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 analizaron en detalle las principales ejecuciones de diseño de los soportes de cojinetes blandos y duros para máquinas equilibradoras. Un parámetro crucial que los diseñadores deben tener en cuenta al diseñar y fabricar estos soportes son sus frecuencias naturales de oscilación. Esto es importante porque la medición no sólo de la amplitud de vibración (deformación cíclica) de los soportes, sino también de la fase de vibración, es necesaria para calcular los parámetros de los pesos correctores mediante los sistemas de medición e informática 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 las vibraciones. Esto se ilustra claramente en los gráficos que muestran los cambios de amplitud y 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 de que, para las máquinas de cojinetes duros, el límite superior de las frecuencias operativas del rotor debe ser (al menos) 2-3 veces inferior a la frecuencia natural del soporte, fo. Para las máquinas de cojinetes blandos, el límite inferior de las frecuencias operativas admisibles del rotor equilibrado debe ser (al menos) 2-3 veces superior a 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.
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.
fo=2π1MK(3.1)
La masa M utilizada en el cálculo para un rotor intercojinete simétrico puede aproximarse mediante la fórmula 3.2.
M=Mo+nMr(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 que intervienen 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).
K=ΔLP(3.3) 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. Requisitos para la construcción de unidades básicas y mecanismos de máquinas equilibradoras 3.1. Rodamientos 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:
El cálculo de las frecuencias naturales de los apoyos en dirección vertical requiere el uso de una técnica de cálculo más compleja, que (además de los parámetros del propio apoyo y rotor equilibrado) debe tener en cuenta los parámetros del bastidor y las particularidades de la instalación de la máquina en la cimentación. Este método no se analiza en la presente publicación. El análisis de la fórmula 3.1 permite formular algunas recomendaciones sencillas que deberían tener en cuenta los diseñadores de máquinas en sus actividades prácticas. En particular, la frecuencia natural de un apoyo puede modificarse cambiando su rigidez y/o su masa. El aumento de la rigidez aumenta la frecuencia natural del apoyo, mientras que el aumento de la masa la disminuye. Estos cambios tienen una relación cuadrática inversa no lineal. Por ejemplo, si se duplica la rigidez del soporte, su frecuencia natural sólo aumenta en un factor de 1,4. Del mismo modo, si se duplica la masa del soporte, su frecuencia natural aumenta. Del mismo modo, duplicar la masa de la parte móvil del soporte reduce su frecuencia natural sólo en un factor de 1,4.
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 mediante un método simplificado, puede dar lugar a errores significativos, la mayoría de los desarrolladores aficionados prefieren determinar estos parámetros mediante métodos experimentales. Para ello, utilizan las posibilidades que ofrecen los modernos sistemas de medición de vibraciones de las máquinas equilibradoras, incluidos 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 vibratorio decreciente (véase la Fig. 3.4), cuyo análisis permite determinar la frecuencia (frecuencias) de las vibraciones naturales del objeto.
Figura 3.4. Diagrama de medición y registro de las vibraciones naturales de un objeto
Al igual que la mayoría de los instrumentos modernos de medición de vibraciones, los sistemas de medición de la serie "Balanset" pueden utilizarse para determinar las frecuencias naturales de un objeto (por ejemplo, los soportes de una máquina equilibradora) cuando sus vibraciones son excitadas por impacto. Este procedimiento en los dispositivos de la serie "Balanset" puede realizarse en el modo de funciones adicionales del dispositivo "Gráficos. Spectrum" o en un modo especializado "Graphs. Impacto", incluido en las últimas versiones del software "Balanset 1".
Como resultado de este procedimiento, aparece en la pantalla del ordenador una ventana de trabajo con gráficos de la función temporal y el espectro de las vibraciones decrecientes que se producen en la estructura examinada tras su excitación por impacto. En la figura 3.5 se muestra un ejemplo de estos gráficos.
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 aplicar este método, el rotor instalado en la máquina examinada se acelera inicialmente hasta su velocidad de rotación máxima, tras lo cual se desconecta su accionamiento, y la frecuencia de la fuerza perturbadora asociada al 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:
En los dispositivos de la serie "Balanset", el modo "Vibrómetro" ("Balanset 1") o el modo "Equilibrado. Monitoring" ("Balanset 2C" y "Balanset 4") pueden utilizarse para detectar las frecuencias naturales de objetos "en la costa", lo que permite realizar mediciones cíclicas de amplitud y fase de vibración a la frecuencia de rotación del rotor.
Además, el software "Balanset 1" incluye un modo especializado "Gráficos. Coasting", que permite trazar gráficos de los cambios de amplitud y fase de las vibraciones del soporte en la costa en función de la variación de la frecuencia de rotación, lo que facilita considerablemente 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 3.1.4.1. Máquinas de cojinetes blandos con muelles de placa plana
En el apartado 2.1 se han descrito diversas variantes de diseño de soportes de máquinas equilibradoras fabricados con muelles planos, que se ilustran en las figuras 2.7 - 2.9. Según la información de que disponemos, estos diseños se utilizan con mayor frecuencia en máquinas destinadas a equilibrar ejes de transmisión. Según nuestra información, estos diseños se utilizan con mayor frecuencia en máquinas destinadas a equilibrar ejes de transmisión.
Como ejemplo, consideremos los parámetros de los muelles utilizados por uno de los clientes (LLC "Rost-Service", San Petersburgo) en la fabricación de sus propios soportes para máquinas. Esta máquina estaba destinada a equilibrar ejes de transmisión de 2, 3 y 4 apoyos, con una masa no superior a 200 kg. Las dimensiones geométricas de los muelles (altura * anchura * grosor) utilizados en los soportes de los husillos principal y conducido de la máquina, elegidos por el cliente, eran respectivamente 3002003 mm.
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 - 12 Hz. Con tal frecuencia natural de vibraciones de los soportes, la frecuencia de rotación recomendada del rotor equilibrado durante el equilibrado no debe ser inferior a 22-24 Hz (1320 - 1440 RPM).
Las dimensiones geométricas de los muelles planos utilizados por el mismo fabricante en los soportes intermedios eran respectivamente de 2002003 mm. Además, como demostraron los estudios, las frecuencias naturales de estos soportes eran más altas, alcanzando los 13-14 Hz.
Basándose en los resultados de las pruebas, se aconsejó a los fabricantes de la máquina que alinearan (igualaran) las frecuencias naturales del husillo y los soportes intermedios. Esto debería facilitar la selección del rango de frecuencias rotacionales operativas de los ejes de transmisión durante el equilibrado y evitar posibles inestabilidades de 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:
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 muelles planos para soportes de máquinas de rodamientos blandos deben fabricarse con acero de ballesta o aleado de alta calidad. No es aconsejable el uso de aceros estructurales ordinarios con bajo límite elástico, ya que pueden desarrollar deformaciones residuales bajo cargas estáticas y dinámicas durante el funcionamiento, provocando una reducción de la precisión geométrica de la máquina e incluso la pérdida de estabilidad del soporte.
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.
En las figuras 2.1 - 2.5 (véase la sección 2.1), así como en las figuras 3.7 y 3.8 de esta sección, se muestran ejemplos de implementación estructural de máquinas equilibradoras que utilizan suspensiones de muelle en tiras.
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).
3.1.4.3. 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 de cojinetes duros para máquinas Como demuestra nuestra amplia experiencia con los clientes, una parte significativa de los fabricantes de equilibradoras de fabricación propia ha empezado recientemente a preferir máquinas de cojinetes duros con soportes rígidos. En la sección 2.2, las figuras 2.16 - 2.18 muestran fotografías de varios diseños estructurales de máquinas que emplean dichos soportes. En la Fig. 3.10 se presenta un esquema típico de un soporte rígido, desarrollado por uno de nuestros clientes para la construcción de su máquina. Este soporte consiste en una placa de acero plana con una ranura en forma de P, que divide convencionalmente el soporte en partes "rígidas" y "flexibles". Bajo la influencia de una fuerza de desequilibrio, la parte "flexible" del soporte puede deformarse con respecto a su parte "rígida". La magnitud de esta deformación, determinada por el grosor del soporte, la profundidad de las ranuras y la anchura del puente que conecta las partes "flexible" y "rígida" del soporte, 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 tales soportes, teniendo en cuenta la profundidad h de la ranura en forma de P, la anchura t del puente, así como el espesor del soporte r (véase la Fig. 3.10), estos parámetros de diseño suelen ser 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 muestran fotografías de diversas realizaciones de tales soportes, fabricados para las máquinas de nuestros clientes. Resumiendo los datos obtenidos de varios de nuestros clientes fabricantes de máquinas, pueden formularse requisitos para el grosor de los soportes, establecidos para máquinas de diversos tamaños y capacidades de carga. Por ejemplo, para máquinas destinadas a equilibrar rotores cuyo peso oscila 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 las máquinas con una masa del rotor equilibrado no superior a 300 - 500 kg, el grosor del soporte puede aumentar hasta 30 - 40 mm, y para las máquinas diseñadas para rotores equilibrados con masas máximas que oscilan entre 1000 y 3000 kg, el grosor del soporte puede alcanzar 50 - 60 mm o más. Como muestra el análisis de las características dinámicas de los soportes mencionados, sus frecuencias naturales de vibración, medidas en el plano transversal (el plano de medición de las deformaciones relativas de las partes "flexible" y "rígida"), suelen superar los 100 Hz o más. Las frecuencias naturales de vibración de los soportes Hard Bearing en el plano frontal, medidas en la dirección coincidente con el eje de rotación del rotor equilibrado, suelen ser significativamente inferiores. Y son estas frecuencias las que deben considerarse principalmente a la hora de determinar el límite superior de la gama de frecuencias de funcionamiento para los rotores en rotación equilibrados en la máquina. Como se ha indicado 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:
3.13. Variante de ejecución del conjunto prismático de soporte, utilizado en una equilibradora para turbinas de automóviles
Montajes de soporte similares (véase la figura 3.8) son implementados, por ejemplo, por G. Glazov en su máquina, también destinada a equilibrar turbinas de automóviles. La solución técnica original del conjunto prismático de soporte, fabricado en fluoroplástico (véase la figura 3.14), la propone la empresa LLC "Technobalance".
Fig. 3.14. Conjunto de soporte prismático de LLC "Technobalance".
Este particular conjunto de soporte está formado por dos manguitos cilíndricos 1 y 2, instalados en ángulo entre sí y fijados sobre ejes de soporte. El rotor equilibrado entra en contacto 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 en consecuencia la fuerza de fricción en el soporte. Si es necesario, en caso de desgaste o daño de la superficie del soporte en la zona de su contacto con el eje del rotor, se ofrece la posibilidad de compensar el desgaste girando el manguito alrededor de su eje en algún ángulo. Cabe señalar que cuando se utilizan conjuntos de soporte fabricados con materiales no metálicos, es necesario prever la posibilidad estructural de conectar a tierra el rotor equilibrado con el cuerpo de la máquina, lo que elimina el riesgo de que se produzcan potentes 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 suelen instalarse en soportes de máquinas diseñadas para equilibrar rotores con masas superiores a 50 kilogramos y más. Su uso reduce significativamente las fuerzas de fricción en los soportes en comparación con los soportes prismáticos, facilitando la rotación del rotor equilibrado. A modo de ejemplo, la figura 3.15 muestra una variante de diseño de un conjunto de soporte en el que se utilizan rodillos para el posicionamiento del producto. En este diseño, se utilizan rodamientos estándar como rodillos 1 y 2, cuyos anillos exteriores giran sobre ejes estacionarios fijados en el 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 observa 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 elevados 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 consigue dotándolos de dos grados de libertad adicionales, lo que permite a los rodillos 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, se recomiendan normalmente 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 lo consiguen ni siquiera los fabricantes conocidos. Por ejemplo, durante las pruebas realizadas por el autor sobre la excentricidad radial de un conjunto de soportes de rodillos nuevos, adquiridos como piezas de recambio para la equilibradora modelo H8V, marca "K. Shenk", la excentricidad radial de sus rodillos alcanzó las 10-11 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 desarrolladas y se reflejan en una amplia gama de publicaciones, entre las que destaca la monografía "Detalles y mecanismos de las máquinas herramienta de corte de metales" [1], editada por el Dr. Eng. D.N. Reshetov, destaca 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 aplicación 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.
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.
Fig. 3.18. Esquema del husillo de una fresadora de dos cojinetes
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.
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 3.20. 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.
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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.
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.
Figura 3.22. Ejemplo de ejecución del diseño de un husillo accionado (trasero)
Figura 3.22 presenta una variante de diseño del conjunto del husillo motriz (trasero) de una máquina, que sólo se diferencia del husillo delantero en que carece de la polea motriz y de la extremidad por no ser necesarias.
Como se ve en Figuras 3.20 - 3.22Los conjuntos de husillo descritos se fijan a los soportes de cojinetes blandos de las máquinas equilibradoras mediante abrazaderas especiales (correas) 6. Cuando sea necesario, también se pueden utilizar otros métodos de fijación que proporcionen la rigidez y precisión adecuadas para posicionar el conjunto de husillo en el soporte.
Figura 3.23 muestra el diseño de un montaje de brida para un husillo de este tipo, que puede utilizarse para su instalación en un soporte de cojinete duro de una máquina equilibradora.
3.1.4.3. Soportes blandos para máquinas de rodamientos fabricados con muelles cilíndricos
Un ejemplo de máquina equilibradora de cojinetes blandos, en la que se utilizan muelles de compresión cilíndricos en el diseño de los soportes, se muestra en Figura 3.9. La principal desventaja de esta solución de diseño está relacionada con las diferentes cantidades de deformación del muelle en los soportes delantero y trasero, que se produce en casos de cargas desiguales en los soportes al equilibrar 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.
Figura 3.24. Esquema de cálculo utilizado para determinar la rigidez del husillo y su excentricidad radial (3.4)
Y=P∗ + 1jB * (c+g)2+jB/jAc² ], fig (3.4)
donde:
Mediante la transformación de la fórmula 3.4, el valor calculado deseado de la rigidez del conjunto del husillo jшп puede determinarse: jшп = P / Ykg/cm (3.5)
Teniendo en cuenta las recomendaciones del trabajo [1] para máquinas equilibradoras de tamaño medio, este valor no debe ser inferior a 50 kg/µm.
Se ha señalado anteriormente que la principal influencia en la rigidez radial del conjunto del husillo la ejerce el diámetro de su eje, con cuyo aumento aumentan cuadráticamente los momentos de inercia J1 y J2, y en consecuencia (véase la ecuación 3.4) disminuye la cantidad de desplazamiento elástico Y del husillo bajo carga.
Como se desprende de la ecuación 3.4, la rigidez del husillo también se ve afectada por la distancia entre apoyos c y la longitud de su consola gcuya optimización durante el diseño también mejora significativamente la calidad del conjunto del husillo.
Cabe señalar que, al diseñar los husillos, también debe prestarse atención a garantizar su rigidez axial, que depende principalmente de la rigidez axial de los rodamientos del husillo y de la rigidez de su alojamiento.
La frecuencia inherente de las vibraciones de los husillos, que no debe ser inferior a 500 - 600 Hz, está directamente relacionada con la rigidez de los conjuntos de husillos. Este parámetro puede determinarse experimentalmente utilizando dispositivos de la serie "Balanset" empleando el método de excitación por impacto comentado anteriormente en el apartado 3.1.3.1.
Dado que la determinación de los parámetros de los conjuntos de husillo representa un reto importante para muchos desarrolladores, se les aconseja utilizar el método de cálculo gráfico presentado en los trabajos [1] y [2], basado en el uso de nomogramas, que simplifica significativamente la solución de esta tarea y reduce el tiempo de realización.
3.2.1.3.4. Garantía de los requisitos de precisión para la rotación del husillo
La precisión de rotación, junto con la rigidez comentada anteriormente, es una característica crítica del conjunto de husillo de una máquina equilibradora, que puede afectar significativamente a la calidad del equilibrado. La práctica demuestra que la precisión de rotación de un husillo depende directamente de varios factores, entre los que se incluyen:
En primer lugar, los fabricantes deben centrarse en la precisión de los rodamientos que utilizan, ya que su impacto en la precisión de rotación (excentricidad radial) de un husillo de dos rodamientos (véase el esquema de cálculo en Figura 3.24) puede estimarse aproximadamente mediante un cálculo de verificación realizado con la fórmula 3.5.
Δ = ∆B + gc * (∆B + ∆A) (3.5)
donde:
3.2.1.3.5. Garantizar los requisitos de equilibrio del cabezal
Los conjuntos de husillo de las máquinas equilibradoras deben estar bien equilibrados, ya que cualquier desequilibrio real se transferirá al rotor que se está equilibrando como error adicional. Al establecer las tolerancias tecnológicas para el desequilibrio residual del husillo, generalmente se aconseja que la clase de precisión de su equilibrado sea al menos 1 - 2 clases superior a la del producto que se equilibra 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.
A la hora de diseñar los husillos y seleccionar los tamaños de los rodamientos, es aconsejable evaluar preliminarmente la durabilidad y la capacidad de carga de los rodamientos. La metodología para realizar estos cálculos se detalla en la norma ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], así como en numerosos manuales (incluso digitales) sobre rodamientos.
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. El uso de correas trapezoidales o correas dentadas no es aconsejable, ya que pueden aplicar cargas dinámicas adicionales al husillo debido a imprecisiones geométricas en las correas y poleas, lo que a su vez puede provocar errores de medición adicionales durante el equilibrado. Los requisitos recomendados para las poleas para 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:
Figura 3.25 muestra la bancada de una máquina para trabajar la madera que se utilizó con éxito en la fabricación de una máquina diseñada para equilibrar árboles cardán.
Figura 3.25. Ejemplo de utilización de una bancada de máquina de carpintería usada para fabricar una máquina para equilibrar árboles cardán.
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 3.26. 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 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.
Figura 3.28. Ejemplo de fabricación de un lecho ensamblado a partir de canales
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.
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
Recientemente, se ha generalizado el uso de camas fabricadas con hormigón polímero con revestimientos antivibratorios. Esta tecnología de fabricación de camas está bien descrita en Internet y los fabricantes de bricolaje pueden aplicarla fácilmente. Gracias a su relativa sencillez y bajo coste de producción, estas camas presentan varias ventajas clave frente a sus homólogas metálicas:
Normalmente, al fabricar este tipo de bancadas, su parte superior se refuerza con insertos de acero utilizados como guías en las que se basan los soportes de apoyo de la máquina equilibradora. A modo de ejemplo, la figura 3.31 muestra una fotografía de una máquina para equilibrar árboles cardán, fabricada por LLC "Technobalance", cuyo lecho está hecho de hormigón polímero.
Figura 3.31. Ejemplo de bancada de máquina equilibradora de hormigón polímero
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:
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.