1. Introducción

(¿Por qué era necesario escribir esta obra?)

Un análisis de la estructura de consumo de los dispositivos de equilibrado fabricados por LLC "Kinematics" (Vibromera) revela que aproximadamente 301 TP3T se adquieren para su uso como sistemas estacionarios de medición y computación para máquinas equilibradoras y/o soportes. Se pueden identificar dos grupos de consumidores (clientes) de nuestros equipos.

El primer grupo incluye empresas especializadas en la producción en serie de máquinas equilibradoras y su venta a clientes externos. Estas empresas emplean a especialistas altamente cualificados con profundos conocimientos y amplia experiencia en el diseño, la fabricación y el funcionamiento de diversos tipos de máquinas equilibradoras. Los retos que surgen en las interacciones con este grupo de consumidores suelen estar relacionados con la adaptación de nuestros sistemas de medición y software a máquinas existentes o de nuevo desarrollo, sin abordar cuestiones de su ejecución estructural.

El segundo grupo está formado por consumidores que desarrollan y fabrican máquinas (stands) para sus propias necesidades. Este enfoque se explica sobre todo por el deseo de los fabricantes independientes de reducir sus propios costes de producción, que en algunos casos pueden disminuir entre dos y tres veces o más. Este grupo de consumidores suele carecer de experiencia adecuada en la creación de máquinas y suele confiar en el uso del sentido común, la 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 equilibradoras, abarcan una amplia gama de cuestiones relacionadas con la ejecución estructural de las máquinas, los métodos de su instalación en los cimientos, la selección de accionamientos y el logro de una precisión de equilibrado adecuada, etc.

Teniendo en cuenta el gran interés demostrado por un gran grupo de nuestros consumidores en los temas de fabricación independiente de máquinas equilibradoras, los especialistas de LLC "Kinematics" (Vibromera) han preparado una recopilación con comentarios y recomendaciones sobre las preguntas más frecuentes.

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

Una máquina equilibradora es un dispositivo tecnológico diseñado para eliminar el desequilibrio estático o dinámico de los rotores con diversos fines. Incorpora un mecanismo que acelera el rotor equilibrado a una frecuencia de rotación específica y un sistema especializado de medición y computación que determina las masas y la colocación de los pesos correctivos necesarios para compensar el desequilibrio del rotor.

La construcción de la parte mecánica de la máquina generalmente consiste en una bancada sobre la que se instalan postes de soporte (cojinetes). Estos se utilizan para montar el producto equilibrado (rotor) e incluyen un accionamiento para girarlo. Durante el proceso de equilibrado, que se realiza mientras el producto gira, los sensores del sistema de medición (cuyo tipo depende del diseño de la máquina) registran vibraciones o fuerzas en los cojinetes.

Los datos así obtenidos permiten determinar las masas y los lugares de instalación de los contrapesos correctores necesarios para compensar el desequilibrio.

En la actualidad, predominan dos tipos de diseños de máquina equilibradora (soporte):

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

2.1. Máquinas y soportes de rodamiento blando

La característica fundamental de las máquinas equilibradoras de cojinetes blandos (soportes) es que disponen de soportes relativamente flexibles, fabricados a base de suspensiones de muelle, carros con muelle, soportes de muelle planos o cilíndricos, etc. La frecuencia natural de estos soportes es al menos 2-3 veces menor que la frecuencia de rotación del rotor equilibrado montado sobre ellos. Un ejemplo clásico de la ejecución estructural de los soportes flexibles de cojinetes blandos puede verse en el soporte de la máquina modelo DB-50, cuya fotografía se muestra en la figura 2.1.

Figura 2.1. Soporte de la equilibradora modelo DB-50.

Como se muestra en la figura 2.1, el carro móvil (deslizador) 2 se fija a los postes fijos 1 del soporte mediante una suspensión sobre muelles de tira 3. Bajo la influencia de la fuerza centrífuga causada por el desequilibrio del rotor instalado en el soporte, el carro (deslizador) 2 puede realizar oscilaciones horizontales con respecto al poste fijo 1, que se miden mediante un sensor de vibraciones.

La ejecución estructural de este soporte garantiza el logro de una baja frecuencia natural de las oscilaciones del carro, que puede situarse en torno a 1-2 Hz. Esto permite equilibrar el rotor en una amplia gama de sus frecuencias de rotación, a partir de 200 RPM. Esta característica, junto con la relativa simplicidad de fabricación de tales soportes, hace que este diseño sea atractivo para muchos de nuestros consumidores que fabrican máquinas equilibradoras para sus propias necesidades de diversos fines.

Figura 2.2. Soporte de cojinete blando de la máquina equilibradora, fabricado por "Polymer LTD", Majachkalá

La Figura 2.2 muestra una fotografía de una equilibradora de cojinetes blandos con soportes de resortes de suspensión, fabricada para las necesidades internas de "Polymer LTD" en Majachkalá. La máquina está diseñada para equilibrar rodillos utilizados en la producción de materiales poliméricos.

Figura 2.3 presenta una fotografía de una máquina equilibradora con una suspensión de tiras similar para el carro, destinada a equilibrar herramientas especializadas.

Figuras 2.4.a y 2.4.b muestran fotografías de una máquina casera de cojinetes blandos para equilibrar ejes de transmisión, cuyos soportes también se fabrican con muelles de suspensión de fleje.

Figura 2.5 Presenta una fotografía de una máquina de cojinetes blandos diseñada para equilibrar turbocompresores, con los soportes de sus carros suspendidos sobre resortes de banda. La máquina, fabricada para uso privado de A. Shahgunyan (San Petersburgo), está equipada con el sistema de medición "Balanset 1".

Según el fabricante (véase la Fig. 2.6), esta máquina permite equilibrar turbinas con un desequilibrio residual no superior a 0,2 g*mm.

Figura 2.3. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar herramientas con suspensión de apoyo sobre muelles de banda

Figura 2.4.a. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar ejes de transmisión (máquina montada)

Figura 2.4.b. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar ejes de transmisión con soportes de carro suspendidos sobre muelles de banda. (Soporte de husillo principal con suspensión de banda elástica)

Figura 2.5. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar turbocompresores con soportes sobre muelles de banda, fabricada por A. Shahgunyan (San Petersburgo).

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

Además de la versión clásica de los soportes de equilibrado Soft Bearing comentada anteriormente, también se han generalizado otras soluciones estructurales.

Figuras 2.7 y 2.8 Se presentan fotografías de máquinas equilibradoras para ejes de transmisión, cuyos soportes están hechos con resortes planos (de placa). Estas máquinas se fabricaron para las necesidades exclusivas de la empresa privada "Dergacheva" y la sociedad de responsabilidad limitada "Tatcardan" ("Kinetics-M"), respectivamente.

Las máquinas equilibradoras de cojinetes blandos con estos soportes suelen ser reproducidas por fabricantes aficionados debido a su relativa simplicidad y facilidad de fabricación. Estos prototipos suelen ser máquinas de la serie VBRF de K. Schenck o máquinas similares de producción nacional.

Las máquinas mostradas en las figuras 2.7 y 2.8 están diseñadas para equilibrar ejes de transmisión de dos, tres y cuatro apoyos. Tienen una construcción similar, incluyendo:

• una bancada soldada 1, basada en dos vigas en I unidas por costillas transversales;
• un soporte de husillo estacionario (delantero) 2;
• un soporte de husillo móvil (trasero) 3;
• uno o dos soportes móviles (intermedios) 4. Los soportes 2 y 3 alojan las unidades de husillo 5 y 6, destinadas a montar el árbol de transmisión equilibrado 7 en la máquina.

Figura 2.7. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar ejes de transmisión de la empresa privada "Dergacheva" con soportes sobre resortes planos (de placa).

Figura 2.8. Máquina de cojinetes blandos para equilibrar ejes de transmisión de LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") con soportes sobre resortes planos.

En todos los soportes hay instalados sensores de vibración 8, que sirven para medir las oscilaciones transversales de los soportes. El husillo principal 5, montado en el soporte 2, se hace girar mediante un motor eléctrico a través de una transmisión por correa.

Figuras 2.9.a y 2.9.b muestran fotografías del soporte de la equilibradora, que se basa en muelles planos.

Figura 2.9. Soporte de máquina equilibradora de cojinetes blandos con muelles planos

• a) Vista lateral;
• b) Vista frontal

Dado que los fabricantes aficionados utilizan con frecuencia este tipo de soportes en sus diseños, conviene examinar con más detalle las características de su construcción. Como se muestra en la figura 2.9.a, este soporte consta de tres componentes principales:

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

Para evitar el riesgo de aumento de la vibración de los soportes durante el funcionamiento, que puede producirse durante la aceleración o deceleración del rotor equilibrado, los soportes pueden incluir un mecanismo de bloqueo (véase la Fig. 2.9.b). Este mecanismo consiste en un soporte rígido 5, que puede engancharse mediante un bloqueo excéntrico 6 conectado a uno de los muelles planos del soporte. Cuando el bloqueo 6 y el estribo 5 están acoplados, el soporte queda bloqueado, eliminando el riesgo de aumento de las vibraciones durante la aceleración y la deceleración.

Al diseñar soportes fabricados con muelles planos (de placa), el fabricante de la máquina debe evaluar la frecuencia de sus oscilaciones naturales, que depende de la rigidez de los muelles y de la masa del rotor equilibrado. El conocimiento de este parámetro permite al diseñador elegir conscientemente la gama de frecuencias de rotación operativas del rotor, evitando el peligro de oscilaciones resonantes de los soportes durante el equilibrado.

Las recomendaciones para calcular y determinar experimentalmente las frecuencias naturales de las oscilaciones de los apoyos, así como de otros componentes de las máquinas equilibradoras, se tratan en la Sección 3.

Como se ha indicado anteriormente, la sencillez y la facilidad de fabricación del diseño de soporte que utiliza muelles planos (de placa) atraen a los desarrolladores aficionados de máquinas equilibradoras para diversos fines, incluidas las máquinas para equilibrar cigüeñales, rotores de turbocompresores de automóviles, etc.

A modo de ejemplo, las figuras 2.10.a y 2.10.b presentan un boceto general de una máquina diseñada para equilibrar rotores de turbocompresores. Esta máquina fue fabricada y se utiliza para fines internos en la empresa LLC "SuraTurbo" en Penza.

2.10.a. Máquina para equilibrar los rotores del turbocompresor (vista lateral)

2.10.b. Máquina para equilibrar los rotores del turbocompresor (vista desde el lado del soporte delantero)

Además de las máquinas equilibradoras de cojinetes blandos anteriormente mencionadas, a veces se crean soportes de cojinetes blandos relativamente sencillos. Estos soportes permiten un equilibrado de alta calidad de mecanismos rotativos para diversos fines con costes mínimos.

A continuación se analizan varios soportes de este tipo, construidos a partir de una placa plana (o marco) montada sobre resortes de compresión cilíndricos. Estos resortes suelen seleccionarse de forma que la frecuencia natural de oscilación de la placa, con el mecanismo de equilibrado instalado sobre ella, sea de 2 a 3 veces menor que la frecuencia de rotación del rotor de dicho mecanismo durante el equilibrado.

Figura 2.11 muestra una fotografía de un soporte para equilibrar ruedas abrasivas, fabricado para la producción propia por P. Asharin.

Figura 2.11. Soporte para equilibrar ruedas abrasivas

El stand consta de los siguientes componentes principales:

• Placa 1montado sobre cuatro muelles cilíndricos 2;
• Motor eléctrico 3cuyo rotor sirve también de husillo, en el que está montado un mandril 4, utilizado para instalar y fijar la rueda abrasiva en el husillo.

Una característica clave de este soporte 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 soporte ("Balanset 2C") para determinar la posición angular para retirar la masa correctiva de la rueda abrasiva.

Figura 2.12 Se muestra una fotografía de un soporte utilizado para equilibrar bombas de vacío. Este soporte fue desarrollado por encargo de JSC "Planta de Medición".

Figura 2.12. Soporte para el equilibrado de bombas de vacío de JSC "Planta de Medición""

La base de este stand también utiliza Placa 1montada sobre muelles cilíndricos 2. En la placa 1 está instalada una bomba de vacío 3, que tiene su propio accionamiento eléctrico capaz de variar ampliamente las velocidades, de 0 a 60.000 RPM. En la carcasa de la bomba están montados sensores de vibración 4, que se utilizan para medir las vibraciones en dos secciones diferentes a distintas alturas.

Para sincronizar el proceso de medición de vibraciones con el ángulo de rotación del rotor de la bomba, se utiliza un sensor láser de ángulo de fase 5 en el soporte. A pesar de la aparente simplicidad de su construcción externa, permite lograr un equilibrado de alta calidad del impulsor de la bomba.

Por ejemplo, a frecuencias de rotación subcríticas, el desequilibrio residual del rotor de la bomba cumple los requisitos establecidos para la clase de calidad de equilibrio G0.16 según la norma ISO 1940-1-2007 "Vibración. Requisitos para la calidad del equilibrio de rotores rígidos. Parte 1. Determinación del desequilibrio admisible"."

La vibración residual de la carcasa de la bomba conseguida durante el equilibrado a velocidades de rotación de hasta 8.000 RPM no supera los 0,01 mm/seg.

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

Figura 2.13. Soporte para equilibrar los impulsores del ventilador

La calidad del equilibrado de ventiladores en estos soportes es bastante alta. Según especialistas de "Atlant-project" LLC, en el soporte diseñado por ellos siguiendo las recomendaciones de "Kinematics" LLC (véase la Fig. 2.14), el nivel de vibración residual alcanzado al equilibrar los ventiladores fue de 0,8 mm/s. Esto es más del triple de la tolerancia establecida para ventiladores de categoría BV5 según la norma ISO 31350-2007 "Vibración. Ventiladores industriales. Requisitos para la vibración producida y la calidad del equilibrado"."

Figura 2.14. Soporte para equilibrar impulsores de ventiladores de equipos a prueba de explosiones de "Atlant-project" LLC, Podolsk

Datos similares obtenidos en JSC "Lissant Fan Factory" muestran que dichos soportes, utilizados en la producción en serie de ventiladores de conducto, garantizaron constantemente una vibración residual que no excedía de 0,1 mm/s.

2.2. Máquinas de rodamientos duros

Las máquinas equilibradoras de cojinetes duros se diferencian de las máquinas de cojinetes blandos en el diseño de sus soportes. Sus soportes están hechos en forma de placas rígidas con intrincadas ranuras (recortes). Las frecuencias naturales de estos soportes superan significativamente (al menos 2-3 veces) la frecuencia rotacional máxima del rotor equilibrado en la máquina.

Las máquinas de cojinetes duros son más versátiles que las de cojinetes blandos, ya que suelen permitir un equilibrado de alta calidad de rotores en una gama más amplia de sus características de masa y dimensiones. Una ventaja importante de estas máquinas es también que permiten un equilibrado 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 La figura 2.15 muestra una fotografía de una máquina equilibradora típica de cojinetes rígidos fabricada por "K. Schenk". Esta figura muestra que las partes individuales del soporte, formadas por las ranuras intrincadas, presentan una rigidez variable. Bajo la influencia de las fuerzas del desequilibrio 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 se resalta con una línea discontinua roja, y la parte relativamente flexible se resalta en azul).

Para medir dichas deformaciones relativas, las máquinas Hard Bearing pueden utilizar sensores de fuerza o sensores de vibración de alta sensibilidad de varios tipos, incluidos los sensores de desplazamiento de vibración sin contacto.

Figura 2.15. Máquina equilibradora de cojinetes rígidos de "K. Schenk""

Como lo indica el análisis de las solicitudes de los clientes para los instrumentos de la serie "Balanset", el interés en la fabricación de máquinas de equilibrado con cojinetes duros para uso interno ha aumentado continuamente. Esto se ve facilitado por la amplia difusión de información publicitaria sobre las características de diseño de las máquinas equilibradoras domésticas, que los fabricantes aficionados utilizan como análogos (o prototipos) para sus propios desarrollos.

Consideremos algunas variaciones de máquinas de cojinetes duros fabricadas para las necesidades internas de un número de consumidores de instrumentos de la serie "Balanset".

Figuras 2.16.a - 2.16.d Se muestran fotografías de una máquina de cojinetes rígidos diseñada para equilibrar ejes de transmisión, fabricada por N. Obyedkov (ciudad de Magnitogorsk). Como se muestra en la Fig. 2.16.a, la máquina consta de un bastidor rígido 1, sobre el cual se instalan los soportes 2 (dos de husillo y dos intermedios). El husillo principal 3 de la máquina gira mediante un motor eléctrico asíncrono 4 mediante una transmisión por correa. Un controlador de frecuencia 6 controla 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, un ordenador, cuatro sensores de fuerza y un sensor de ángulo de fase (sensores no mostrados en la Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Máquina de cojinetes duros para equilibrar ejes de transmisión, fabricada por N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b muestra una fotografía del soporte delantero de la máquina con el husillo principal 3, que se acciona, como se ha indicado anteriormente, mediante una transmisión por correa de un motor eléctrico asíncrono 4. Este soporte está montado rígidamente sobre el bastidor.

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

Figura 2.16.c presenta una fotografía de uno de los dos soportes intermedios móviles de la máquina. Este soporte descansa sobre unas guías 7, que permiten su desplazamiento longitudinal a lo largo de las guías del bastidor. Este soporte incluye un dispositivo especial 8, diseñado para instalar y ajustar la altura del cojinete intermedio del eje de transmisión equilibrado.

Figura 2.16.c. Soporte móvil intermedio 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).

Todos los soportes mencionados anteriormente son placas verticales montadas sobre bases planas. Las placas presentan ranuras en forma de T (véase la Fig. 2.16.d), que dividen el soporte en una parte interior 9 (más rígida) y una parte exterior 10 (menos rígida). La diferente rigidez de las partes interior y exterior del soporte puede dar lugar a una deformación relativa de estas partes bajo las fuerzas de desequilibrio del rotor equilibrado.

Los sensores de fuerza se utilizan normalmente para medir la deformación relativa de los soportes en máquinas caseras. En la figura 2.16.e se muestra un ejemplo de cómo se instala un sensor de fuerza en el soporte de una equilibradora de rodamientos duros. 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 garantizar una presión uniforme del perno 12 en todo el plano del sensor de fuerza 11, se coloca una arandela plana 13 entre éste y el sensor.

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

Durante el funcionamiento de la máquina, las fuerzas de desequilibrio del rotor equilibrado actúan a través de las unidades de soporte (husillos o cojinetes intermedios) en la parte exterior del soporte, que comienza a moverse cíclicamente (deformarse) respecto a su parte interior a la frecuencia de rotación del rotor. Esto genera una fuerza variable que actúa sobre el sensor 11, proporcional a la fuerza de desequilibrio. Bajo su influencia, se genera una señal eléctrica proporcional a la magnitud del desequilibrio del rotor en la salida del sensor de fuerza.

Las señales de los sensores de fuerza, instalados en todos los soportes, se introducen en el sistema de medición y cálculo de la máquina, donde se utilizan para determinar los parámetros de los pesos correctivos.

Figura 2.17.a. Presenta una fotografía de una máquina de cojinetes duros altamente especializada, utilizada para equilibrar ejes de tornillo. Esta máquina fue fabricada para uso interno en la empresa LLC "Ufatverdosplav".

Como se ve en la figura, el mecanismo de giro de la máquina tiene una construcción simplificada, que consta de los siguientes componentes principales:

• Bastidor soldado 1que sirve de cama;
• Dos soportes fijos 2fijado rígidamente al bastidor;
• Motor eléctrico 3que acciona el eje equilibrado (tornillo) 5 mediante una transmisión por correa 4.

Figura 2.17.a. Máquina de cojinetes rígidos para equilibrar ejes de husillo, fabricada por LLC "Ufatverdosplav""

Los soportes 2 de la máquina son placas de acero instaladas verticalmente con ranuras en forma de T. En la parte superior de cada soporte hay rodillos de apoyo fabricados con rodamientos, sobre los que gira el eje equilibrado 5.

Para medir la deformación de los soportes, que se produce por el desequilibrio del rotor, se utilizan sensores de fuerza 6 (véase la Fig. 2.17.b), 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 cálculo.

A pesar de la relativa simplicidad del mecanismo de giro de la máquina, permite un equilibrado de bastante alta calidad de los tornillos que, como se ve en la figura 2.17.a., tienen una superficie helicoidal compleja.

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

Figura 2.17.b. Soporte de máquina de cojinetes duros para equilibrar ejes de tornillo con sensor de fuerza

El desequilibrio residual alcanzado fue de 3552 g*mm (19,2 g en un radio de 185 mm) en el primer plano del tornillo y de 2220 g*mm (12,0 g en 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 desequilibrio corresponde a la clase G6.3 según la norma ISO 1940-1-2007, que cumple con los requisitos establecidos en su documentación técnica.

S.V. Morozov propuso un diseño original (véase la Fig. 2.18), que consiste en utilizar una única base para la instalación simultánea de soportes para dos máquinas equilibradoras de cojinetes duros de diferentes tamaños. Las ventajas evidentes de esta solución técnica, que permiten minimizar los costes de producción del fabricante, incluyen:

• Ahorro de espacio de producción;
• Utilización de un motor eléctrico con variador de frecuencia para accionar dos máquinas diferentes;
• Utilización de un sistema de medición para el funcionamiento de dos máquinas diferentes.

Figura 2.18. Equilibradora de cojinetes rígidos ("Tándem"), fabricada por S.V. Morozov

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

3.1. Rodamientos

3.1.1. Fundamentos teóricos del diseño de los apoyos

En la sección anterior, se detallaron los principales diseños de soportes de cojinetes blandos y duros para máquinas equilibradoras. Un parámetro crucial que los diseñadores deben considerar al diseñar y fabricar estos soportes son sus frecuencias naturales de oscilación. Esto es importante, ya que la medición no solo de la amplitud de vibración (deformación cíclica) de los soportes, sino también de su fase, es necesaria para calcular los parámetros de los pesos correctivos mediante los sistemas de medición y computación de la máquina.

Si la frecuencia natural de un soporte coincide con la frecuencia de rotación del rotor equilibrado (resonancia del soporte), es prácticamente imposible medir con precisión la amplitud y la fase de la vibración. Esto se ilustra claramente en los gráficos que muestran los cambios en la amplitud y la fase de las oscilaciones del soporte en función de la frecuencia de rotación del rotor equilibrado (véase la Fig. 3.1).

De estos gráficos se deduce que a medida que la frecuencia de rotación del rotor equilibrado se aproxima a la frecuencia natural de las oscilaciones del soporte (es decir, cuando la relación fp/fo es cercana a 1), se produce un aumento significativo de la amplitud asociada a las oscilaciones de resonancia del soporte (véase la Fig. 3.1.a). Simultáneamente, el gráfico 3.1.b muestra que en la zona de resonancia se produce un cambio brusco del ángulo de fase ∆F°, que puede alcanzar hasta 180°.

En otras palabras, al equilibrar 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 correctores y afecta negativamente a la calidad del equilibrado.

Los gráficos anteriores confirman las recomendaciones anteriores: para máquinas con cojinetes duros, el límite superior de las frecuencias de operación del rotor debe ser al menos 2-3 veces menor que la frecuencia natural del soporte. Para máquinas con cojinetes blandos, el límite inferior de las frecuencias de operación admisibles del rotor equilibrado debe ser al menos 2-3 veces mayor que la frecuencia natural del soporte.

Figura 3.1. Gráficos que muestran los cambios en la amplitud relativa y la fase de las vibraciones del soporte de la máquina equilibradora en función de los cambios en la frecuencia de rotación.

• Ад - Amplitud de las vibraciones dinámicas del soporte;
• e = m*r / M - Desequilibrio específico del rotor equilibrado;
• m - Masa desequilibrada del rotor;
• M - Masa del rotor;
• r - Radio en el que se encuentra la masa desequilibrada en el rotor;
• fp - Frecuencia de rotación del rotor;
• para - Frecuencia natural de las vibraciones del soporte

Teniendo en cuenta la información presentada, no se recomienda hacer funcionar la máquina en la zona de resonancia de sus apoyos (resaltada en rojo en la Fig. 3.1). Los gráficos mostrados en la Fig. 3.1 también demuestran que, para los mismos desequilibrios del rotor, las vibraciones reales de los apoyos de la máquina Soft Bearing son significativamente inferiores a las que se producen en los apoyos de la máquina Soft Bearing.

De ello se deduce que los sensores utilizados para medir las vibraciones de los soportes en las máquinas de rodamientos duros deben tener una sensibilidad mayor que los de las máquinas de rodamientos blandos. Esta conclusión está bien respaldada por la práctica real del uso de sensores, que muestra que los sensores de vibración absoluta (vibroacelerómetros y/o sensores de vibrovelocidad), utilizados con éxito en las máquinas equilibradoras de rodamientos blandos, a menudo no pueden lograr la calidad de equilibrado necesaria en las máquinas de rodamientos duros.

En estas máquinas, se recomienda utilizar sensores de vibraciones relativas, 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 soporte fo utilizando la fórmula 3.1, tratándolo de forma simplista como un sistema vibratorio con un grado de libertad, que (ver Fig. 2.19.a) está representado por una masa M, oscilando sobre un muelle con rigidez K.

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

donde Mo​ es la masa de la parte móvil del soporte en kg; Mr​ es la masa del rotor equilibrado en kg; n es el número de soportes de la máquina involucrados en el equilibrado.

La rigidez K del soporte se calcula mediante la fórmula 3.3 a partir de los resultados de estudios experimentales que consisten en medir la deformación ΔL del soporte cuando se carga con una fuerza estática P (véanse las figuras 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 puede medirse utilizando un instrumento de medición de fuerza (por ejemplo, un dinamómetro). El desplazamiento del soporte ΔL se determina utilizando un dispositivo para medir desplazamientos lineales (por ejemplo, un reloj comparador).

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

Dado que el cálculo de las frecuencias naturales de los apoyos, realizado con un método simplificado, puede generar errores significativos, la mayoría de los desarrolladores aficionados prefieren determinar estos parámetros mediante métodos experimentales. Para ello, utilizan las capacidades que ofrecen los modernos sistemas de medición de vibraciones de las máquinas equilibradoras, incluyendo los instrumentos de la serie "Balanset".

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

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

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

La masa del martillo debe ser aproximadamente 10% de la masa del objeto excitado. Para captar la respuesta vibratoria, debe instalarse un sensor de vibraciones en el objeto examinado, con su eje de medición alineado con la dirección de excitación del impacto. En algunos casos, un micrófono de un dispositivo de medición de ruido puede utilizarse como sensor para percibir la respuesta vibratoria del objeto.

El sensor convierte las vibraciones del objeto en una señal eléctrica, que se envía a un instrumento de medición, como la entrada de un analizador de espectro. Este instrumento registra la función temporal y el espectro del proceso vibracional en decaimiento (véase la Fig. 3.4), cuyo análisis permite determinar la frecuencia (o frecuencias) de las vibraciones naturales del objeto.

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

El análisis del gráfico del espectro presentado en la Figura 3.5 (véase 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 del gráfico, se produce a una frecuencia de 9,5 Hz. Este método puede recomendarse para el estudio de las vibraciones naturales de los soportes de máquinas equilibradoras de cojinetes blandos y duros.

3.1.3.2. Determinación de las frecuencias naturales de los apoyos en modo costero

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

En este caso, las frecuencias naturales de los apoyos pueden determinarse mediante dos características:

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

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

Además, el software "Balanset 1" incluye adicionalmente un modo especializado "Gráficos. Costa" que permite trazar gráficos de los cambios de amplitud y fase de las vibraciones de apoyo en la costa en función del cambio de frecuencia de rotación, facilitando significativamente el proceso de diagnóstico de resonancias.

Cabe señalar que, por razones obvias (véase el apartado 3.1.1), el método de identificación de las frecuencias naturales de los apoyos en la costa sólo puede utilizarse en el caso del estudio de las máquinas equilibradoras de cojinetes blandos, en las que las frecuencias de trabajo de la rotación del rotor superan significativamente las frecuencias naturales de los apoyos en la dirección transversal.

En el caso de las máquinas de cojinetes duros, en las que las frecuencias de trabajo de la rotación del rotor que excitan las vibraciones de los apoyos en la costa son significativamente inferiores a las frecuencias naturales de los apoyos, la utilización de este método es prácticamente imposible.

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

3.1.2. Cálculo de las frecuencias naturales de los apoyos por métodos computacionales

El cálculo de las frecuencias naturales de los apoyos mediante el esquema de cálculo descrito anteriormente puede realizarse en dos direcciones:

• En la dirección transversal de los apoyos, que coincide con la dirección de medición de sus vibraciones causadas por las fuerzas de desequilibrio del rotor;
• En dirección axial, coincidiendo con el eje de rotación del rotor equilibrado montado sobre los soportes de la máquina.

El cálculo de las frecuencias naturales de los apoyos en dirección vertical requiere una técnica de cálculo más compleja que, además de los parámetros del apoyo y del rotor equilibrado, debe tener en cuenta los parámetros del bastidor y las particularidades de la instalación de la máquina sobre la cimentación. Este método no se aborda en esta publicación. El análisis de la fórmula 3.1 permite obtener recomendaciones sencillas que los diseñadores de máquinas deberían tener en cuenta en la práctica. En particular, la frecuencia natural de un apoyo puede modificarse modificando su rigidez o masa. Aumentar la rigidez aumenta la frecuencia natural del apoyo, mientras que aumentar la masa la disminuye. Estos cambios tienen una relación no lineal, inversa al cuadrado. Por ejemplo, duplicar la rigidez del apoyo aumenta su frecuencia natural solo en un factor de 1,4. De forma similar, duplicar la masa de la parte móvil del apoyo reduce su frecuencia natural solo en un factor de 1,4.

3.1.4.1. Máquinas de cojinetes blandos con muelles de placa plana

En la sección 2.1 se han descrito diversas variaciones de diseño de soportes para máquinas equilibradoras, fabricados con resortes planos, y se ilustran en las figuras 2.7 a 2.9. Según nuestra información, estos diseños se utilizan con mayor frecuencia en máquinas destinadas a equilibrar ejes de transmisión.

A modo de ejemplo, consideremos los parámetros de resorte utilizados por uno de los clientes (LLC "Rost-Service", San Petersburgo) en la fabricación de sus propios soportes de máquina. Esta máquina estaba diseñada para equilibrar ejes de transmisión de 2, 3 y 4 soportes, con una masa máxima de 200 kg. Las dimensiones geométricas de los resortes (alto x ancho x grosor) utilizados en los soportes de los husillos principal y conducido de la máquina, elegidas por el cliente, eran de 300 x 200 x 3 mm, respectivamente.

La frecuencia natural del soporte sin carga, determinada experimentalmente mediante el método de excitación por impacto utilizando el sistema de medición estándar de la máquina "Balanset 4", resultó ser de 11 a 12 Hz. Con esta frecuencia natural de vibración de los soportes, la frecuencia de rotación recomendada del rotor equilibrado durante el balanceo no debe ser inferior a 22-24 Hz (1320-1440 RPM).

Las dimensiones geométricas de los resortes planos utilizados por el mismo fabricante en los soportes intermedios fueron de 200 x 200 x 3 mm, respectivamente. Además, como demostraron los estudios, las frecuencias propias de estos soportes eran superiores, alcanzando los 13-14 Hz.

Con base en los resultados de las pruebas, se recomendó a los fabricantes de la máquina alinear (ecualizar) las frecuencias propias del husillo y los soportes intermedios. Esto facilitaría la selección del rango de frecuencias de rotación operativas de los ejes de transmisión durante el equilibrado y evitaría posibles inestabilidades en las lecturas del sistema de medición debido a la entrada de los soportes en la zona de vibraciones resonantes.

Los métodos para ajustar las frecuencias naturales de las vibraciones de los soportes sobre muelles planos son evidentes. Este ajuste puede lograrse modificando las dimensiones geométricas o la forma de los muelles planos, lo que se consigue, por ejemplo, fresando ranuras longitudinales o transversales que reduzcan su rigidez.

Como se ha mencionado anteriormente, la verificación de los resultados de dicho ajuste puede llevarse a cabo mediante la identificación de las frecuencias naturales de las vibraciones de los apoyos 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 sobre muelles planos, utilizado en una de sus máquinas por A. Sinitsyn. Como se muestra en la figura, el soporte incluye los siguientes componentes:

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

Figura 3.6. Variación de diseño de un apoyo sobre muelles planos

La placa superior 1 del soporte puede utilizarse para montar el husillo o un cojinete intermedio. Dependiendo de la finalidad del soporte, la placa inferior 4 puede fijarse rígidamente a las guías de la máquina o instalarse sobre guías móviles, permitiendo que el soporte se desplace a lo largo de las guías. El soporte 5 se utiliza para instalar un mecanismo de bloqueo del soporte, que permite fijarlo firmemente durante la aceleración y deceleración del rotor equilibrado.

Los resortes planos para soportes de máquinas con cojinetes blandos deben fabricarse con ballestas o acero aleado de alta calidad. No se recomienda el uso de aceros estructurales comunes con bajo límite elástico, ya que pueden desarrollar deformaciones residuales bajo cargas estáticas y dinámicas durante el funcionamiento, lo que reduce la precisión geométrica de la máquina e incluso la estabilidad del soporte.

Para máquinas con una masa de rotor equilibrado inferior a 300-500 kg, el espesor del soporte puede aumentarse a 30-40 mm, y para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con masas máximas de entre 1000 y 3000 kg, el espesor del soporte puede alcanzar 50-60 mm o más. Como muestra el análisis de las características dinámicas de los soportes mencionados, sus frecuencias de vibración propias, medidas en el plano transversal (el plano de medición de las deformaciones relativas de las partes flexibles y rígidas), suelen superar los 100 Hz o más. Las frecuencias de vibración propias de los soportes de cojinetes duros en el plano frontal, medidas en la dirección que coincide con el eje de rotación del rotor equilibrado, suelen ser significativamente inferiores. Estas frecuencias deben considerarse principalmente al determinar el límite superior del rango de frecuencia de operación para rotores giratorios equilibrados en la máquina. Como se mencionó anteriormente, la determinación de estas frecuencias puede realizarse mediante el método de excitación por impacto descrito en la sección 3.1.

Figura 3.7. Máquina para equilibrar rotores de motores eléctricos, ensamblada, desarrollada por A. Mokhov.

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

3.1.4.2. Soportes de máquina de rodamientos blandos con suspensión sobre muelles de banda

En el diseño de los muelles de banda utilizados para las suspensiones de soporte, debe prestarse atención a la selección del grosor y la anchura de la banda del muelle, que, por una parte, debe soportar la carga estática y dinámica del rotor sobre el soporte y, por otra, debe evitar la posibilidad de vibraciones torsionales de la suspensión de soporte, que se manifiestan como excentricidad axial.

Ejemplos de implementación estructural de máquinas equilibradoras que utilizan suspensiones de resortes de tira se muestran en las figuras 2.1 - 2.5 (ver sección 2.1), así como en las figuras 3.7 y 3.8 de esta sección.

3.1.4.4. Soportes rígidos para máquinas

Como demuestra nuestra amplia experiencia con clientes, un número significativo de fabricantes de equilibradores de fabricación propia han empezado recientemente a preferir máquinas con cojinetes duros y soportes rígidos. En la sección 2.2, las figuras 2.16 a 2.18 muestran fotografías de diversos diseños estructurales de máquinas que emplean dichos soportes. En la figura 3.10 se presenta un boceto típico de un soporte rígido, desarrollado por uno de nuestros clientes para la construcción de su máquina. Este soporte consiste en una placa plana de acero con una ranura en forma de P, que convencionalmente lo divide en partes rígidas y flexibles. Bajo la influencia de la fuerza de desequilibrio, la parte flexible del soporte puede deformarse con respecto a la rígida. La magnitud de esta deformación, determinada por el espesor del soporte, la profundidad de las ranuras y la anchura del puente que conecta las partes flexible y rígida, puede medirse utilizando sensores adecuados del sistema de medición de la máquina. Debido a la falta de un método para calcular la rigidez transversal de dichos 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 (ver Fig. 3.10), estos parámetros de diseño normalmente son determinados experimentalmente por los desarrolladores.

Para máquinas con una masa de rotor equilibrado que no exceda de 300 a 500 kg, el espesor del soporte puede aumentarse a 30-40 mm, y para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con masas máximas de 1000 a 3000 kg, el espesor del soporte puede alcanzar 50-60 mm o más. Como lo demuestra el análisis de las características dinámicas de los soportes mencionados, sus frecuencias de vibración naturales, medidas en el plano transversal (el plano de medición de las deformaciones relativas de las partes "flexibles" y "rígidas"), suelen superar los 100 Hz o más. Las frecuencias de vibración naturales de los soportes de cojinetes duros en el plano frontal, medidas en la dirección que coincide con el eje de rotación del rotor equilibrado, suelen ser significativamente menores. Y son estas frecuencias las que deben considerarse principalmente al determinar el límite superior del rango de frecuencia de operación para rotores giratorios equilibrados en la máquina.

Figura 3.26. Ejemplo de utilización de una bancada de torno usada para fabricar una máquina de cojinetes duros para equilibrar sinfines.

Figura 3.27. Ejemplo de utilización de una bancada de torno usada para fabricar una máquina de cojinetes blandos para equilibrar ejes.

Figura 3.28. Ejemplo de fabricación de un lecho ensamblado a partir de canales

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

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

Figura 3.31. Ejemplo de bancada de máquina equilibradora de hormigón polímero

Normalmente, al fabricar estas camas, su parte superior se refuerza con insertos de acero que sirven como guías sobre las que se asientan los soportes de la máquina equilibradora. Recientemente, se han generalizado las camas de hormigón polímero con recubrimientos amortiguadores de vibraciones. Esta tecnología de fabricación de camas está bien descrita en línea y puede ser fácilmente implementada por fabricantes aficionados. Gracias a su relativa simplicidad y bajo coste de producción, estas camas ofrecen varias ventajas clave sobre sus homólogas metálicas:

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

3.1.4.3. Soportes blandos para máquinas de rodamientos fabricados con muelles cilíndricos

En la figura 3.9 se muestra un ejemplo de máquina equilibradora de cojinetes blandos en la que se utilizan muelles de compresión cilíndricos en el diseño de los soportes. El principal inconveniente de esta solución de diseño está relacionado con los distintos grados de deformación de los muelles en los soportes delantero y trasero, que se produce si las cargas sobre los soportes son desiguales durante el equilibrado de rotores asimétricos. Naturalmente, esto provoca la desalineación de los soportes y la inclinación del eje del rotor en el plano vertical. Una de las consecuencias negativas de este defecto puede ser la aparición de fuerzas que provoquen el desplazamiento axial del rotor durante la rotación.

Fig. 3.9. Variante de construcción de soporte blando para máquinas equilibradoras que utilizan muelles cilíndricos.

3.1.4.4. Soportes rígidos para máquinas

Como demuestra nuestra amplia experiencia con clientes, un número significativo de fabricantes de equilibradores de fabricación propia han empezado recientemente a preferir máquinas con cojinetes duros y soportes rígidos. En la sección 2.2, las figuras 2.16 a 2.18 muestran fotografías de diversos diseños estructurales de máquinas que emplean dichos soportes. En la figura 3.10 se presenta un boceto típico de un soporte rígido, desarrollado por uno de nuestros clientes para la construcción de su máquina. Este soporte consiste en una placa plana de acero con una ranura en forma de P, que convencionalmente lo divide en partes rígidas y flexibles. Bajo la influencia de la fuerza de desequilibrio, la parte flexible del soporte puede deformarse con respecto a la rígida. La magnitud de esta deformación, determinada por el espesor del soporte, la profundidad de las ranuras y la anchura del puente que conecta las partes flexible y rígida, puede medirse utilizando sensores adecuados del sistema de medición de la máquina. Debido a la falta de un método para calcular la rigidez transversal de dichos 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 (ver Fig. 3.10), estos parámetros de diseño normalmente son determinados experimentalmente por los desarrolladores.

Fig. 3.10. Esquema de soporte de cojinete duro para máquina equilibradora

En las Figuras 3.11 y 3.12 se presentan fotografías que muestran diversas implementaciones de dichos soportes, fabricados para las máquinas de nuestros clientes. A partir de los datos obtenidos de varios de nuestros clientes fabricantes de máquinas, se pueden formular requisitos de espesor de los soportes para máquinas de diversos tamaños y capacidades de carga. Por ejemplo, para máquinas destinadas a equilibrar rotores con un peso de entre 0,1 y 50-100 kg, el espesor del soporte puede ser de 20 mm.

Fig. 3.11. Soportes de rodamientos duros para equilibradora, fabricados por A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Soporte de cojinete duro para equilibradora, fabricado por D. Krasilnikov.

Para máquinas con una masa de rotor equilibrado inferior a 300-500 kg, el espesor del soporte puede aumentarse a 30-40 mm, y para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con masas máximas de entre 1000 y 3000 kg, el espesor del soporte puede alcanzar 50-60 mm o más. Como muestra el análisis de las características dinámicas de los soportes mencionados, sus frecuencias de vibración propias, medidas en el plano transversal (el plano de medición de las deformaciones relativas de las partes flexibles y rígidas), suelen superar los 100 Hz o más. Las frecuencias de vibración propias de los soportes de cojinetes duros en el plano frontal, medidas en la dirección que coincide con el eje de rotación del rotor equilibrado, suelen ser significativamente inferiores. Estas frecuencias deben considerarse principalmente al determinar el límite superior del rango de frecuencia de operación para rotores giratorios equilibrados en la máquina. Como se mencionó anteriormente, la determinación de estas frecuencias puede realizarse mediante el método de excitación por impacto descrito en la sección 3.1.

3.2. Conjuntos de soporte de máquinas equilibradoras

3.2.1. Principales tipos de soportes

En la fabricación de máquinas equilibradoras tanto de cojinetes duros como de cojinetes blandos, se pueden recomendar los siguientes tipos conocidos de conjuntos de soporte, utilizados para la instalación y rotación de rotores equilibrados sobre soportes:

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

3.2.1.1. Conjuntos prismáticos de soporte

Estos conjuntos, con diversas opciones de diseño, suelen instalarse en soportes de máquinas pequeñas y medianas, donde se pueden equilibrar rotores con masas que no superen los 50-100 kg. La Figura 3.13 muestra un ejemplo de la versión más sencilla de un conjunto de soporte prismático. Este conjunto de soporte está hecho de acero y se utiliza en una máquina equilibradora de turbinas. Muchos fabricantes de máquinas equilibradoras pequeñas y medianas prefieren utilizar materiales no metálicos (dieléctricos) para la fabricación de conjuntos de soporte prismáticos, como textolita, fluoroplástico, caprolón, etc.

3.13. Variante de ejecución del conjunto prismático de soporte, utilizado en una equilibradora para turbinas de automóviles

G. Glazov implementa conjuntos de soporte similares (véase la Figura 3.8) en su máquina, también diseñada para equilibrar turbinas de automóviles. La solución técnica original del conjunto de soporte prismático, fabricado en fluoroplástico (véase la Figura 3.14), es propuesta por LLC "Technobalance".

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

Este conjunto de soporte se compone de dos manguitos cilíndricos 1 y 2, instalados en ángulo y fijados a los ejes de soporte. El rotor equilibrado contacta con las superficies de los manguitos a lo largo de las líneas generatrices de los cilindros, lo que minimiza el área de contacto entre el eje del rotor y el soporte, reduciendo así la fuerza de fricción en este. Si es necesario, en caso de desgaste o daño en la superficie del soporte en la zona de contacto con el eje del rotor, se puede compensar el desgaste girando el manguito sobre su eje un cierto ángulo. Cabe destacar que, al utilizar conjuntos de soporte fabricados con materiales no metálicos, es necesario prever la posibilidad de conectar a tierra el rotor equilibrado al cuerpo de la máquina, lo que elimina el riesgo de que se produzcan fuertes cargas de electricidad estática durante el funcionamiento. Esto, en primer lugar, ayuda a reducir las interferencias y perturbaciones eléctricas que pueden afectar al rendimiento del sistema de medición de la máquina y, en segundo lugar, elimina el riesgo de que el personal se vea afectado por la acción de la electricidad estática.

3.2.1.2. Soportes de rodillos

Estos conjuntos se suelen instalar en soportes de máquinas diseñadas para equilibrar rotores con masas superiores a 50 kilogramos. Su uso reduce significativamente las fuerzas de fricción en los soportes en comparación con los soportes prismáticos, lo que facilita la rotación del rotor equilibrado. A modo de ejemplo, la Figura 3.15 muestra una variante de diseño de un conjunto de soporte donde se utilizan rodillos para posicionar el producto. En este diseño, se utilizan rodamientos estándar como rodillos 1 y 2, cuyos anillos exteriores giran sobre ejes fijos fijados al cuerpo del soporte 3 de la máquina. La Figura 3.16 muestra un boceto de un diseño más complejo de un conjunto de soporte de rodillos, implementado en su proyecto por uno de los fabricantes de máquinas equilibradoras de fabricación propia. Como se ve en el dibujo, para aumentar la capacidad de carga del rodillo (y en consecuencia del conjunto de soporte en su conjunto), se instala un par de rodamientos 1 y 2 en el cuerpo del rodillo 3. La implementación práctica de este diseño, a pesar de todas sus ventajas obvias, parece ser una tarea bastante compleja, asociada a la necesidad de fabricación independiente del cuerpo del rodillo 3, al que se imponen requisitos muy altos de precisión geométrica y características mecánicas del material.

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

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

La Figura 3.17 presenta una variante de diseño de un conjunto de soporte de rodillos autoalineables, desarrollado por los especialistas de LLC "Technobalance". En este diseño, la capacidad de autoalineación de los rodillos se logra proporcionándoles dos grados de libertad adicionales, lo que les permite realizar pequeños movimientos angulares alrededor de los ejes X e Y. Estos conjuntos de soporte, que garantizan una alta precisión en la instalación de rotores equilibrados, suelen recomendarse para su uso en soportes de máquinas equilibradoras pesadas.

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

Como ya se ha mencionado, los conjuntos de soporte de rodillos suelen tener unos requisitos de precisión de fabricación y rigidez bastante elevados. En particular, las tolerancias establecidas para la excentricidad radial de los rodillos no deben superar las 3-5 micras.

En la práctica, esto no siempre se logra, ni siquiera por fabricantes reconocidos. Por ejemplo, durante las pruebas que realizó el autor sobre el descentramiento radial de un conjunto de soportes de rodillos nuevos, adquiridos como repuestos para la máquina equilibradora modelo H8V, marca "K. Shenk", el descentramiento radial de sus rodillos alcanzó entre 10 y 11 micras.

3.2.1.3. Conjuntos de soporte de husillo

Al equilibrar rotores con montaje de brida (por ejemplo, árboles cardán) en máquinas equilibradoras, los husillos se utilizan como conjuntos de soporte para el posicionamiento, el montaje y la rotación de los productos equilibrados.

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

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

Entre los principales requisitos que deben tenerse en cuenta en el diseño y la fabricación de husillos de máquinas equilibradoras, deben priorizarse los siguientes:

a) Proporcionar una gran rigidez a la estructura del conjunto del husillo, suficiente para evitar deformaciones inaceptables que puedan producirse bajo la influencia de las fuerzas de desequilibrio del rotor equilibrado;

b) Garantizar la estabilidad de la posición del eje de rotación del husillo, caracterizada por los valores admisibles de las excentricidades radiales, axiales y axiales del husillo;

c) Garantizar una resistencia adecuada al desgaste de las muñequillas de los husillos, así como de sus superficies de asiento y de apoyo utilizadas para el montaje de productos equilibrados.

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 rotacional de los husillos, recomendaciones para seleccionar los rodamientos, elegir el material de los husillos 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.

En la Fig. 3.18 se muestra un ejemplo de la variante de diseño de dicho esquema de dos cojinetes utilizado en husillos de fresadoras (los detalles pueden encontrarse en el trabajo [1]).

Este esquema es muy adecuado para la fabricación de husillos de máquinas equilibradoras, cuyos ejemplos de variantes de diseño se muestran a continuación en las figuras 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Esquema del husillo de una fresadora de dos cojinetes

La figura 3.19 muestra una de las variantes de diseño del conjunto del husillo principal de una máquina equilibradora, que gira sobre dos cojinetes de empuje radial, cada uno de los cuales tiene su propia carcasa independiente 1 y 2. En el eje del husillo 3 están montadas una brida 4, destinada al montaje de un árbol 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 sobre dos soportes de rodamientos independientes

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

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

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

Al igual que en la versión anterior (véase la Fig. 3.19), en el eje del rotor se instala una placa frontal 2, destinada al montaje con brida del eje de accionamiento, y una polea 3, utilizada para transmitir la rotación al rotor desde el motor eléctrico a través de una transmisión por correa. También se fija una extremidad 4 al eje del husillo, que se utiliza para determinar la posición angular del husillo, utilizada al instalar pesos de prueba y correctivos en el rotor durante el equilibrado.

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

Figura 3.22 muestra una variante de diseño del conjunto del husillo accionado (trasero) de una máquina, que difiere del husillo principal únicamente por la ausencia de la polea motriz y la extremidad, ya que no son necesarias.

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

Como se ve en Figuras 3.20 - 3.22Los conjuntos de husillo descritos anteriormente se fijan a los soportes de cojinetes blandos de las máquinas equilibradoras mediante abrazaderas especiales (correas) 6. En caso necesario, también pueden utilizarse otros métodos de fijación, garantizando una rigidez y precisión adecuadas en el posicionamiento del conjunto de husillo en el soporte.

Figura 3.23 ilustra un diseño de montaje de brida similar a ese husillo, que puede utilizarse para su instalación en un soporte de cojinete duro de una máquina equilibradora.

3.2.1.3.4. Cálculo de la rigidez del husillo y el descentramiento radial

Para determinar la rigidez del husillo y el descentramiento radial esperado, se puede utilizar la fórmula 3.4 (ver 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 del cojinete trasero del husillo;
• B - soporte del cojinete 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 medio de la sección del husillo entre apoyos, cm⁴;
• J2 - momento de inercia promedio de la sección de la consola del husillo, cm⁴;
• jB y jA - rigidez de los cojinetes de los soportes delantero y trasero del husillo, respectivamente, kg/cm.

Mediante la transformación de 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 equilibradoras de tamaño medio, este valor no debe ser inferior a 50 kg/µm.

Para el cálculo del descentramiento radial se utiliza la fórmula 3.5:

donde:

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

3.2.1.3.5. Garantizar los requisitos de equilibrio del cabezal

Los conjuntos de husillos de las máquinas equilibradoras deben estar bien equilibrados, ya que cualquier desequilibrio real se transferirá al rotor equilibrado como un error adicional. Al establecer las tolerancias tecnológicas para el desequilibrio residual del husillo, generalmente se recomienda que la clase de precisión de su equilibrado sea al menos 1 o 2 clases superior a la del producto equilibrado en la máquina.

Teniendo en cuenta las características de diseño de los husillos comentadas anteriormente, su equilibrado debe realizarse en dos planos.

3.2.1.3.6. Garantizar la capacidad de carga y los requisitos de durabilidad de los cojinetes de husillo.

Al diseñar husillos y seleccionar el tamaño de los rodamientos, es recomendable evaluar previamente su durabilidad y capacidad de carga. La metodología para realizar estos cálculos se detalla en la norma ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rodamientos - Capacidades de carga dinámica y vida útil nominal" [3], así como en numerosos manuales sobre rodamientos (incluidos los digitales).

3.2.1.3.7. Garantizar los requisitos para un calentamiento aceptable de los cojinetes de husillo.

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

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

Al diseñar el husillo de accionamiento de una máquina equilibradora, se recomienda garantizar su rotación mediante un accionamiento por correa plana. Un ejemplo del uso adecuado de un accionamiento de este tipo para el funcionamiento del husillo se presenta en Figuras 3.20 y 3.23. No se recomienda el uso de transmisiones por correa trapezoidal o dentada, ya que pueden aplicar cargas dinámicas adicionales al husillo debido a imprecisiones geométricas en las correas y poleas, lo que a su vez puede generar errores de medición adicionales durante el equilibrado. Los requisitos recomendados para poleas de correas de transmisión planas se describen en la norma ISO 17383-73 "Poleas para correas de transmisión planas" [4].

La polea motriz debe colocarse en el extremo posterior del husillo, lo más cerca posible del conjunto de rodamientos (con el mínimo voladizo posible). La decisión de diseño para la colocación en voladizo de la polea, tomada en la fabricación del husillo mostrado en Figura 3.19puede considerarse infructuoso, ya que aumenta significativamente el momento de carga de accionamiento dinámico que actúa sobre los soportes del husillo.

Otro inconveniente importante de este diseño es el uso de una transmisión por correa trapezoidal, cuyas imprecisiones de fabricación y montaje también pueden ser una fuente de carga adicional no deseada en el husillo.

3.3. Cama (bastidor)

La bancada es la principal estructura de soporte de la máquina equilibradora, en la que se basan sus principales elementos, incluidos los postes de soporte y el motor de accionamiento. Al seleccionar o fabricar la bancada de una máquina equilibradora, es necesario asegurarse de que cumple varios requisitos, como la rigidez necesaria, la precisión geométrica, la resistencia a las vibraciones y la resistencia al desgaste de sus guías.

La práctica demuestra que, a la hora de fabricar máquinas para sus propias necesidades, lo más habitual es utilizar las siguientes opciones de bancada:

• camas de fundición procedentes de máquinas usadas de corte de metales (tornos, carpintería, etc.);
• camas ensambladas a base de canales, ensambladas mediante uniones atornilladas;
• lechos soldados a base de canales;
• lechos de hormigón polímero con revestimientos absorbentes de vibraciones.

Figura 3.25. Ejemplo de utilización de una bancada de máquina de carpintería usada para fabricar una máquina para equilibrar árboles cardán.

3.4. Accionamientos para máquinas equilibradoras

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

• 0,25 - 0,72 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa de ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW para máquinas diseñadas para equilibrar rotores con una masa > 1000 ≤ 3000 kg.

Estos motores deben montarse rígidamente en la bancada de la máquina o en sus cimientos. Antes de su instalación en la máquina (o en el lugar de instalación), el motor de accionamiento principal, junto con la polea montada en su eje de salida, debe equilibrarse cuidadosamente. Para reducir las interferencias electromagnéticas causadas por el variador de frecuencia, se recomienda instalar filtros de red en su entrada y salida. Puede tratarse de productos estándar suministrados por los fabricantes de los variadores o de filtros caseros fabricados con anillos de ferrita.

4. Sistemas de medición de máquinas equilibradoras

La mayoría de los fabricantes aficionados de máquinas equilibradoras que contactan con LLC "Kinematics" (Vibromera) planean utilizar los sistemas de medición de la serie "Balanset" fabricados por nuestra empresa en sus diseños. Sin embargo, también hay clientes que planean fabricar dichos sistemas de medición de forma independiente. Por lo tanto, conviene analizar con más detalle la construcción de un sistema de medición para una máquina equilibradora. El principal requisito para estos sistemas es proporcionar mediciones de alta precisión de la amplitud y la fase del componente rotacional de la señal vibratoria, que se produce a la frecuencia de rotación del rotor equilibrado. Este objetivo se suele lograr mediante una combinación de soluciones técnicas, entre ellas:

• Utilización de sensores de vibración con un elevado coeficiente de conversión de la señal;
• Utilización de modernos sensores láser de ángulo de fase;
• Creación (o utilización) de hardware que permita la amplificación y conversión digital de las señales de los sensores (procesamiento primario de señales);
• Implementación de procesamiento de software de la señal vibracional, que debe permitir la extracción de alta resolución y estable del componente rotacional de la señal vibracional, manifestándose en la frecuencia de rotación del rotor balanceado (procesamiento secundario).

A continuación, consideramos variantes conocidas de tales soluciones técnicas, implementadas en varios instrumentos de equilibrio conocidos.

4.1. Selección de los sensores de vibración

En los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras, pueden utilizarse varios tipos de sensores de vibración (transductores), entre los que se incluyen:

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

4.1.1. Sensores de aceleración de vibraciones

Entre los sensores de aceleración de vibraciones, los acelerómetros piezoeléctricos y capacitivos (chip) son los más utilizados, y se emplean eficazmente en máquinas equilibradoras de cojinetes blandos. En la práctica, se suelen utilizar sensores de aceleración de vibraciones con coeficientes de conversión (Kpr) de entre 10 y 30 mV/(m/s²). En máquinas equilibradoras que requieren una precisión de equilibrado especialmente alta, se recomienda utilizar acelerómetros con Kpr de 100 mV/(m/s²) o superiores. Como ejemplo de acelerómetros piezoeléctricos que pueden utilizarse como sensores de vibración en máquinas equilibradoras, la Figura 4.1 muestra los acelerómetros piezoeléctricos DN3M1 y DN3M1V6, fabricados por LLC "Izmeritel".

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

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

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

Cabe señalar que estos sensores, entre los que se incluyen las placas de acelerómetros capacitivos ADXL 345 (véase la figura 4.3), ampliamente utilizadas en el mercado, presentan varias ventajas significativas con respecto a los acelerómetros piezoeléctricos. En concreto, son entre 4 y 8 veces más baratos con características técnicas similares. Además, no requieren el uso de los costosos y delicados amplificadores de carga necesarios para los acelerómetros piezoeléctricos.

En los casos en los que se utilizan ambos tipos de acelerómetros en los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras, suele realizarse la integración de hardware (o integración doble) de las señales de los sensores.

Figura 4.2. Acelerómetros capacitivos AD 1, montados.

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

Cabe señalar que estos sensores, entre los que se incluyen las placas de acelerómetros capacitivos ADXL 345 (véase la figura 4.3), ampliamente utilizadas en el mercado, presentan varias ventajas significativas con respecto a los acelerómetros piezoeléctricos. En concreto, son entre 4 y 8 veces más baratos con características técnicas similares. Además, no requieren el uso de los costosos y delicados amplificadores de carga necesarios para los acelerómetros piezoeléctricos.

Figura 4.3. Placa de acelerómetro capacitivo ADXL 345.

En este caso, la señal inicial del sensor, proporcional a la aceleración vibratoria, se transforma en consecuencia en una señal proporcional a la velocidad vibratoria o al desplazamiento. El procedimiento de doble integración de la señal de vibración es especialmente relevante cuando se utilizan acelerómetros como parte de los sistemas de medición de máquinas equilibradoras de baja velocidad, donde el rango de frecuencia de rotación del rotor inferior durante el equilibrado puede alcanzar 120 rpm e inferiores. Al utilizar acelerómetros capacitivos en los sistemas de medición de máquinas equilibradoras, debe tenerse en cuenta que, tras 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 bajas de equilibrado en las máquinas destinadas a utilizar estos sensores.

4.1.2. Sensores de velocidad de vibración

4.1.2.1. Sensores inductivos de velocidad de vibración.

Estos sensores incluyen una bobina inductiva y un núcleo magnético. Cuando la bobina vibra con respecto a un núcleo inmóvil (o el núcleo con respecto a una bobina inmóvil), se induce una FEM en la bobina, cuya tensión 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 elevados, alcanzando varias decenas o incluso centenares de mV/mm/seg. En particular, el coeficiente de conversión del sensor Schenck modelo T77 es de 80 mV/mm/seg, y para el sensor IRD Mechanalysis modelo 544M, es de 40 mV/mm/seg. En algunos casos (por ejemplo, en las máquinas equilibradoras Schenck), se utilizan sensores de velocidad de vibración inductivos especiales de alta sensibilidad con un amplificador mecánico, en los que Кпр puede superar los 1000 mV/mm/seg. Si se utilizan sensores inductivos de velocidad de vibración en los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras, 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

Debe tenerse en cuenta que, debido a la intensidad de trabajo de su producción, los sensores inductivos de velocidad de vibración son artículos bastante escasos y caros. Por lo tanto, a pesar de las evidentes ventajas de estos sensores, los fabricantes aficionados de máquinas equilibradoras los utilizan muy raramente.

4.2. Sensores de ángulo de fase

Para sincronizar el proceso de medición de vibraciones 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 diversos diseños por fabricantes nacionales e internacionales. Su precio varía considerablemente, desde aproximadamente 40 hasta 200 dólares. Un ejemplo de este tipo de dispositivo es el sensor de ángulo de fase fabricado por "Diamex", que se muestra 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 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 son:

• Un amplio rango operativo, que permite medir la frecuencia de rotación del rotor de 2,5 a 99.999 revoluciones por minuto, con una resolución no inferior a una revolución;
• Pantalla digital;
• Facilidad de configuración del tacómetro para las mediciones;
• Asequibilidad y bajo coste de mercado;
• Simplicidad relativa de modificación para la integración en el sistema de medición de una máquina equilibradora.

Figura 4.12: Tacómetro láser modelo DT 2234C

En algunos casos, cuando el uso de sensores láser ópticos no es deseable por cualquier motivo, pueden sustituirse por 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 los sensores de vibración

Para medir con precisión la amplitud y la fase del componente rotacional de la señal de vibración en equipos de equilibrado, se suele utilizar 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 mediante un filtro de seguimiento;
• Conversión analógico-digital de la señal;
• Filtrado síncrono de la señal digital;
• Análisis armónico de la señal digital.

4.3.1. Filtrado de señales de banda ancha

Este procedimiento es esencial para eliminar las posibles interferencias que puedan producirse en la señal del sensor de vibración, tanto en el límite inferior como en el superior del rango de frecuencia del dispositivo. Se recomienda que el dispositivo de medición de una máquina equilibradora ajuste el límite inferior del filtro paso banda a 2-3 Hz y el límite superior a 50 (100) Hz. El filtrado "inferior" ayuda a suprimir los ruidos de baja frecuencia que pueden aparecer en la salida de diversos tipos de amplificadores de medición de sensores. El filtrado "superior" elimina la posibilidad de interferencias debidas a la combinación de frecuencias y a las posibles vibraciones resonantes de los componentes mecánicos individuales de la máquina.

4.3.2. Amplificación de la señal analógica del sensor

Si es necesario aumentar la sensibilidad del sistema de medición de la equilibradora, se pueden amplificar las señales de los sensores de vibración a la entrada de la unidad de medición. Se pueden utilizar tanto amplificadores estándar con ganancia constante como amplificadores multietapa, cuya ganancia se puede modificar programáticamente en función del nivel real de la señal del sensor. Un ejemplo de amplificador multietapa programable son los amplificadores implementados en convertidores de medición de tensión como el E154 o el E14-140 de LLC "L-Card".

4.3.3. Integración

Como se ha indicado anteriormente, en los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras se recomienda la integración por hardware y/o la doble integración de las señales de los sensores de vibración. Así, la señal inicial del acelerómetro, proporcional a la vibro-aceleración, puede transformarse en una señal proporcional a la vibro-velocidad (integración) o al vibro-desplazamiento (doble integración). Del mismo modo, la señal del sensor de vibrovelocidad tras la integración puede transformarse en una señal proporcional al vibrodesplazamiento.

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

Para reducir las interferencias y mejorar la calidad del procesamiento de las señales de vibración en los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras, se pueden utilizar filtros de seguimiento de banda estrecha. La frecuencia central de estos filtros se ajusta automáticamente a la frecuencia de rotación del rotor equilibrado mediante la señal del sensor de revoluciones del rotor. Se pueden utilizar circuitos integrados modernos, como MAX263, MAX264, MAX267 y MAX268 de MAXIM, para crear estos filtros.

4.3.5. Conversión analógico-digital de señales

La conversión analógico-digital es un procedimiento crucial que garantiza la posibilidad de mejorar la calidad del procesamiento de la señal de vibración durante la medición de amplitud y fase. Este procedimiento se implementa en todos los sistemas de medición modernos de máquinas equilibradoras. Un ejemplo de implementación efectiva de estos convertidores analógico-digitales (ADC) son los convertidores de tensión tipo E154 o E14-140 de LLC "L-Card", utilizados en varios sistemas de medición de máquinas equilibradoras fabricados por LLC "Kinematics" (Vibromera). Además, LLC "Kinematics" (Vibromera) tiene experiencia en el uso de sistemas de 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 se diferencia de un acelerómetro piezoeléctrico estándar al incorporar un amplificador de carga e integrador en su carcasa, lo que le permite emitir una señal proporcional a la velocidad de vibración. Por ejemplo, los sensores piezoeléctricos de velocidad de vibración fabricados por fabricantes nacionales (la empresa ZETLAB y la sociedad de responsabilidad limitada "Vibropribor") se muestran en las figuras 4.6 y 4.7.

Figura 4.6. Modelo de sensor AV02 de ZETLAB (Rusia)

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

Dichos sensores son fabricados por diversos productores (tanto nacionales como extranjeros) y en la actualidad se utilizan ampliamente, sobre todo en equipos de vibración portátiles. El coste de estos sensores es bastante elevado y puede alcanzar entre 20.000 y 30.000 rublos cada uno, incluso de fabricantes nacionales.

4.1.3. Sensores de desplazamiento

En los sistemas de medición de las máquinas equilibradoras, también se pueden utilizar sensores de desplazamiento sin contacto, capacitivos o inductivos. Estos sensores pueden operar en modo estático, lo que permite registrar procesos vibratorios a partir de 0 Hz. Su uso resulta especialmente eficaz para el equilibrado de rotores de baja velocidad, con velocidades de rotación de 120 rpm o inferiores. Los coeficientes de conversión de estos sensores pueden alcanzar los 1000 mV/mm o superiores, lo que proporciona una alta precisión y resolución en la medición del desplazamiento, incluso sin amplificación adicional. Una ventaja evidente de estos sensores es su coste relativamente bajo, que para algunos fabricantes nacionales no supera los 1000 rublos. Al utilizar estos sensores en máquinas equilibradoras, es importante tener en cuenta que la distancia 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 que se muestra en la Figura 4.8, modelo ISAN E41A de "TEKO", el espacio de trabajo especificado normalmente es de 3,8 a 4 mm, lo que permite medir el desplazamiento del objeto vibrante en el rango de ±2,5 mm.

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

4.1.4. Sensores de fuerza

Como se ha indicado anteriormente, en los sistemas de medición instalados en las máquinas equilibradoras de rodamientos duros se utilizan sensores de fuerza. Estos sensores, en particular debido a su simplicidad de fabricación y coste relativamente bajo, suelen ser sensores de fuerza piezoeléctricos. En las figuras 4.9 y 4.10 se muestran ejemplos de dichos sensores.

Figura 4.9. Sensor de fuerza SD 1 de Kinematika LLC

Figura 4.10: Sensor de fuerza para máquinas equilibradoras de automóviles, comercializado por "STO Market""

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

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

El sistema de medición "Balanset 2" representa un enfoque moderno para integrar las funciones de medición y computación en las máquinas equilibradoras. Este sistema calcula automáticamente los pesos correctivos mediante el método del coeficiente de influencia y se adapta a diversas configuraciones de máquina.

El esquema funcional incluye acondicionamiento de señales, conversión de analógico a digital, procesamiento digital de señales y algoritmos de cálculo automático. El sistema puede gestionar escenarios de balanceo biplano y multiplano con alta precisión.

4.5. Cálculo de los parámetros de los pesos correctores utilizados en el equilibrado del rotor

El cálculo de los pesos correctivos se basa en el método del coeficiente de influencia, que determina la respuesta del rotor a los pesos de prueba en diferentes planos. Este método es fundamental en todos los sistemas de equilibrado modernos y proporciona resultados precisos tanto para rotores rígidos como flexibles.

4.5.1. Tarea de equilibrado de los rotores de doble apoyo y métodos para resolverla

En rotores de doble soporte (la configuración más común), la tarea de equilibrado implica determinar dos pesos correctivos, uno para cada plano de corrección. El método del coeficiente de influencia utiliza el siguiente enfoque:

1. Medición inicial (Ejecución 0): Mida la vibración sin pesas de prueba
2. Primera prueba (Ejecución 1): Agregue el peso de prueba conocido al Plano 1, mida la respuesta
3. Segunda prueba de funcionamiento (Ejecución 2): Mueva el peso de prueba al plano 2 y mida la respuesta.
4. Cálculo: El software calcula pesos de corrección permanentes en función de las respuestas medidas

La base matemática implica la resolución de un sistema de ecuaciones lineales que relacionan las influencias del peso de prueba con las correcciones requeridas en ambos planos simultáneamente.

Figuras 3.26 y 3.27 muestran ejemplos de utilización de bancadas de torno, en base a las cuales se fabricaron una máquina especializada de Rodamientos Duros para equilibrar sinfines y una máquina universal de Rodamientos Blandos para equilibrar rotores cilíndricos. Para los fabricantes de bricolaje, estas soluciones permiten crear un sistema de soporte rígido para la máquina equilibradora con un tiempo y un coste mínimos, en el que se pueden montar soportes de varios tipos (tanto de cojinete duro como de cojinete blando). La principal tarea del fabricante en este caso es garantizar (y restaurar si es necesario) la precisión geométrica de las guías de la máquina en las que se basarán los soportes de apoyo. En condiciones de producción de bricolaje, se suele recurrir al raspado fino para restablecer la precisión geométrica requerida de las guías.

Figura 3.28 muestra una versión de una cama ensamblada a partir de dos canales. En la fabricación de esta bancada se utilizan uniones atornilladas desmontables que permiten minimizar o eliminar por completo la deformación de la bancada durante el montaje sin operaciones tecnológicas adicionales. Para garantizar una precisión geométrica adecuada de las guías de la bancada especificada, puede ser necesario un tratamiento mecánico (esmerilado, fresado fino) de las bridas superiores de los canales utilizados.

Figuras 3.29 y 3.30 presentan variaciones de lechos soldados, también fabricados a partir de dos canales. La tecnología de fabricación de estos lechos puede requerir una serie de operaciones adicionales, como el tratamiento térmico para aliviar las tensiones internas que se producen durante la soldadura. Al igual que en el caso de los lechos ensamblados, para garantizar una precisión geométrica adecuada de las guías de los lechos soldados, debe preverse un tratamiento mecánico (esmerilado, fresado fino) de las alas superiores de los canales utilizados.

4.5.2. Metodología para el equilibrado dinámico de rotores multisoporte

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

La metodología amplía el enfoque de dos planos mediante:

• Medición de la vibración en todos los puntos de apoyo
• Uso de múltiples posiciones de peso de prueba
• Resolver sistemas más grandes de ecuaciones lineales
• Optimización de la distribución del peso de corrección

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

4.5.3. Calculadoras para equilibrar rotores multisoporte

Se han desarrollado algoritmos de cálculo especializados para configuraciones de rotor de tres y cuatro apoyos. Estos calculadores están implementados en el software Balanset-4 y pueden gestionar automáticamente geometrías de rotor complejas.

Las calculadoras tienen en cuenta:

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

5. Recomendaciones para comprobar el funcionamiento y la precisión de las equilibradoras

La precisión y fiabilidad de una equilibradora dependen de numerosos factores, como la precisión geométrica de sus componentes mecánicos, las características dinámicas de los soportes y la capacidad operativa del sistema de medición. La verificación periódica de estos parámetros garantiza una calidad de equilibrado constante y ayuda a identificar posibles problemas antes de que afecten a la producción.

5.1. Comprobación de la precisión geométrica de la máquina

La verificación de la precisión geométrica incluye la comprobación de la alineación de los soportes, el paralelismo de las guías y la concentricidad de los conjuntos de husillos. Estas comprobaciones deben realizarse durante la configuración inicial y periódicamente durante el funcionamiento para garantizar la precisión.

5.2. Comprobación de las características dinámicas de la máquina

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

5.3. Comprobación 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 la comprobación de la precisión del procesamiento de la señal. Esto garantiza una medición fiable de la amplitud y la fase de la vibración a cualquier velocidad de funcionamiento.

5.4. Comprobación de las características de precisión según la norma ISO 20076-2007

La norma ISO 20076-2007 proporciona procedimientos estandarizados para verificar la precisión de las máquinas equilibradoras mediante rotores de prueba calibrados. Estos procedimientos ayudan a validar el rendimiento de la máquina según estándares reconocidos internacionalmente.

Literatura

1. Reshetov DN (editor). "Detalles y mecanismos de las máquinas herramienta para corte de metales". Moscú: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Rectificado en espiral de superficies cilíndricas". Maquinaria, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rodamientos: clasificaciones de carga dinámica y vida útil nominal"."
4. ISO 17383-73 "Poleas para correas de transmisión planas"."
5. ISO 1940-1-2007 "Vibración. Requisitos para la calidad del equilibrio de rotores rígidos.""
6. ISO 20076-2007 "Procedimientos de verificación de la precisión de las máquinas equilibradoras"."