ocurrir bajo la influencia de las fuerzas de desbalance del rotor balanceado;

b) Asegurar la estabilidad de la posición del eje de rotación del husillo, caracterizada por valores admisibles de excentricidad de giro radial, axial y axial del husillo;

c) Asegurar una adecuada resistencia al desgaste de los muñones del husillo, así como de sus superficies de asiento y soporte utilizadas para el montaje de productos balanceados.

La implementación práctica de estos requisitos se detalla en la Sección VI "Husillos y sus soportes" del trabajo [1].

En particular, hay metodologías para verificar la rigidez y la precisión de rotación de los husillos, recomendaciones para la selección de rodamientos, la elección del material del husillo y los métodos de su endurecimiento, así como mucha otra información útil sobre este tema.

El trabajo [1] señala que en el diseño de husillos para la mayoría de los tipos de máquinas-herramienta de corte de metales, se utiliza principalmente un esquema de dos rodamientos.

Un ejemplo de la variante de diseño de dicho esquema de dos rodamientos utilizado en husillos de fresadoras (los detalles se pueden encontrar en el trabajo [1]) se muestra en la Fig. 3.18.

Este esquema es bastante adecuado para la fabricación de husillos de máquinas de balanceo, ejemplos de variantes de diseño de los cuales se muestran a continuación en las Figuras 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Boceto de un husillo de fresadora de dos rodamientos

La Figura 3.19 muestra una de las variantes de diseño del conjunto de husillo conductor de una máquina de balanceo, que gira sobre dos rodamientos radiales-axiales, cada uno de los cuales tiene su propio soporte independiente 1 y 2. En el eje del husillo 3 se montan una brida 4, destinada al montaje de brida de un eje cardán, y una polea 5, utilizada para transmitir la rotación al husillo desde el motor eléctrico mediante una transmisión por correa trapezoidal.

Figura 3.19. Ejemplo de diseño de husillo en dos soportes de rodamiento independientes

Figuras 3.20 y 3.21 muestran dos diseños estrechamente relacionados de conjuntos de husillo conductor. En ambos casos, los rodamientos del husillo se instalan en un soporte común 1, que tiene un orificio axial pasante necesario para instalar el eje del husillo. En la entrada y salida de este orificio, el soporte tiene orificios especiales (no mostrados en las figuras), diseñados para alojar rodamientos radiales-axiales (de rodillos o de bolas) y tapas de brida especiales 5, utilizadas para asegurar los anillos exteriores de los rodamientos.

Figura 3.20. Ejemplo 1 de un diseño de husillo motriz sobre dos soportes de rodamientos instalados en un alojamiento común

Figura 3.21. Ejemplo 2 de un diseño de husillo motriz sobre dos soportes de rodamientos instalados en un alojamiento común

Como en la versión anterior (véase la Fig. 3.19), se instala un plato de cara 2 en el eje del husillo, destinado al montaje de brida del eje de accionamiento, y una polea 3, utilizada para transmitir la rotación al husillo desde el motor eléctrico mediante una transmisión por correa. También se fija un brazo 4 al eje del husillo, que se utiliza para determinar la posición angular del husillo, utilizada al instalar pesos de prueba y de corrección en el rotor durante el balanceo.

Figura 3.22. Ejemplo de un diseño de un husillo conducido (trasero)

Figura 3.22 muestra una variante de diseño del conjunto del husillo conducido (trasero) de una máquina, que difiere del husillo motriz únicamente por la ausencia de la polea de accionamiento y el brazo, ya que no son necesarios.

Figura 3.23. Ejemplo de ejecución de diseño de un husillo conducido (trasero)

Como se observa en Figuras 3.20 – 3.22, los conjuntos de husillo discutidos anteriormente se fijan a los soportes de rodamientos flexibles de las máquinas de balanceo mediante abrazaderas (correas) especiales 6. También se pueden utilizar otros métodos de fijación si es necesario, asegurando la rigidez adecuada y la precisión en el posicionamiento del conjunto del husillo sobre el soporte.

Figura 3.23 ilustra un diseño de montaje de brida similar al de ese husillo, que puede utilizarse para su instalación en un soporte de rodamiento rígido de una máquina de balanceo.

3.2.1.3.4. Cálculo de la rigidez del husillo y la excentricidad de giro radial

Para determinar la rigidez del husillo y la excentricidad de giro radial esperada, se puede utilizar la fórmula 3.4 (véase el esquema de cálculo en la Figura 3.24):

donde:

• Y - desplazamiento elástico del husillo en el extremo de la consola del husillo, cm;
• P - carga calculada que actúa sobre la consola del husillo, kg;
• A - soporte de rodamiento trasero del husillo;
• B - soporte de rodamiento delantero del husillo;
• g - longitud de la consola del husillo, cm;
• c - distancia entre los soportes A y B del husillo, cm;
• J1 - momento de inercia promedio de la sección del husillo entre soportes, cm⁴;
• J2 - momento de inercia promedio de la sección de la consola del husillo, cm⁴;
• jB y jA - rigidez de los rodamientos para los soportes delantero y trasero del husillo, respectivamente, kg/cm.

Al transformar la fórmula 3.4, el valor calculado deseado de la rigidez del conjunto del husillo jшп puede determinarse:

Teniendo en cuenta las recomendaciones del trabajo [1] para máquinas de balanceo de tamaño medio, este valor no debe ser inferior a 50 kg/µm.

Para el cálculo de la excentricidad de giro radial, se utiliza la fórmula 3.5:

donde:

• ∆ es la excentricidad de giro radial en el extremo de la consola del husillo, µm;
• ∆B es la excentricidad de giro radial del rodamiento frontal del husillo, µm;
• ∆A es la excentricidad de giro radial del rodamiento trasero del husillo, µm;
• g es la longitud de la consola del husillo, cm;
• c es la distancia entre los soportes A y B del husillo, cm.

3.2.1.3.5. Cumplimiento de los requisitos de balanceo del husillo

Los conjuntos de husillo de las máquinas de balanceo deben estar bien balanceados, ya que cualquier desbalance real se transferirá al rotor que se está balanceando como error adicional. Al establecer tolerancias tecnológicas para el desbalance residual del husillo, generalmente se recomienda que la clase de precisión de su balanceo sea al menos 1 - 2 clases superior a la del producto que se balancea en la máquina.

Considerando las características de diseño de los husillos discutidos anteriormente, su balanceo debe realizarse en dos planos.

3.2.1.3.6. Cumplimiento de los requisitos de capacidad de carga y durabilidad para los rodamientos del husillo

Al diseñar husillos y seleccionar tamaños de rodamientos, es recomendable evaluar preliminarmente la durabilidad y la capacidad de carga de los rodamientos. La metodología para realizar estos cálculos puede detallarse en ISO 281 «Rodamientos de rodillos: Cargas dinámicas básicas y vida útil» [3], así como en numerosos manuales de rodamientos de rodillos (incluidos los digitales).

3.2.1.3.7. Cumplimiento de los requisitos de calentamiento admisible de los rodamientos del husillo

Según las recomendaciones del trabajo [1], el calentamiento máximo admisible de los anillos exteriores de los rodamientos del husillo no debe exceder los 70°C. Sin embargo, para garantizar un balanceo de alta calidad, el calentamiento recomendado de los anillos exteriores no debe exceder los 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Selección del tipo de transmisión por correa y diseño de la polea de accionamiento para el husillo

Al diseñar el husillo motriz de una máquina de balanceo, se recomienda garantizar su rotación mediante una transmisión por correa plana. Un ejemplo del uso adecuado de dicha transmisión para el funcionamiento del husillo se presenta en Figuras 3.20 y 3.23. El uso de transmisiones por correa en V o correa dentada es indeseable, ya que pueden aplicar cargas dinámicas adicionales al husillo debido a inexactitudes geométricas en las correas y poleas, lo que a su vez puede provocar errores de medición adicionales durante el balanceo. Los requisitos recomendados para poleas para correas de transmisión planas se describen en la norma nacional GOST 17383-73 «Poleas para correas de transmisión planas» [4].

La polea de accionamiento debe ubicarse en el extremo trasero del husillo, lo más cerca posible del conjunto de rodamientos (con el voladizo mínimo posible). La decisión de diseño para la ubicación con voladizo de la polea, tomada en la fabricación del husillo mostrado en Figura 3.19, puede considerarse poco exitosa, ya que aumenta significativamente el momento de la carga dinámica de accionamiento que actúa sobre los soportes del husillo.

Otra desventaja significativa de este diseño es el uso de una transmisión por correa en V, cuyas imprecisiones de fabricación y montaje también pueden ser una fuente de carga adicional no deseada sobre el husillo.

3.3. Base (Estructura)

La base es la estructura de soporte principal de la máquina de balanceo, sobre la cual se basan sus elementos principales, incluidas las columnas de soporte y el motor de accionamiento. Al seleccionar o fabricar la base de una máquina de balanceo, es necesario garantizar que cumpla con varios requisitos, incluida la rigidez necesaria, la precisión geométrica, la resistencia a las vibraciones y la resistencia al desgaste de sus guías.

La práctica muestra que, al fabricar máquinas para uso propio, las siguientes opciones de base son las más utilizadas:

• bases de fundición de hierro de máquinas de corte metálico usadas (tornos, de carpintería, etc.);
• bases ensambladas basadas en canales, ensambladas mediante conexiones atornilladas;
• bases soldadas basadas en canales;
• bases de hormigón polimérico con recubrimientos absorbentes de vibraciones.

Figura 3.25. Ejemplo de uso de una base de máquina de carpintería usada para fabricar una máquina para balancear ejes cardán.

3.4. Accionamientos para máquinas de balanceo

Como muestra el análisis de las soluciones de diseño utilizadas por nuestros clientes en la fabricación de máquinas de balanceo, se centran principalmente en el uso de motores de CA equipados con variadores de frecuencia durante el diseño de los accionamientos. Este enfoque permite una amplia gama de velocidades de rotación ajustables para los rotores balanceados con un costo mínimo. La potencia de los motores principales utilizados para girar los rotores balanceados suele seleccionarse en función de la masa de estos rotores y puede ser aproximadamente:

• 0.25 - 0.72 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa de ≤ 5 kg;
• 0.72 - 1.2 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa > 5 ≤ 50 kg;
• 1.2 - 1.5 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa > 50 ≤ 100 kg;
• 1.5 - 2.2 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa > 100 ≤ 500 kg;
• 2.2 - 5 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7.5 kW para máquinas diseñadas para balancear rotores con una masa > 1000 ≤ 3000 kg.

Estos motores deben montarse rígidamente en la base de la máquina o en su cimentación. Antes de la instalación en la máquina (o en el lugar de instalación), el motor principal del accionamiento, junto con la polea montada en su eje de salida, debe balancearse cuidadosamente. Para reducir la interferencia electromagnética causada por el variador de frecuencia, se recomienda instalar filtros de red en su entrada y salida. Estos pueden ser productos estándar de catálogo suministrados por los fabricantes de los variadores o filtros caseros hechos con anillos de ferrita.

4. Sistemas de medición de máquinas de balanceo

La mayoría de los fabricantes aficionados de máquinas de balanceo, que contactan a la LLC "Kinematics" (Vibromera), planean utilizar los sistemas de medición de la serie "Balanset" fabricados por nuestra empresa en sus diseños. Sin embargo, también hay algunos clientes que planean fabricar dichos sistemas de medición de forma independiente. Por lo tanto, tiene sentido discutir con más detalle la construcción de un sistema de medición para una máquina de balanceo. El requisito principal para estos sistemas es la necesidad de proporcionar mediciones de alta precisión de la amplitud y fase del componente rotacional de la señal de vibración, que aparece a la frecuencia de rotación del rotor balanceado. Este objetivo generalmente se logra mediante el uso de una combinación de soluciones técnicas, que incluyen:

• Uso de sensores de vibración con un alto coeficiente de conversión de señal;
• Uso de sensores modernos de ángulo de fase láser;
• Creación (o uso) de hardware que permita la amplificación y conversión digital de las señales del sensor (procesamiento primario de señal);
• Implementación del procesamiento de software de la señal de vibración, que debe permitir la extracción de alta resolución y estable del componente rotacional de la señal de vibración, que se manifiesta a la frecuencia de rotación del rotor balanceado (procesamiento secundario).

A continuación, consideramos variantes conocidas de dichas soluciones técnicas, implementadas en una serie de instrumentos de balanceo bien conocidos.

4.1. Selección de sensores de vibración

En los sistemas de medición de las máquinas de balanceo se pueden utilizar varios tipos de sensores de vibración (transductores), incluidos:

• Sensores de aceleración de vibración (acelerómetros);
• Sensores de velocidad de vibración;
• Sensores de desplazamiento de vibración;
• Sensores de fuerza.

4.1.1. Sensores de aceleración de vibración

Entre los sensores de aceleración de vibración, los acelerómetros piezoeléctricos y capacitivos (de chip) son los más utilizados, los cuales pueden usarse eficazmente en máquinas de balanceo del tipo Soft Bearing. En la práctica, generalmente es permisible utilizar sensores de aceleración de vibración con coeficientes de conversión (Kpr) que van de 10 a 30 mV/(m/s²). En máquinas de balanceo que requieren una precisión de balanceo particularmente alta, es aconsejable utilizar acelerómetros con Kpr que alcancen niveles de 100 mV/(m/s²) y superiores. Como ejemplo de acelerómetros piezoeléctricos que pueden usarse como sensores de vibración para máquinas de balanceo, la Figura 4.1 muestra los acelerómetros piezoeléctricos DN3M1 y DN3M1V6 fabricados por la LLC "Izmeritel".

Figura 4.1. Acelerómetros piezoeléctricos DN 3M1 y DN 3M1V6

Para conectar estos sensores a instrumentos y sistemas de medición de vibración, es necesario utilizar amplificadores de carga externos o integrados.

Figura 4.2. Acelerómetros capacitivos AD1 fabricados por la LLC "Kinematics" (Vibromera)

Cabe señalar que estos sensores, que incluyen placas de mercado de uso general de acelerómetros capacitivos ADXL 345 (ver Figura 4.3), tienen varias ventajas significativas sobre los acelerómetros piezoeléctricos. En particular, son de 4 a 8 veces más baratos con características técnicas similares. Además, no requieren el uso de costosos y delicados amplificadores de carga necesarios para los acelerómetros piezoeléctricos.

En los casos en que se utilizan ambos tipos de acelerómetros en los sistemas de medición de las máquinas de balanceo, generalmente se realiza la integración de hardware (o doble integración) de las señales del sensor.

Figura 4.2. Acelerómetros capacitivos AD 1, ensamblados.

Figura 4.3. Placa de acelerómetro capacitivo ADXL 345.

En este caso, la señal inicial del sensor, proporcional a la aceleración de vibración, se transforma en consecuencia en una señal proporcional a la velocidad o desplazamiento de vibración. El procedimiento de doble integración de la señal de vibración es particularmente relevante cuando se utilizan acelerómetros como parte de los sistemas de medición para máquinas de balanceo de baja velocidad, donde el rango inferior de frecuencias de rotación del rotor durante el balanceo puede alcanzar 120 rpm e inferiores. Al utilizar acelerómetros capacitivos en los sistemas de medición de las máquinas de balanceo, debe tenerse en cuenta que, después de la integración, sus señales pueden contener interferencias de baja frecuencia, que se manifiestan en el rango de frecuencias de 0.5 a 3 Hz. Esto puede limitar el rango de frecuencias inferior de balanceo en máquinas destinadas a utilizar estos sensores.

4.1.2. Sensores de velocidad de vibración

4.1.2.1. Sensores de velocidad de vibración inductivos.

Estos sensores incluyen una bobina inductiva y un núcleo magnético. Cuando la bobina vibra con respecto a un núcleo estacionario (o el núcleo con respecto a una bobina estacionaria), se induce una FEM en la bobina, cuyo voltaje es directamente proporcional a la velocidad de vibración del elemento móvil del sensor. Los coeficientes de conversión (Кпр) de los sensores inductivos suelen ser bastante altos, alcanzando varias decenas o incluso cientos de mV/mm/seg. En particular, el coeficiente de conversión del sensor modelo T77 de Schenck es de 80 mV/mm/seg, y para el sensor modelo 544M de IRD Mechanalysis, es de 40 mV/mm/seg. En algunos casos (por ejemplo, en máquinas de balanceo Schenck), se utilizan sensores especiales de velocidad de vibración inductivos de alta sensibilidad con amplificador mecánico, donde Кпр puede superar los 1000 mV/mm/seg. Si se utilizan sensores de velocidad de vibración inductivos en los sistemas de medición de las máquinas de balanceo, también puede realizarse la integración de hardware de la señal eléctrica proporcional a la velocidad de vibración, convirtiéndola en una señal proporcional al desplazamiento de vibración.

Figura 4.4. Sensor modelo 544M de IRD Mechanalysis.

Figura 4.5. Sensor modelo T77 de Schenck

Cabe señalar que, debido a la intensidad de mano de obra de su producción, los sensores de velocidad de vibración inductivos son artículos bastante escasos y costosos. Por lo tanto, a pesar de las ventajas obvias de estos sensores, los fabricantes aficionados de máquinas de balanceo los utilizan muy raramente.

4.2. Sensores de ángulo de fase

Para sincronizar el proceso de medición de vibración con el ángulo de rotación del rotor balanceado, se utilizan sensores de ángulo de fase, como sensores láser (fotoeléctricos) o inductivos. Estos sensores se fabrican en varios diseños tanto por productores nacionales como internacionales. El rango de precios para estos sensores puede variar significativamente, desde aproximadamente 40 hasta 200 dólares. Un ejemplo de dicho dispositivo es el sensor de ángulo de fase fabricado por "Diamex", mostrado en la figura 4.11.

Figura 4.11: Sensor de ángulo de fase de "Diamex"

Como otro ejemplo, la Figura 4.12 muestra un modelo implementado por la LLC "Kinematics" (Vibromera), que utiliza tacómetros láser del modelo DT 2234C fabricados en China como sensores de ángulo de fase. Las ventajas evidentes de este sensor incluyen:

• Un amplio rango de operación, que permite medir la frecuencia de rotación del rotor desde 2.5 hasta 99,999 revoluciones por minuto, con una resolución de no menos de una revolución;
• Pantalla digital;
• Facilidad para configurar el tacómetro para las mediciones;
• Accesibilidad y bajo costo en el mercado;
• Simplicidad relativa de modificación para su integración en el sistema de medición de una máquina de balanceo.

Figura 4.12: Tacómetro láser modelo DT 2234C

En algunos casos, cuando el uso de sensores láser ópticos es indeseable por cualquier motivo, pueden reemplazarse con sensores de desplazamiento inductivos sin contacto, como el modelo ISAN E41A mencionado anteriormente o productos similares de otros fabricantes.

4.3. Características del procesamiento de señales en sensores de vibración

Para la medición precisa de la amplitud y la fase del componente rotacional de la señal de vibración en equipos de balanceo, normalmente se utiliza una combinación de herramientas de procesamiento de hardware y software. Estas herramientas permiten:

• Filtrado de hardware de banda ancha de la señal analógica del sensor;
• Amplificación de la señal analógica del sensor;
• Integración y/o doble integración (si es necesario) de la señal analógica;
• Filtrado de banda estrecha de la señal analógica utilizando un filtro de seguimiento;
• Conversión analógica-digital de la señal;
• Filtrado síncrono de la señal digital;
• Análisis armónico de la señal digital.

4.3.1. Filtrado de señal de banda ancha

Este procedimiento es esencial para limpiar la señal del sensor de vibración de posibles interferencias que pueden ocurrir tanto en los límites inferior como superior del rango de frecuencia del dispositivo. Es aconsejable que el dispositivo de medición de una máquina de balanceo establezca el límite inferior del filtro paso banda en 2-3 Hz y el límite superior en 50 (100) Hz. El filtrado "inferior" ayuda a suprimir ruidos de baja frecuencia que pueden aparecer en la salida de varios tipos de amplificadores de medición de sensores. El filtrado "superior" elimina la posibilidad de interferencia debido a frecuencias de combinación y posibles vibraciones resonantes de componentes mecánicos individuales de la máquina.

4.3.2. Amplificación de la señal analógica del sensor

Si hay necesidad de aumentar la sensibilidad del sistema de medición de la máquina de balanceo, las señales de los sensores de vibración hacia la entrada de la unidad de medición pueden amplificarse. Pueden utilizarse tanto amplificadores estándar con ganancia constante como amplificadores multietapa, cuya ganancia puede cambiarse programáticamente dependiendo del nivel real de la señal del sensor. Un ejemplo de un amplificador multietapa programable incluye los amplificadores implementados en convertidores de medición de voltaje como el E154 o el E14-140 de la LLC "L-Card".

4.3.3. Integración

Como se señaló anteriormente, se recomienda la integración de hardware y/o doble integración de las señales de los sensores de vibración en los sistemas de medición de las máquinas de balanceo. Así, la señal inicial del acelerómetro, proporcional a la vibroaceleración, puede transformarse en una señal proporcional a la vibrovelocidad (integración) o al vibrodesplazamiento (doble integración). De manera similar, la señal del sensor de vibrovelocidad después de la integración puede transformarse en una señal proporcional al vibrodesplazamiento.

4.3.4. Filtrado de banda estrecha de la señal analógica utilizando un filtro de seguimiento

Para reducir la interferencia y mejorar la calidad del procesamiento de la señal de vibración en los sistemas de medición de las máquinas de balanceo, pueden utilizarse filtros de seguimiento de banda estrecha. La frecuencia central de estos filtros se sintoniza automáticamente a la frecuencia de rotación del rotor balanceado utilizando la señal del sensor de revoluciones del rotor. Pueden utilizarse circuitos integrados modernos, como el MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 de "MAXIM", para crear dichos filtros.

4.3.5. Conversión analógica-digital de señales

La conversión analógica-digital es un procedimiento crucial que asegura la posibilidad de mejorar la calidad del procesamiento de la señal de vibración durante la medición de la amplitud y la fase. Este procedimiento se implementa en todos los sistemas de medición modernos de máquinas de balanceo. Un ejemplo de implementación efectiva de dichos ADC incluye los convertidores de medición de voltaje tipo E154 o E14-140 de la LLC "L-Card", utilizados en varios sistemas de medición de máquinas de balanceo fabricadas por la LLC "Kinematics" (Vibromera). Además, la LLC "Kinematics" (Vibromera) tiene experiencia en el uso de sistemas microprocesadores más económicos basados en controladores "Arduino", el microcontrolador PIC18F4620 de "Microchip" y dispositivos similares.

4.1.2.2. Sensores de velocidad de vibración basados en acelerómetros piezoeléctricos

Un sensor de este tipo difiere de un acelerómetro piezoeléctrico estándar por tener un amplificador de carga e integrador integrados dentro de su carcasa, lo que le permite emitir una señal proporcional a la velocidad de vibración. Por ejemplo, los sensores de velocidad de vibración piezoeléctricos fabricados por productores nacionales (la empresa ZETLAB y la LLC "Vibropribor") se muestran en las Figuras 4.6 y 4.7.

Figura 4.6. Sensor modelo AV02 de ZETLAB (Rusia)

Figura 4.7. Sensor modelo DVST 2 de la LLC "Vibropribor"

Estos sensores son fabricados por varios productores (tanto nacionales como extranjeros) y actualmente se utilizan ampliamente, especialmente en equipos de vibración portátiles. El costo de estos sensores es bastante alto y puede alcanzar los 20,000 a 30,000 rublos cada uno, incluso de fabricantes nacionales.

4.1.3. Sensores de desplazamiento

En los sistemas de medición de las máquinas de balanceo también pueden utilizarse sensores de desplazamiento sin contacto, capacitivos o inductivos. Estos sensores pueden operar en modo estático, permitiendo el registro de procesos de vibración a partir de 0 Hz. Su uso puede ser particularmente efectivo en el caso de balanceo de rotores de baja velocidad con velocidades de rotación de 120 rpm y menos. Los coeficientes de conversión de estos sensores pueden alcanzar 1000 mV/mm y superiores, lo que proporciona alta precisión y resolución en la medición del desplazamiento, incluso sin amplificación adicional. Una ventaja obvia de estos sensores es su relativamente bajo costo, que para algunos fabricantes nacionales no supera los 1000 rublos. Al utilizar estos sensores en máquinas de balanceo, es importante tener en cuenta que la brecha de trabajo nominal entre el elemento sensible del sensor y la superficie del objeto vibrante está limitada por el diámetro de la bobina del sensor. Por ejemplo, para el sensor mostrado en la Figura 4.8, modelo ISAN E41A de "TEKO", la brecha de trabajo especificada es típicamente de 3.8 a 4 mm, lo que permite la medición del desplazamiento del objeto vibrante en el rango de ±2.5 mm.

Figura 4.8. Sensor de desplazamiento inductivo modelo ISAN E41A de TEKO (Rusia)

4.1.4. Sensores de fuerza

Como se señaló anteriormente, los sensores de fuerza se utilizan en los sistemas de medición instalados en máquinas de balanceo de soporte rígido. Estos sensores, particularmente debido a su simplicidad de fabricación y costo relativamente bajo, son comúnmente sensores de fuerza piezoeléctricos. Ejemplos de tales sensores se muestran en las Figuras 4.9 y 4.10.

Figura 4.9. Sensor de fuerza SD 1 de Kinematika LLC

Figura 4.10: Sensor de fuerza para máquinas de balanceo automotriz, vendido por "STO Market"

Los sensores de fuerza de galgas extensométricas, fabricados por una amplia gama de productores nacionales y extranjeros, también pueden utilizarse para medir deformaciones relativas en los soportes de las máquinas de balanceo de rodamientos rígidos.

4.4. Esquema funcional del sistema de medición de la máquina de balanceo, "Balanset 2"

El sistema de medición "Balanset 2" representa un enfoque moderno para integrar funciones de medición y computación en máquinas de balanceo. Este sistema proporciona el cálculo automático de pesos de corrección utilizando el método de coeficientes de influencia y puede adaptarse a varias configuraciones de máquina.

El esquema funcional incluye acondicionamiento de señal, conversión analógica-digital, procesamiento de señal digital y algoritmos de cálculo automático. El sistema puede manejar escenarios de balanceo en dos planos y multipiano con alta precisión.

4.5. Cálculo de parámetros de pesos de corrección utilizados en el balanceo de rotores

El cálculo de los pesos de corrección se basa en el método de coeficientes de influencia, que determina cómo responde el rotor a los pesos de prueba en diferentes planos. Este método es fundamental para todos los sistemas de balanceo modernos y proporciona resultados precisos tanto para rotores rígidos como flexibles.

4.5.1. Tarea de balanceo de rotores de doble soporte y métodos de su resolución

Para rotores de doble soporte (la configuración más común), la tarea de balanceo implica determinar dos pesos de corrección: uno para cada plano de corrección. El método de coeficientes de influencia utiliza el siguiente enfoque:

1. Medición inicial (Ejecución 0): Medir la vibración sin ningún peso de prueba
2. Primera ejecución de prueba (Ejecución 1): Agregar el peso de prueba conocido al Plano 1 y medir la respuesta
3. Segunda corrida de prueba (Run 2): Mover el peso de prueba al Plano 2 y medir la respuesta
4. Cálculo: El software calcula los pesos de corrección permanentes basándose en las respuestas medidas

El fundamento matemático implica resolver un sistema de ecuaciones lineales que relaciona las influencias del peso de prueba con las correcciones requeridas en ambos planos simultáneamente.

Figuras 3.26 y 3.27 muestran ejemplos de uso de bases de torno, sobre los cuales se fabricaron una máquina especializada de soporte rígido para balancear barrenos y una máquina universal de balanceo de soporte flexible para rotores cilíndricos. Para los fabricantes caseros, tales soluciones permiten crear un sistema de soporte rígido para la máquina de balanceo con el mínimo tiempo y costo, sobre el cual se pueden montar soportes de diversos tipos (tanto de soporte rígido como de soporte flexible). La tarea principal del fabricante en este caso es garantizar (y restaurar si es necesario) la precisión geométrica de las guías de la máquina sobre las cuales se basarán los soportes. En condiciones de producción casera, generalmente se utiliza el raspado fino para restaurar la precisión geométrica requerida de las guías.

Figura 3.28 muestra una versión de una base ensamblada hecha de dos canales. En la fabricación de esta base, se utilizan conexiones atornilladas desmontables, lo que permite minimizar o eliminar por completo la deformación de la base durante el ensamblaje sin operaciones tecnológicas adicionales. Para garantizar la precisión geométrica adecuada de las guías de la base especificada, puede ser necesario el mecanizado (rectificado, fresado fino) de las alas superiores de los canales utilizados.

Figuras 3.29 y 3.30 presentan variaciones de bases soldadas, también hechas de dos canales. La tecnología de fabricación de tales bases puede requerir una serie de operaciones adicionales, como el tratamiento térmico para aliviar las tensiones internas que ocurren durante la soldadura. Al igual que con las bases ensambladas, para garantizar la precisión geométrica adecuada de las guías de las bases soldadas, se debe planificar el mecanizado (rectificado, fresado fino) de las alas superiores de los canales utilizados.

4.5.2. Metodología para el balanceo dinámico de rotores de múltiples soportes

Los rotores con múltiples soportes (tres o cuatro puntos de rodamiento) requieren procedimientos de balanceo más complejos. Cada punto de soporte contribuye al comportamiento dinámico general, y la corrección debe tener en cuenta las interacciones entre todos los planos.

La metodología extiende el enfoque de dos planos mediante:

• Medir la vibración en todos los puntos de soporte
• Usar múltiples posiciones de peso de prueba
• Resolver sistemas de ecuaciones lineales más grandes
• Optimizar la distribución del peso de corrección

Para ejes cardán y rotores largos similares, este enfoque típicamente logra niveles de desbalance residual correspondientes a grados de calidad ISO G6.3 o mejores.

4.5.3. Calculadoras para el balanceo de rotores de múltiples soportes

Se han desarrollado algoritmos de cálculo especializados para configuraciones de rotores con tres y cuatro soportes. Estas calculadoras están implementadas en el software Balanset-4 y pueden manejar geometrías de rotores complejas automáticamente.

Las calculadoras tienen en cuenta:

• Rigidez variable del soporte
• Acoplamiento cruzado entre planos de corrección
• Optimización de la colocación del peso para accesibilidad
• Verificación de los resultados calculados

5. Recomendaciones para verificar el funcionamiento y la precisión de las máquinas de balanceo

La precisión y confiabilidad de una máquina de balanceo dependen de muchos factores, incluida la precisión geométrica de sus componentes mecánicos, las características dinámicas de los soportes y la capacidad operativa del sistema de medición. La verificación regular de estos parámetros asegura una calidad de balanceo constante y ayuda a identificar problemas potenciales antes de que afecten la producción.

5.1. Verificación de la precisión geométrica de la máquina

La verificación de la precisión geométrica incluye verificar la alineación de los soportes, el paralelismo de las guías y la concéntrica de los conjuntos del husillo. Estas verificaciones deben realizarse durante la configuración inicial y periódicamente durante la operación para asegurar que se mantenga la precisión.

5.2. Verificación de las características dinámicas de la máquina

La verificación de las características dinámicas implica medir las frecuencias naturales de los soportes y componentes del bastidor para asegurar que estén adecuadamente separadas de las frecuencias de operación. Esto evita problemas de resonancia que pueden comprometer la precisión del balanceo.

5.3. Verificación de la capacidad operativa del sistema de medición

La verificación del sistema de medición incluye la calibración de sensores, la verificación de la alineación de fase y las comprobaciones de precisión del procesamiento de señales. Esto asegura una medición confiable de la amplitud y fase de la vibración a todas las velocidades de operación.

5.4. Verificación de las características de precisión según ISO 21940-21 (antes ISO 2953)

ISO 21940-21 (antes ISO 2953) proporciona procedimientos estandarizados para verificar la precisión de las máquinas de balanceo utilizando rotores de prueba calibrados. Estos procedimientos ayudan a validar el rendimiento de la máquina frente a estándares reconocidos internacionalmente.

Bibliografía

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