Equilibrado de rotores: desequilibrio estático y dinámico, resonancia y procedimiento práctico
Esta guía explica equilibrado del rotor para rotores rígidos: qué “desequilibrio” significa, en qué se diferencian el desequilibrio estático y el dinámico, por qué la resonancia y la no linealidad pueden impedir un resultado de calidad, y cómo se realiza normalmente el equilibrado en uno o dos planos de corrección.
Contenido
- ¿Qué es un rotor y qué corrige el equilibrado?
- Tipos de rotores y tipos de desequilibrio
- Vibración de mecanismos: qué puede y qué no puede eliminar el equilibrado
- Resonancia: un factor que impide el equilibrado
- Modelos lineales vs. no lineales: cuando los cálculos dejan de funcionar
- Dispositivos de equilibrado y máquinas equilibradoras
- Equilibrado de rotores rígidos (notas prácticas)
- Cómo se realiza el balanceo dinámico (método de tres pasadas)
- Criterios para evaluar la calidad del equilibrado
- Normas y referencias
- PREGUNTAS FRECUENTES
¿Qué es un rotor y qué corrige el equilibrado?
El rotor es un cuerpo que gira en torno a algún eje y se sujeta mediante sus superficies de apoyo en los soportes. Las superficies de apoyo del rotor transmiten cargas a los soportes mediante rodamientos o cojinetes de deslizamiento. Las superficies de apoyo son las superficies de los muñones o las superficies que los sustituyen.
En un rotor perfectamente equilibrado, su masa se distribuye simétricamente respecto al eje de rotación; es decir, cualquier elemento del rotor puede acoplarse a otro elemento ubicado simétricamente respecto al eje de rotación. En un rotor equilibrado, la fuerza centrífuga que actúa sobre cualquier elemento del rotor se equilibra con la fuerza centrífuga que actúa sobre el elemento simétrico. Por ejemplo, las fuerzas centrífugas F1 y F2, de igual magnitud y dirección opuesta, actúan sobre los elementos 1 y 2 (marcados en verde en la Fig. 1). Esto se aplica a todos los elementos de rotor simétricos; por lo tanto, la fuerza centrífuga total que actúa sobre el rotor es cero y el rotor está equilibrado.
Pero si se rompe la simetría del rotor (el elemento asimétrico está marcado en rojo en la Fig. 1), entonces actúa sobre el rotor la fuerza centrífuga desequilibrada F3. 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 de la cimentación sobre los que está fijado el rotor, es decir, se produce vibración. Para eliminar el desequilibrio del rotor y la vibración que lo acompaña, deben instalarse masas de equilibrado que restablezcan la simetría del rotor.
El equilibrado de rotores es una operación para corregir el desequilibrio mediante la adición de masas de equilibrado. En otras palabras, el objetivo del equilibrado es acercar lo máximo posible el eje central principal de inercia del rotor a su eje de rotación, de modo que el desequilibrio residual quede dentro de los límites especificados.
La tarea de equilibrar consiste en encontrar el tamaño y la ubicación (ángulo) de una o varias masas de equilibrado.
Tipos de rotores y tipos de desequilibrio
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 de forma insignificante bajo la acción de la fuerza centrífuga en los modos de funcionamiento y la influencia de esta deformación en los cálculos puede despreciarse.
La deformación de los rotores flexibles ya no puede pasarse por alto. La deformación de los rotores flexibles complica la solución del problema de equilibrado y exige aplicar otros modelos matemáticos en comparación con el problema de equilibrado de rotores rígidos. Cabe señalar que un mismo rotor puede comportarse como rígido a bajas velocidades y como flexible a altas velocidades. El criterio práctico es la velocidad de servicio en relación con la primera velocidad crítica (de flexión) del rotor: se considera que un rotor es rígido —la norma ISO 21940-11 habla de un rotor con "comportamiento rígido"— cuando funciona muy por debajo de esa velocidad, en la práctica por debajo de aproximadamente el 50-70% de la primera velocidad crítica. Por encima de ese valor, el rotor se flexiona adoptando una forma modal que cambia con la velocidad: es flexible y debe equilibrarse mediante métodos modales o multiplano (ISO 21940-12). En lo que sigue, solo consideraremos el equilibrado de rotores rígidos.
Según cómo estén distribuidas las masas desequilibradas a lo largo del rotor, la norma ISO 21940-2 distingue varios estados de desequilibrio:
- desequilibrio estático — el eje principal de inercia se desplaza paralelamente al eje del rotor; puede detectarse sin rotación, porque el rotor gira por efecto de la gravedad hasta que su punto pesado queda en la parte inferior. Una única masa de corrección en un plano lo elimina;
- desequilibrio de par (momento) — el eje principal de inercia interseca el eje del rotor en el centro de masas; los dos desequilibrios iguales se encuentran en planos diferentes y separados 180°. Solo aparece durante la rotación y requiere dos masas de corrección en dos planos;
- desequilibrio dinámico — el caso general del mundo real: una combinación de desequilibrio estático y de par. El eje principal de inercia ni es paralelo al eje del rotor, ni lo interseca. Dos planos de corrección son necesarios y suficientes para un rotor rígido.
El término más antiguo “desequilibrio de momento” es sinónimo de desequilibrio de par; no debe confundirse con el desequilibrio dinámico, que es la suma de las componentes estática y de par. En la Fig. 2 se muestra un ejemplo de rotor con desequilibrio estático.
El desequilibrio de par solo aparece cuando el rotor está girando.
En la Fig. 3 se muestra un ejemplo de rotor con desequilibrio de par.
En este caso, las masas iguales desequilibradas M1 y M2 se encuentran en planos distintos, 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 empiezan a actuar sobre las masas M1 y M2. Estas fuerzas son iguales en magnitud y opuestas en dirección. Sin embargo, como se aplican en puntos diferentes a lo largo 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 desequilibrio de par también se llama desequilibrio de momento. En consecuencia, fuerzas centrífugas no compensadas actúan sobre las posiciones de los rodamientos, que pueden superar ampliamente los valores calculados y reducir la vida útil de los rodamientos.
Dado que este tipo de desequilibrio solo se manifiesta durante la rotación del rotor, no puede corregirse en condiciones estáticas mediante el equilibrado "sobre cuchillas" o métodos similares. Para eliminar el desequilibrio de par es necesario instalar dos pesos compensadores que produzcan un momento igual en magnitud y de dirección opuesta al momento generado por las masas M1 y M2. Las masas compensadoras no tienen por qué colocarse opuestas e iguales en magnitud a las masas M1 y M2. Lo importante es que produzcan un momento que compense por completo el momento de desequilibrio.
En general, las masas M1 y M2 pueden no ser iguales entre sí, por lo que habrá una combinación de desequilibrio estático y de par — este caso general es precisamente lo que la norma ISO 21940-2 denomina desequilibrio dinámico. Se ha demostrado teóricamente que, para un rotor rígido, dos pesos espaciados a lo largo de la longitud del rotor son necesarios y suficientes para eliminar su desequilibrio. Estos pesos compensarán tanto el momento resultante del desequilibrio de par como la fuerza centrífuga resultante de la asimetría de la masa respecto al eje del rotor (desequilibrio estático). Normalmente, el desequilibrio de par es característico de rotores largos, como los ejes, y el desequilibrio estático es característico de rotores estrechos. Sin embargo, si el rotor estrecho está desalineado respecto al eje, o deformado ("en forma de ocho"), entonces el desequilibrio de par será difícil de eliminar (véase la fig. 4), porque en este caso es difícil instalar pesos correctores que generen el momento compensador necesario.
Las fuerzas F1 y F2 no se encuentran en la misma línea y no se compensan entre sí.
Debido a que el brazo disponible para crear el momento compensador es pequeño a causa de la estrechez del rotor, pueden ser necesarios pesos de corrección grandes. Sin embargo, esto también provoca un "desequilibrio inducido" debido a la deformación del rotor estrecho por las fuerzas centrífugas de los pesos de corrección. (véase, por ejemplo, Instrucciones metodológicas para el equilibrado de rotores rígidos a la norma GOST 22061-76 — el equivalente internacional moderno es la ISO 21940-11, anteriormente ISO 1940-1 — Sección 10, "Sistema rotor-soportes").
Esto es apreciable en rodetes de ventilador estrechos, donde, además del desequilibrio de masa, un desequilibrio aerodinámico también está presente: una geometría desigual de las palas produce una carga desigual entre palas y, por 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 funcionamiento — densidad del aire, posición de la compuerta, resistencia del conducto — por lo que un peso de corrección equilibrado en un punto de servicio no seguirá siendo óptimo en otro. Por tanto, la componente aerodinámica debe corregirse restaurando la geometría de las palas, no añadiendo masa.
Fuerzas electromagnéticas en una máquina eléctrica (tracción magnética desequilibrada por un entrehierro excéntrico, barras rotas, laminaciones en cortocircuito) se comportan de forma diferente una vez más: están gobernadas por el flujo del entrehierro, no por la velocidad de rotación, y excitan la máquina sobre todo al doble de la frecuencia de red y en las bandas laterales de paso de polos, en lugar de a 1×. Como actúan a frecuencias distintas de la frecuencia de rotación, el equilibrado no puede compensarlas en absoluto. En resumen, el equilibrado elimina únicamente la excitación 1× relacionada con la masa — no puede eliminar todas las fuentes de vibración de una máquina.
Vibración de mecanismos
La vibración es la reacción del diseño del mecanismo a los efectos de una fuerza excitatoria cíclica. Esta fuerza puede ser de distinta naturaleza.
La fuerza centrífuga resultante del rotor desequilibrado es una fuerza no compensada que actúa sobre el punto de mayor peso. Esta fuerza y la vibración que provoca pueden eliminarse equilibrando el rotor.
Fuerzas de interacción de naturaleza geométrica derivadas de errores de fabricación y montaje de las piezas acopladas. Estas fuerzas pueden surgir, por ejemplo, como resultado de la falta de redondez de los cuellos de los ejes, errores en el perfil de los dientes de los engranajes, ondulación de las pistas de rodadura de los rodamientos, desalineación de los ejes acoplados, etc. En caso de ausencia de circularidad de los muñones, el eje del árbol se desplazará en función de su ángulo de rotación. Aunque esta vibración también se produce a la velocidad del rotor, es prácticamente imposible eliminarla mediante el equilibrado.
Fuerzas aerodinámicas resultantes de la rotación de los impulsores de ventiladores y otros mecanismos de álabes. Fuerzas hidrodinámicas resultantes de la rotación de los impulsores de bombas hidráulicas, turbinas, etc.
Fuerzas electromagnéticas resultantes del funcionamiento de las máquinas eléctricas, por ejemplo, bobinados asimétricos del rotor, bobinados en cortocircuito, etc.
La magnitud de la vibración (por ejemplo, su amplitud Av) no depende 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.
Para medir la vibración y equilibrar mecanismos pueden utilizarse varios tipos de sensores, entre ellos:
- sensores de vibración absoluta diseñados para medir la aceleración de las vibraciones (acelerómetros) y sensores de velocidad de las vibraciones;
- sensores de vibración relativa - de corrientes parásitas o capacitivos, diseñados para medir el desplazamiento de la 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 apoyos de máquinas equilibradoras de soporte rígido.
Así pues, la vibración es la reacción de una máquina a la acción de fuerzas externas. La magnitud de la vibración depende no sólo 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 vibraciones diferentes. En una máquina de apoyos rígidos, aunque la vibración sea pequeña, los cojinetes pueden estar sometidos a cargas dinámicas importantes. Por este motivo, en el equilibrado de máquinas de apoyos rígidos se utilizan sensores de fuerza en lugar de sensores de vibración (acelerómetros de vibración).
Los sensores de vibración se utilizan en mecanismos con soportes relativamente flexibles, cuando la acción de fuerzas centrífugas desequilibradas provoca una deformación notable de los soportes y vibraciones. Los sensores de fuerza se utilizan en soportes rígidos, cuando incluso fuerzas importantes debidas al desequilibrio no provocan vibraciones significativas.
La resonancia es un factor que impide el equilibrado
Antes hemos mencionado 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 (cimientos) sobre los que está instalado el rotor. Un rotor se considera rígido cuando su deformación (flexión) bajo la acción de las fuerzas centrífugas puede despreciarse. La deformación de un rotor flexible es relativamente grande y no puede despreciarse.
En este artículo sólo consideramos el equilibrado de rotores rígidos. A su vez, un rotor rígido (indeformable) puede montarse sobre soportes rígidos o móviles (flexibles). Es evidente que esta rigidez/suspensión de los soportes también es relativa, dependiendo de la velocidad del rotor y de 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 la 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 de su posición de equilibrio, los soportes, debido a su elasticidad, tienden a volver a la posición de equilibrio. Pero, debido a la inercia del rotor másico, este proceso tiene el carácter 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 empieza a girar y la frecuencia de su rotación se aproxima a la frecuencia de las vibraciones naturales, la amplitud de la vibración aumenta bruscamente, lo que puede provocar la destrucción de la estructura.
Se produce el fenómeno de resonancia mecánica. Cerca de la resonancia, la respuesta se amplifica según el factor de calidad Q = 1/(2ζ), típicamente entre 3 y 17 para estructuras de máquinas, y el pico puede ser estrecho: un cambio de velocidad del orden de unos pocos puntos porcentuales puede multiplicar varias veces el nivel de vibración. Al atravesar la resonancia, el retraso de fase varía 180°, pasando por 90° en el pico.
Si el diseño del mecanismo no es acertado y la frecuencia de funcionamiento del rotor está próxima a la frecuencia de las vibraciones naturales, el funcionamiento del mecanismo se vuelve imposible debido a una vibración inadmisiblemente alta. El equilibrado mediante los métodos habituales resulta entonces imposible, porque incluso un pequeño cambio de velocidad modifica drásticamente los parámetros de vibración. Para el equilibrado en la zona de resonancia se emplean métodos especiales que no se abordan en este artículo.
Es posible determinar la frecuencia de las vibraciones naturales del mecanismo en desaceleración libre (al desconectar la rotación del rotor) o por el método del choque con el subsiguiente análisis espectral de la respuesta del sistema al choque.
Para los mecanismos cuya frecuencia de rotación de trabajo está por encima de la frecuencia de resonancia, es decir, que funcionan en régimen supercrítico (post-resonante), se considera que los soportes están en movimiento y para la medición se utilizan sensores de vibración, principalmente acelerómetros de vibración, que miden la aceleración de los elementos estructurales. Para los mecanismos que funcionan en régimen 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 equilibrar rotores rígidos, se utilizan modelos matemáticos denominados modelos lineales para los cálculos de equilibrado. Un modelo lineal significa que, en dicho modelo, una cantidad es proporcional (lineal) a la otra. Por ejemplo, si se duplica la masa no compensada del rotor, también se duplicará el valor de vibración. Para rotores rígidos, se puede utilizar un modelo lineal, ya que no se deforman.
En el caso de los rotores flexibles, ya no puede utilizarse 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, también aumentará el radio de la ubicación del punto pesado. 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 de los soportes ante grandes desplazamientos: con desplazamientos pequeños, un conjunto de elementos estructurales soporta la carga; con desplazamientos grandes, entran en juego otros. Por eso no se pueden equilibrar mecanismos que no estén fijados a una cimentación, sino, por ejemplo, simplemente colocados en el suelo. Con vibraciones significativas, la fuerza del desequilibrio puede levantar el mecanismo del suelo, cambiando así de forma considerable las características de rigidez del sistema. Las patas del motor deben estar firmemente fijadas, los anclajes de los pernos deben estar apretados, el espesor de las arandelas debe proporcionar suficiente rigidez de montaje, etc. Si los rodamientos están dañados, son posibles una desalineación significativa del eje y golpes, lo que también provocará una linealidad deficiente y la imposibilidad de realizar un equilibrado de calidad.
Dispositivos de equilibrado y máquinas equilibradoras
Recuerde que el equilibrado es el proceso de alinear el eje central principal de inercia con el eje de rotación del rotor.
Este proceso puede realizarse por dos métodos.
El primer método consiste en mecanizar los muñones del rotor de tal forma que el eje que pasa por los centros de los muñones coincida con el eje central principal de inercia del rotor. Esta técnica se utiliza raramente en la práctica y no se tratará en detalle en este artículo.
El segundo método (el más habitual) consiste en desplazar, instalar o retirar pesos correctores en el rotor, que se colocan de modo que el eje de inercia del rotor esté lo más cerca posible de su eje de rotación.
El desplazamiento, la adición o la supresión de masas correctoras durante el equilibrado pueden realizarse mediante diversas operaciones tecnológicas, entre ellas: taladrado, fresado, revestimiento, soldadura, atornillado o desatornillado, quemado por láser o haz de electrones, electrólisis, revestimiento electromagnético, etc.
El proceso de equilibrado puede realizarse de dos maneras:
- Equilibrado de campo (in situ) — el rotor ensamblado se equilibra en sus propios rodamientos, sobre su propia cimentación, a su propia velocidad de funcionamiento, utilizando un kit de equilibrado portátil;
- Equilibrado en taller — el rotor se desmonta y se equilibra en una máquina equilibradora dedicada.
Para el equilibrado de rotores en sus propios rodamientos, normalmente se utilizan dispositivos de equilibrado especializados (kits) que permiten medir la vibración del rotor equilibrado a su frecuencia de rotación en forma vectorial, es decir, medir tanto la amplitud como la fase de la vibración. En la actualidad, estos dispositivos se fabrican sobre la base de tecnología de microprocesador y (además de la medición y el análisis de la vibración) proporcionan el cálculo automático de los parámetros de los pesos correctores que deben instalarse en el rotor para compensar su desequilibrio.
Estos dispositivos incluyen:
- una unidad de medición y cálculo basada en un ordenador o un controlador industrial;
- dos (o más) sensores de vibración;
- un sensor de ángulo de fase;
- accesorios para el montaje de los sensores in situ;
- software especializado, diseñado para realizar un ciclo completo de medición de los parámetros de vibración del rotor en uno, dos o más planos de corrección.
En la actualidad, las máquinas equilibradoras más comunes son de dos tipos:
- Máquinas de apoyos blandos (con soportes flexibles);
- Máquinas de apoyos rígidos (con soportes rígidos).
Máquinas de apoyos blandos (por encima de la resonancia) tienen soportes relativamente flexibles, por ejemplo, basados en muelles planos. La frecuencia de las vibraciones naturales de estos soportes suele ser de 2 a 3 veces inferior a la frecuencia de rotación del rotor equilibrado que se monta sobre ellos, por lo que la máquina funciona por encima de la resonancia. Para medir el movimiento de los soportes de estas máquinas supracríticas se suelen utilizar sensores de vibración (acelerómetros, sensores de velocidad de vibración, etc.).
Máquinas de apoyos rígidos (por debajo de la resonancia) utilice soportes relativamente rígidos, cuyas frecuencias naturales de vibración deben ser de 2 a 3 veces superiores a la frecuencia de rotación del rotor que se está equilibrando, de modo que la máquina funcione por debajo de la resonancia. Normalmente se utilizan transductores de fuerza para medir la carga dinámica en los soportes de la máquina de pre-resonancia.
La ventaja de las máquinas equilibradoras de pre-resonancia (de rodamiento duro) es que el equilibrado 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 equilibrado.
Equilibrado de rotores rígidos
¡Importante!
- El equilibrado solo elimina las vibraciones causadas por la distribución asimétrica de la masa del rotor con respecto a su eje de rotación. ¡El equilibrado no elimina otros tipos de vibraciones!
- Los mecanismos técnicos, cuyo diseño garantiza la ausencia de resonancias en la frecuencia de funcionamiento de rotación, fijados de forma fiable en la cimentación, instalados en rodamientos en buen estado de servicio, son objeto de equilibrado.
- Las máquinas defectuosas deben repararse antes del equilibrado. De lo contrario, no es posible realizar un equilibrado de calidad.
¡El equilibrado no sustituye a la reparación!
La tarea principal del equilibrado es encontrar la masa y la ubicación de los pesos de compensación que contrarresten las fuerzas centrífugas.
Como se mencionó anteriormente, para los rotores rígidos, generalmente es necesario y suficiente instalar dos pesos compensadores. Esto eliminará tanto la componente estática como la componente de par del desequilibrio del rotor. El esquema general para medir la vibración durante el equilibrado es el siguiente.
Los sensores de vibración se instalan en los soportes de los rodamientos, en los puntos 1 y 2. Se coloca una marca de revolución en el rotor, normalmente con cinta reflectante. La marca de revolución es utilizada 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 pasadas)
En la mayoría de los casos, el equilibrado dinámico se realiza mediante el método de tres arranques. El método se basa en que se colocan sucesivamente en el rotor pesos de prueba de masa conocida en el plano 1 y en el plano 2, y las masas y la ubicación de los pesos de equilibrado 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 denomina plano de corrección. Los planos de corrección se ubican en el propio rotor — normalmente en los dos extremos del cuerpo del rotor, en los discos del ventilador o del rodete, o en anillos de equilibrado 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 corrector suficiente. Esto no es lo mismo que el puntos de medición, que están en las cajas de rodamientos (véase la Fig. 6).
En el primer arranque se mide la vibración inicial (en el software Balanset esto es Run 0). A continuación, se coloca en el rotor un peso de prueba de masa conocida, más cerca de uno de los rodamientos. Se realiza un segundo arranque (Run 1) y se miden los parámetros de vibración, que deberían cambiar debido a la instalación del peso de prueba. Después, el peso de prueba del primer plano se retira y se instala en el segundo plano. Se realiza una tercera pasada de prueba (Run 2) y se miden los parámetros de vibración. Se retira el peso de prueba y el software calcula automáticamente las masas y los ángulos de instalación de los pesos de equilibrado.
A continuación, los pesos de corrección calculados se instalan en sus planos y se realiza una pasada de comprobación — 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 pasadas con peso de prueba — solo se calcula e instala una pequeña corrección de ajuste adicional.
El objetivo de instalar los pesos de prueba es determinar cómo reacciona el sistema ante cambios en el desequilibrio. Se conocen la masa y la ubicación de los pesos de prueba, por lo que el software puede calcular los llamados coeficientes de influencia, que muestran cómo la introducción de un desequilibrio conocido afecta a 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 del ordenador y utilizarlos para el equilibrado de los mecanismos del mismo tipo sin pruebas de funcionamiento, lo que aumenta significativamente la productividad del equilibrado. Tenga en cuenta que la masa de los pesos de prueba debe ser elegida de tal manera que los parámetros de vibración cambien notablemente cuando se instalan los pesos de prueba. De lo contrario, aumenta el error de cálculo de los coeficientes de influencia y se deteriora la calidad del equilibrado.
Como puede verse en la Fig. 1, la fuerza centrífuga actúa en dirección radial, es decir, perpendicular al eje del rotor. Por lo tanto, los sensores de vibración deben instalarse de modo que su eje de sensibilidad también apunte en la dirección radial. Normalmente, la rigidez de la cimentación en dirección horizontal es menor, por lo que la vibración en esa dirección es mayor. Por ello, para aumentar la sensibilidad, los sensores deben instalarse de manera que su eje de sensibilidad también esté orientado horizontalmente. Aunque no existe una diferencia fundamental. Además de la vibración en dirección radial, debe controlarse la vibración en dirección axial, a lo largo del eje de rotación del rotor. Esta vibración no suele estar causada por el desequilibrio, sino por otras causas, principalmente relacionadas con la desalineación de los ejes conectados mediante el acoplamiento.
Esta vibración no puede eliminarse mediante el equilibrado, en cuyo caso se requiere una alineación. En la práctica, este tipo de máquinas suele presentar tanto desequilibrio del rotor como desalineación del eje, lo que dificulta mucho más la tarea de eliminar la vibración. En tales casos, es necesario primero centrar la máquina y después equilibrarla. (Aunque, con un desequilibrio de par fuerte, también se produce vibración en dirección axial debido a la "torsión" de la estructura de la cimentación.)
Artículos relacionados (ejemplos de bancadas de equilibrado)
Criterios para evaluar la calidad de los mecanismos de equilibrio
La calidad de equilibrado de los rotores (mecanismos) puede evaluarse de dos maneras. El primer método consiste en comparar la magnitud del desequilibrio residual determinada durante el proceso de equilibrado con la tolerancia de desequilibrio residual. Estas tolerancias para las distintas 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 equilibrado G, que es el producto del desequilibrio específico admisible epor 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;
- epor = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numéricamente igual a los µm de desplazamiento del centro de masas) — equivalentemente epor = 9549 · G / n;
- Upor = epor · 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; epor = 6,3 · 1000 / 314,2 = 20,1 g·mm/kg (comprobación cruzada: 9549 · 6,3 / 3000 ≈ 20,1); Upor = 20,1 · 50 ≈ 1000 g·mm para todo el rotor.
Reparto de la tolerancia entre dos planos. Para un rotor cuyo centro de masa se encuentra entre los planos de corrección, la tolerancia total se reparte en proporción inversa a la distancia desde el centro de masa hasta cada plano; para un rotor simétrico esto es simplemente la mitad en cada plano — unos 500 g·mm por plano en el ejemplo anterior. A ningún plano se le debe asignar más del 70% ni menos del 30% de Upor.
Grados típicos: G 0.4 — giroscopios, husillos de rectificadoras de precisión · G 1 — husillos de máquinas rectificadoras, inducidos de precisión · G 2.5 — turbinas, turbogeneradores, accionamientos de máquina-herramienta · G 6.3 — ingeniería general: ventiladores, rodetes de bombas, volantes de inercia, motores eléctricos estándar · G 16 — árboles cardán con requisitos especiales, maquinaria agrícola, trituradoras · G 40 — ruedas de automóvil, árboles de transmisión (árboles cardán) · G 100 — mecanismos de cigüeñal de motores diésel de alta velocidad.
Sin embargo, el cumplimiento de las tolerancias especificadas no puede garantizar plenamente la fiabilidad operativa del mecanismo, asociada al 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 sólo por la magnitud de la fuerza asociada con el desequilibrio 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 amortiguación, así como la frecuencia de rotación. Por lo tanto, para estimar las cualidades dinámicas del mecanismo (incluida la calidad de su equilibrio) en una serie de casos se recomienda estimar el nivel de vibración residual del mecanismo, que está regulado por una serie de normas.
La norma más utilizada para los niveles de vibración admisibles de las máquinas industriales es la ISO 20816-3 (anteriormente ISO 10816-3). Abarca máquinas de más de 15 kW que funcionan entre 120 y 15.000 rpm, y las clasifica en dos dimensiones: por grupo de potencia (Grupo 1 — más 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 que quedan fuera de este alcance cuentan con partes específicas de la serie (grupos de turbinas — ISO 20816-2, máquinas hidráulicas, máquinas alternativas, bombas) o con normas de producto como la ISO 14694 para ventiladores industriales.
Para máquinas generales evaluadas en piezas no giratorias, la clásica ISO 10816-1 zonas (ahora parte de la ISO 20816-1) dan los siguientes límites de velocidad de vibración, mm/s RMS:
| Clase | A/B | B/C | CD |
|---|---|---|---|
| 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 un funcionamiento continuo sin restricciones; la zona C solo permite un funcionamiento restringido; la zona D indica una vibración lo bastante severa como para causar daños.
Normas y referencias
- ISO 21940-11:2016 — Vibración mecánica — Equilibrado de rotores — Parte 11: Procedimientos y tolerancias para rotores con comportamiento rígido. (Sustituye a la ISO 1940-1, que ha quedado anulada.) Calculadora de grados G y tolerancia →
- ISO 21940-2 — Vibraciones mecánicas — Equilibrado de rotores — Parte 2: Vocabulario. (Definiciones de desequilibrio estático, de par, cuasiestático y dinámico.)
- ISO 20816-1:2016 — Vibración mecánica — Medición y evaluación de la vibración de las máquinas — Parte 1: Directrices generales. (Sustituye a la ISO 10816-1 y la ISO 7919-1.) Zonas de evaluación →
- ISO 20816-3:2022 — Vibración mecánica — Medición y evaluación de la vibración de las máquinas — Parte 3: Máquinas industriales con una potencia nominal superior a 15 kW y velocidades nominales entre 120 r/min y 15 000 r/min. (Sustituye a la ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Ventiladores industriales — Especificaciones de calidad de equilibrado y niveles de vibración.
PREGUNTAS FRECUENTES
¿El equilibrado elimina todas las vibraciones?
No. El balanceo elimina la vibración causada por la distribución asimétrica de la masa del rotor respecto a su eje de rotación. La vibración causada por desalineación, defectos en los rodamientos, fuerzas aerodinámicas/hidrodinámicas, fuerzas electromagnéticas y otras causas requiere diagnósticos y acciones correctivas independientes.
¿Por qué puede fallar el equilibrado cerca de la resonancia?
Cerca de la resonancia, pequeños cambios de velocidad pueden causar grandes variaciones en la amplitud de la vibración y un desfase de 180°. En estas condiciones, los resultados de las mediciones se vuelven inestables y los procedimientos de equilibrado convencionales podrían no converger sin métodos especiales.
¿Cuándo es necesario el equilibrado en un plano frente al de 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 rodete de ventilador de un solo disco, una polea, una rueda de automóvil. Un rotor así presenta un desequilibrio casi puramente estático.
Dos aviones se requieren para rotores alargados (L/D ≥ 0,5), para cualquier rotor con dos o más rodetes o discos distribuidos a lo largo del eje, y siempre que la fase de vibración en los dos rodamientos difiera notablemente — un indicio de componente de par. Un rotor rígido nunca necesita más de dos planos.
En caso de duda, mida ambos rodamientos: si una corrección de un plano reduce la vibración en un rodamiento y la aumenta en el otro, el rotor tiene una componente de par y necesita un equilibrado de dos planos.
¿Qué se debe hacer antes de equilibrar?
Asegúrese de que la máquina esté en buen estado de funcionamiento: un montaje fiable en la cimentación, rodamientos en buen estado, sin holgura importante y sin fuentes evidentes de no linealidad. El equilibrado no sustituye la reparación.
Conclusiones clave
- El equilibrado corrige la excitación relacionada con la masa (centrífuga); no resuelve la desalineación, el daño de los cojinetes ni las fuentes electromagnéticas/aerodinámicas.
- La resonancia y la no linealidad pueden hacer que el equilibrado convencional sea ineficaz o inseguro.
- Para rotores rígidos, el equilibrado en dos planos es la solución general para el desequilibrio dinámico (la combinación de estático + de par).
