Balanceo de rotores: desbalance estático y dinámico, resonancia y procedimiento práctico
Esta guía explica balanceo de rotores para rotores rígidos: qué “desbalance” significa, cómo difieren el desbalance estático y dinámico, por qué la resonancia y la no linealidad pueden impedir un resultado de calidad, y cómo se realiza típicamente el balanceo en uno o dos planos de corrección.
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.
Además, bajo la influencia de esta fuerza de dirección variable se produce una deformación cíclica de los soportes y la cimentación sobre los que está fijado el rotor, es decir, hay vibración. Para eliminar el desbalance del rotor y la vibración que lo acompaña, deben instalarse masas de balanceo para restaurar la simetría del rotor.
El balanceo de rotores es una operación para corregir el desbalance añadiendo masas de balanceo. En otras palabras, el objetivo del balanceo es acercar lo más posible el eje central principal de inercia del rotor a su eje de rotación, de modo que el desbalance residual quede dentro de los límites especificados.
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.
Según cómo se distribuyan las masas desbalanceadas a lo largo del rotor, la norma ISO 21940-2 distingue varios estados de desbalance:
- desbalance estático — el eje principal de inercia está desplazado paralelamente al eje del rotor; puede detectarse sin rotación, porque el rotor gira por gravedad hasta que su punto pesado queda abajo. Una sola masa de corrección en un plano lo elimina;
- desbalance de par (momento) — el eje principal de inercia interseca al eje del rotor en el centro de masa; los dos desbalances iguales se encuentran en planos diferentes y separados 180°. Aparece solo durante la rotación y requiere dos masas de corrección en dos planos;
- desbalance dinámico — el caso general del mundo real: una combinación de desbalance estático y de par. El eje principal de inercia ni es paralelo, ni interseca, al eje del rotor. Dos planos de corrección son necesarios y suficientes para un rotor rígido.
El término más antiguo “desbalance de momento” es sinónimo de desbalance de par; no debe confundirse con el desbalance dinámico, que es la suma de los componentes estático y de par. En la Fig. 2 se muestra un ejemplo de rotor con desbalance estático.
El desbalance de par aparece solo cuando el rotor está girando.
Un ejemplo de un rotor con desbalance de par se muestra en la 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.
Debido a que el brazo disponible para crear el momento compensador es pequeño por lo angosto del rotor, pueden requerirse pesos de corrección grandes. Sin embargo, esto también resulta en un "desbalance inducido" debido a la deformación del rotor angosto por las fuerzas centrífugas de los pesos de corrección. (ver, por ejemplo, Instrucciones metodológicas para el balanceo de rotores rígidos según GOST 22061-76 — el equivalente internacional moderno es ISO 21940-11, antes ISO 1940-1 — Sección 10, "Sistema rotor-soportes").
Esto se nota en impulsores de ventilador angostos, donde, además del desbalance de masa, un desbalance aerodinámico 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.
La magnitud de la vibración (por ejemplo, su amplitud Av) depende no solo de la fuerza excitadora Fv que actúa sobre el mecanismo con frecuencia circular ω, sino también de la rigidez k del mecanismo, su masa m, así como del coeficiente de amortiguamiento C, como muestra la fórmula (1) a continuación.
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.
Ocurre el fenómeno de la resonancia mecánica. Cerca de la resonancia, la respuesta se amplifica por el factor de calidad Q = 1/(2ζ), típicamente entre 3 y 17 para estructuras de máquinas, y el pico puede ser angosto: un cambio de velocidad del orden de unos pocos por ciento puede cambiar el nivel de vibración varias veces. Al atravesar la resonancia, el retraso de fase varía 180°, pasando por 90° en el pico.
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.
Para los mecanismos cuya frecuencia de rotación de trabajo está por encima de la frecuencia de resonancia, es decir, que operan en régimen supercrítico (posresonante), los soportes se consideran móviles y se utilizan sensores de vibración para la medición, principalmente acelerómetros de vibración, que miden la aceleración de los elementos estructurales. Para los mecanismos que operan en modo pre-resonante, los soportes se consideran rígidos. En este caso, se utilizan sensores de fuerza.
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
Recuerde que el balanceo es el proceso de alinear el eje central principal de inercia con el eje de rotación del rotor.
Este proceso puede realizarse mediante dos métodos.
El primer método consiste en mecanizar los muñones del rotor de tal manera que el eje que pasa por los centros de los muñones coincida con el eje central principal de inercia del rotor. Esta técnica rara vez se usa en la práctica y no se analizará en detalle en este artículo.
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:
- Balanceo en campo (in situ) — el rotor ensamblado se balancea en sus propios rodamientos, sobre su propia cimentación, a su propia velocidad de operación, usando un kit de balanceo portátil;
- Balanceo en taller — el rotor se desmonta y se balancea en una máquina balanceadora dedicada.
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;
- un sensor de ángulo de fase;
- 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:
- Máquinas de soporte blando (con soportes flexibles);
- Máquinas de soporte rígido (con soportes rígidos).
Máquinas de soporte blando (por encima de la resonancia) tienen soportes relativamente flexibles, basados, por ejemplo, en resortes planos. La frecuencia de las vibraciones naturales de estos soportes suele ser de 2 a 3 veces menor que la frecuencia de rotación del rotor balanceado montado en ellos, por lo que la máquina opera por encima de la resonancia. Para medir el movimiento de los soportes de estas máquinas que operan por encima de la resonancia, generalmente se utilizan sensores de vibración (acelerómetros, sensores de velocidad de vibración, etc.).
Máquinas de soporte rígido (antes de la resonancia) usan soportes relativamente rígidos, cuyas frecuencias naturales de vibración deben ser de 2 a 3 veces mayores que la frecuencia de rotación del rotor que se está balanceando, de modo que la máquina funciona por debajo de la resonancia. Generalmente se utilizan transductores de fuerza para medir la carga dinámica en los soportes de la máquina pre-resonante.
La ventaja de las máquinas de balanceo pre-resonantes (de cojinete duro) es que el balanceo en ellas puede realizarse a velocidades de rotor relativamente bajas (hasta 400 - 500 rpm), lo que simplifica enormemente el diseño de la máquina y su cimentación, y aumenta la productividad y la seguridad del balanceo.
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.
Como se mencionó antes, para rotores rígidos, generalmente es necesario y suficiente instalar dos pesos compensadores. Esto eliminará tanto la componente estática como la componente de par del desbalance del rotor. El esquema general para medir la vibración durante el balanceo es el siguiente.
Los sensores de vibración se instalan en los soportes de los rodamientos en los puntos 1 y 2. Se fija una marca de revolución al rotor, generalmente con cinta reflectante. La marca de revolución es usada por el tacómetro láser para determinar la velocidad del rotor y la fase de la señal de vibración.
Cómo se realiza el balanceo dinámico (método de tres carreras)
En la mayoría de los casos, el balanceo dinámico se realiza mediante el método de tres arranques. El método se basa en el hecho de que se colocan pesos de prueba de masa conocida en el rotor, sucesivamente, en el plano 1 y el plano 2, y el peso y la ubicación de los pesos de balanceo se calculan a partir de los resultados de los cambios en los parámetros de vibración.
El plano en el que se instala un peso de corrección se llama plano de corrección. Los planos de corrección se ubican en el rotor mismo — típicamente en los dos extremos del cuerpo del rotor, en los discos del ventilador o del impulsor, o en anillos de balanceo dedicados. Deben elegirse lo más separados posible a lo largo del eje que el diseño permita, de modo que un peso moderado produzca un momento de corrección suficiente. Esto no es lo mismo que el puntos de medición, que están en los alojamientos de los rodamientos (vea la 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.
Los pesos de corrección calculados se instalan luego en sus planos y se realiza una carrera de verificación — en el software Balanset esto es Run T (Trim). La vibración residual se compara con la tolerancia. Si el resultado sigue por encima del objetivo, el software reutiliza los coeficientes de influencia ya determinados, por lo que no se necesitan nuevas carreras con peso de prueba — solo se calcula e instala una pequeña corrección de ajuste adicional.
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
La calidad del balanceo de los rotores (mecanismos) puede evaluarse de dos maneras. El primer método consiste en comparar la cantidad de desbalance residual determinada durante el proceso de balanceo con la tolerancia para el desbalance residual. Estas tolerancias para las diferentes clases de rotor se especifican en ISO 21940-11 (anteriormente ISO 1940-1).
Cómo se calcula la tolerancia (ISO 21940-11). La norma especifica un grado de calidad de balanceo G, que es el producto del desbalance específico permisibleper y la velocidad angular de servicio ω, expresada en mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], donde n es la velocidad de servicio en rpm;
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numéricamente igual a µm del desplazamiento del centro de masa) — de forma equivalenteper = 9549 · G / n;
- Uper = eper · m [g·mm], donde m es la masa del rotor en kg.
Ejemplo resuelto. Rotor m = 50 kg, velocidad de servicio n = 3000 rpm, grado G 6.3 (ventiladores, bombas, motores eléctricos estándar): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s;per = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (verificación cruzada: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm para todo el rotor.
División de la tolerancia entre dos planos. Para un rotor cuyo centro de masa se encuentra entre los planos de corrección, la tolerancia total se divide en proporción inversa a la distancia del centro de masa a cada plano; para un rotor simétrico esto es simplemente la mitad en cada plano — unos 500 g·mm por plano en el ejemplo anterior. Ningún plano debe recibir más del 70% ni menos del 30% de Uper.
Grados típicos: 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.
Para máquinas generales evaluadas en partes no giratorias, la clásica ISO 10816-1 zonas (ahora parte de la norma ISO 20816-1) dan los siguientes límites de velocidad de vibración, mm/s RMS:
| Clase | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Clase I (máquinas pequeñas, hasta 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Clase II (máquinas medianas, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Clase III (máquinas grandes, cimentación rígida) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Clase IV (máquinas grandes, cimentación flexible) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
La Zona A corresponde a la vibración de máquinas nuevas; la zona B es aceptable para operación a largo plazo sin restricciones; la zona C solo permite operación restringida; la zona D indica una vibración lo suficientemente severa como para causar daño.
Normas y referencias
- ISO 21940-11:2016 — Vibración mecánica — Balanceo de rotores — Parte 11: Procedimientos y tolerancias para rotores de comportamiento rígido. (Sustituye a ISO 1940-1, que fue retirada.) Calculadora de grados G y tolerancia →
- ISO 21940-2 — Vibración mecánica — Balanceo de rotores — Parte 2: Vocabulario. (Definiciones de desbalance estático, de par, cuasiestático y dinámico.)
- ISO 20816-1:2016 — Vibración mecánica — Medición y evaluación de la vibración de máquinas — Parte 1: Directrices generales. (Sustituye a ISO 10816-1 e ISO 7919-1.) Zonas de evaluación →
- ISO 20816-3:2022 — Vibración mecánica — Medición y evaluación de la vibración de máquinas — Parte 3: Máquinas industriales con potencia nominal superior a 15 kW y velocidades nominales entre 120 r/min y 15 000 r/min. (Sustituye a ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Ventiladores industriales — Especificaciones de calidad de balanceo y niveles de vibración.
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?
Un plano es suficiente para rotores en forma de disco, donde la longitud axial del rotor es pequeña en comparación con el diámetro — como regla general L/D < 0.5 — y la velocidad de servicio está muy por debajo de la primera velocidad crítica. Ejemplos típicos: una muela abrasiva, un impulsor de ventilador de un solo disco, una polea, una rueda de automóvil. Un rotor así presenta casi exclusivamente desbalance estático.
Dos planos se requieren para rotores alargados (L/D ≥ 0.5), para cualquier rotor con dos o más impulsores o discos distribuidos a lo largo del eje, y siempre que la fase de vibración en los dos rodamientos difiera notablemente — señal de una componente de par. Un rotor rígido nunca necesita más de dos planos.
Cuando tenga dudas, mida ambos rodamientos: si una corrección de un plano reduce la vibración en un rodamiento y la aumenta en el otro, el rotor tiene un componente de par y necesita balanceo de dos planos.
¿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.
- Para rotores rígidos, el balanceo de dos planos es la solución general para el desbalance dinámico (la combinación de estático + par).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko es ingeniero en análisis de vibraciones y fundador y director general de Vibromera. Desde hace más de 15 años balancea equipos rotativos en campo y no en un banco de pruebas: desbrozadoras, ventiladores industriales, trituradoras, centrífugas, ejes y husillos. De ese trabajo nacieron los instrumentos Balanset — se concibieron como una herramienta que el especialista puede llevar hasta la máquina y usar solo, en sitio, y no como equipo de laboratorio. Vibromera se fundó en 2017 y desde 2023 tiene su sede en Oporto, Portugal. Aquí se realizan el desarrollo, el ensamblaje y el soporte de la línea Balanset. El instrumento insignia es el Balanset-1A, un analizador portátil para el balanceo en uno y dos planos y para el diagnóstico de vibraciones. Nikolai participa personalmente en la atención al cliente, en la resolución de casos difíciles de balanceo y en el desarrollo del software. Trabaja con clientes de todo el mundo, en cualquier idioma.
