89001517 Alineamiento y Balanceo de Máquinas y Mecanismos

SERVICIO NACIONAL DE ADIESTRAMIENTO EN TRABAJO INDUSTRIAL

FASCÍCULO DE APRENDIZAJE

CÓDIGO: 89001517

2,013

ALINEAMIENTO Y

BALANCEO DE MÁQUINAS Y

MECANISMOS

PROGRAMA DE

COMPLEMENTACIÓN PARA

TITULACIÓN

ALINEAMIENTO Y BALANCEO DE MÁQUINAS Y MECANISMOS

ESCUELA MECÁNICA DE MANTENIMIENTO 5

ALINEAMIENTO DE

MECANISMOS





I. LA IMPORTANCIA DEL ALINEAMIENTO DE MÁQUINAS.

Está comprobado que el desalineamiento es la causa de más del 50%de las

averías en las máquinas rotativas, le sigue el desbalance con más del 35% y

otros problemas como la lubricación, montaje, etc. Estas fallas producen

grandes pérdidas financieras debido al daño prematuro de la maquinaria, las

pérdidas de producción y el consumo excesivo de energía.

Estadísticamente, más de la mitad de las maquinarias se alinean mal y

necesitarán probablemente parar y ser reparadas o ser sustituidas en los

próximos meses. La otra mitad probablemente funcione con éxito, con un

mínimo de mantenimiento los próximos 80 meses.

Las causas de este problema son: falta de entrenamiento, de instrumentos y

del tiempo suficiente.

La capacidad de realizar un buen alineamiento está directamente ligada al

conocimiento, la habilidad y deseo de hacerlo bien.

Existen importantes avances en el diagnóstico de problemas en maquinarias,

como son el análisis vibracional, el análisis de aceite y la termografía, pero

persiste la gran diferencia entre encontrar un problema en una máquina y

corregir el problema.



1.1. INCREMENTAR LA VIDA ÙTIL DE LA MÁQUINA ROTATIVA.

Un buen alineamiento consigue:

– Reducir las fuerzas excesivas radiales y axiales en los rodamientos

prolongando su vida útil. Un aumento de la carga en un 20% en un

rodamiento debido al desalineamiento disminuye su vida útil en un 50%.

– Eliminar la posibilidad de falla del eje por fatiga cíclica.

– Minimizar el desgaste de los componentes del acoplamiento.

– Reducir el consumo de energía (ahorros de 2 a 17%).

– Tener bajos niveles de vibración y ruido.

– Minimizar la flexión del eje desde el punto de transmisión de potencia en el

acoplamiento, al rodamiento lado acoplamiento. Mantener la tolerancia

interna apropiada del rotor.

– Evitar sobrecalentamientos de la maquinaria.

– Evitar daños en sellos y obturaciones.

1.2. TRES COSAS QUE SE NECESITAN SABER PARA ALINEAR

MÁQUINAS ROTATIVAS.

1. ¿Dónde están las máquinas cuando no están funcionando?

2. ¿Qué posición adquirirán o tomarán cuando funcionen?

3. Si las máquinas se mueven desde una posición cuando están paradas a

otra cuando trabajan, ¿a qué rango de posición aceptable deben estar

cuando las máquinas se alinean fuera de servicio, para que cuando

funcionen mantengan tolerancias de alineamiento aceptables? O

simplemente,

¿Dónde están estás?

¿Dónde deben estás ir?

¿Dónde deben estar?



1.3. OBJETIVO DE LA ALINEACIÓN.

El objetivo de la alineación es aumentar la esperanza de vida útil y de

funcionamiento de la maquinaria rotativa. Para alcanzar esta meta, los

componentes de la maquinaria que son más probables de fallar deben

funcionar dentro de sus límites del diseño. Estos componentes son los

cojinetes, los sellos, el acoplamiento, y los ejes. La maquinaria exactamente

alineada alcanzará los resultados siguientes:

– Reducir las fuerzas axiales y radiales excesivas en los cojinetes para

asegurar una vida más larga del cojinete y una estabilidad del rotor bajo

condiciones de funcionamiento dinámicas.

– Eliminar la posibilidad de falla del eje debido a fatiga cíclica.

– Reducir al mínimo la cantidad de desgaste en los componentes del

acoplamiento.

– Reducir al mínimo la cantidad de flexión del eje en el punto de la

transmisión de energía hasta el cojinete del extremo del acoplamiento.

Mantener los juegos internos adecuados del rotor.

– Reducir el consumo de energía (los casos documentados han demostrado

los ahorros entre el 2 hasta el 17%).

– Bajar los niveles de la vibración en cubiertas de la máquina, cubiertas de

cojinete, y rotores.



1.4. ¿QUÉ SUCEDE CON LA MAQUINARIA ROTATIVA CUANDO

ESTÁDESALINEADA?

La Figura N°1.1. ilustra qué sucede con la maquinaria rotativa cuando está

desalineada. No obstante, la condición del desalineamiento mostrada se la

exagera absolutamente, la Figura Nº 1.1.ilustra la distorsión (es decir, flexión)

cuando las cargas verticales o laterales se transfieren del eje al eje.

Se entiende que los acoplamientos flexibles se diseñan para acomodarse y

minimizar el desalineamiento. Pero los ejes son flexibles también, y como el

desalineamiento llega a ser más severo, los ejes también comienzan a

flexionar. Tener presente que los ejes no están flexionados permanentemente,

estos están experimentando un flexionamiento elástico a medida que rotan.

Línea central de los

cojinetes del motor

Línea central de los

cojinetes de la bomba

Figura N° 1.1.



Notar también que el eje de la bomba está ejerciendo una fuerza hacia abajo

en el cojinete interior del motor mientras que intenta traer el eje del motor en

línea con su central de rotación. Inversamente, el eje del motor está ejerciendo

una fuerza ascendente en el cojinete interior de la bomba mientras que intenta

traer el eje de la bomba en línea con su línea central de rotación.

La Figura Nº 1.2. ilustra el tiempo estimado para que falle un equipo rotativo

típico basado en la variación de sus condiciones de la alineación. El término

“falla” aquí implica una degradación de cualquier componente crítico de la

máquina tal como los sellos, los cojinetes, el acoplamiento, o los rotores. Los

datos en este gráfico fueron compilados de una gran cantidad de historias del

caso donde el desalineamiento fue encontrado para ser la causa raíz de la falla

de la maquinaria.

Figura N° 1.2. Vida útil de una máquina rotativa sujeta a desalineamiento.



1.5. CONSECUENCIAS DEL DESALINEAMIENTO - DAÑO DE MÁQUINAS.

¿Qué pasa cuando el alineamiento no es del todo exacto? El desalineamiento

provoca excesiva carga en las máquinas. Las consecuencias pueden

manifestarse como vibración. El desalineamiento puede detectarse

cualitativamente usando análisis de vibraciones: son comunes las elevadas

lecturas en el espectro de frecuencias en el sentido radial y axial a la frecuencia

de rotación y múltiplos. Así, es recomendable chequear la condición del

alineamiento final usando técnicas de medición de vibraciones entre otras.

Sobrecarga anormal de las máquinas, también incrementan las cargas en los

rodamientos y una reducción de su vida útil: aún los acoples “flexibles”

conducen fuerzas desalineantes del eje a los rodamientos. Este incremento en

la carga puede medirse usando el método de choque para el monitoreo de los

rodamientos. El método de shock pulse puede ser usado así indirectamente

para chequear las condiciones del alineamiento. Aun cuando el

desalineamiento en el acople esté dentro de las tolerancias, las fuerzas

transmitidas a los rodamientos cuando el eje gira acortará el tiempo de vida útil

de los mismos. Muchos componentes de máquinas críticas están sujetos a

fuerzas que los dañan cuando ocurre un desalineamiento. Uno de estos es el

rodamiento, que debe absorber la carga adicional creada por el

desalineamiento (aun cuando se instalen acoples flexibles).

Al eje por sí mismo se le aumenta la carga debido al desalineamiento,

particularmente en los rodamientos, donde el desplazamiento por

desalineamiento causa cargas adicionales reciprocantes. Esta acción flectante

puede acortar la vida útil del eje.

Otro componente de máquina particularmente susceptible al daño por

desalineamiento es el sello del eje. El gráfico ilustra cómo un ligero

desalineamiento permite el ingreso de contaminantes al sello produciéndose la

falla prematura.



1.6. SÍNTOMAS DEL DESALINEAMIENTO.

Una alineación imprecisa incrementa las cargas en el acoplamiento, las cuales

se transmiten a los ejes y en consecuencia a los demás componentes de la

máquina. Este efecto conlleva a:

– Fallas prematuras de rodamientos, sellos, acoplamientos o ejes.

– Vibración radial y axial excesiva.

Desalineamiento

angular

Desalineamiento

paralelo

Sobrecarga en los

rodamientos que se traduce

en sobrecalentamiento,

originando o incrementando

su falla prematura.

Figura N° 1.3. Daño en el rodamiento

como resultado de un desalineamiento.

Figura N° 1.4.



– Excesiva fuga de aceite lubricante por los sellos de los rodamientos.

– Calentamiento del acoplamiento mientras está funcionando.

La termografía infrarroja muestra el incremento de la carga en los acoples

debido a desalineamiento: Cuanto más caliente el elemento de máquina,

más brillante aparece en el termograma.

Esto contesta efectivamente la pregunta frecuente, ¿Por qué preocuparse

por la precisión del alineamiento si hay un acople flexible instalado? Aunque

un acople flexible puede por sí mismo soportar los efectos de un eje

desalineado, este sin embargo le agrega a la máquina cargas adicionales

llevando al desgaste prematuro (o falla) de rodamientos y sellos.

Figura N° 1.5.

Figura N° 1.6.



– Soltura o rotura de los pernos de anclaje (problemas de “pie flojo”).

– Soltura o rotura de los pernos del acoplamiento.

– Alto o inusual número de fallas del acoplamiento o desgaste rápido del

mismo.

– Los defectos del eje y acoplamiento “runuot” pueden tender a incrementarse

después de algún tiempo de funcionamiento del equipo.

Figura N° 1.8. Cubo del acoplamiento quebrado.

Figura 1.7.



– Rotura de los ejes o agrietamiento en o cerca a los asientos de los

rodamientos o de las masas del acoplamiento.

– Consumo de energía más alto del normal.

– Altas temperaturas en la carcasa cerca de los rodamientos o altas

temperaturas del aceite de lubricación.

Figura N° 1.9 Rotura del eje por fatiga cíclica.

Figura N° 1.10



1.7. CÁLCULO DE CONSUMO DE ENERGÍA.

Para calcular el ahorro de energía:

– Medir el consumo de energía antes y después del alineamiento (Amp).

– Calcular la diferencia (Amp).

– Obtener los datos del motor.

– Obtener los costos de energía ($/Kw).

– Cálculos del ahorro de energía con la fórmula:

Ejemplo:

Potencia del motor: 30 hp.

Voltaje: 460 Volts.

Factor de Potencia: 0,92.

Diferencia de consumo: 4 Amps.



1.8. LOS PASOS COMPLETOS DE UN TRABAJO DE ALINEAMIENTO.

– Adquirir instrumental y dispositivos de medición, así como, contar con

personal entrenado.

– Obtener información relevante sobre el equipo que se está alineando.

– Tomar las medidas necesarias de seguridad y puesta fuera de servicio de la

maquinaria.

– Realizar las inspecciones preliminares.

– Realizar un alineamiento grueso del equipo, para luego medir con precisión

la posición de los ejes.

– Realizar los cálculos y determinar los movimientos.

– Reposicionar la maquinaria.

– Ponerla en operación y monitorear a las condiciones normales de

funcionamiento.

1.9. ¿CUÁNTO TIEMPO DEBE DURAR EL PROCESO DE ALINEAMIENTO?

Si un mecánico realiza un trabajo de alineamiento en una bomba pequeña, por

ejemplo, una vez al mes, y toma lecturas con el indicador de dial, sabe calcular

los movimientos necesarios de la maquinaria; tiene información sobre el

movimiento de la maquinaria desde que está parada hasta cuándo alcanza sus

condiciones normales de operación, tiene las herramientas apropiadas en el

lugar de trabajo, no tiene problemas con las tuberías de la bomba si es que la

bomba tiene que moverse, tiene una variedad amplia de lainas cortadas, no

tiene defectos en el cubo del acoplamiento o deflexión en el eje del

acoplamiento, no existe suciedad, herrumbre, o escamas acumuladas debajo

de los apoyos, están instalados pernos para el desplazamiento en ambas

unidades para levantar y deslizar a éstas a los dos lados, con los ejes que

rotan libremente, sin que le falte ninguna pieza del acoplamiento, con una

distancia correcta entre ejes, y nadie que incomoda o interrumpa el

alineamiento debe terminar con el acoplamiento instalado y el protector del

acoplamiento en su lugar en promedio de tres a cuatro horas. Para cualquier

persona que nunca ha realizado un trabajo de alineamiento, parece tedioso,



pero para quienes han leído esto y saben lo que significa, esto es

absolutamente lo que se debe de hacer.

Hay mucho tiempo de preparación previo a un trabajo de alineamiento.

Limpieza de las placas-base y por la superficie inferior de los pies del equipo,

adquisición de los instrumentos de medición, determinación de la flecha de la

barra de soporte (Sag), inspección del acoplamiento, búsqueda y corrección de

problemas de “pie cojo”, medición del espesor de los paquetes de lainas que

están instalados, repasar los agujeros de los pernos de la fundación

ligeramente, juntar las herramientas, y empleando un tiempo prudencial en

entrenar al personal para la realización correcta del trabajo. Son algunas de las

cosas que tienen que estar hechas antes de que usted comience. El cálculo de

los movimientos apropiados y necesarios para alinear los ejes con la

computadora o calculadoras gráficas de alineamiento puede reducir

drásticamente el tiempo empleado en mover la maquinaria comparando con

los métodos del ensayo y del error aproximaciones sucesivas).

1.10. ¿CON QUÉ FRECUENCIA DEBE SER COMPROBADA LA

ALINEACIÓN?

Cómo previamente se mencionó, la maquinaria rotativa puede moverse

inmediatamente después que se ha arrancado. Este es un movimiento bastante

rápido en el que los ejes toman eventualmente una posición algo permanente

después que se han estabilizado las condiciones térmicas y de proceso (donde

quiera a partir de las dos horas a una semana, en algunos casos). No obstante

hay cambios más lentos y sutiles que ocurren en largos períodos. La

maquinaria cambiará lentamente su posición por la misma razón que los

soportes se pandean y las fundaciones se agrietan. Mientras las cimentaciones

se mueven lentamente, las tuberías comienzan a tirar en las cajas de la

maquinaria que hacen que el equipo se desalinee. Los cambios de temperatura

estacionales también hacen que el concreto, las placas base, las tuberías, y los

ductos se expandan y contraigan.



Se recomienda en un equipo recién instalado comprobar para detectar

cualquier cambio en el alineamiento, dentro de los 3 a 6 meses del inicio de la

operación. De acuerdo con lo que se encuentra durante el primer o segundo

chequeo de la alineación, adaptar inspecciones y correcciones sobre la

alineación para satisfacer lo mejor posible los trenes individuales de la

impulsión. En promedio, la alineación del eje en todo equipo se debe

comprobar anualmente.

ANOTACIONES.

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………



II. EL DESALINEAMIENTO – ALINEAMIENTO Y TOLERANCIA.

2.1. ¿QUÉ ES EXACTAMENTE EL ALINEAMIENTO DE EJES?

Cómo explicó anteriormente, el desalineamiento de ejes se produce cuando las

líneas centrales de rotación de dos o más ejes de máquinas no se encuentran

en línea unas respecto a otras. Algunas preguntas deben de resolverse

necesariamente previa a todo trabajo de alineamiento.

1. ¿Qué exactitud debe tener el alineamiento?

2. ¿Cómo se mide el desalineamiento cuando hay diferentes acoplamientos?

3. ¿Dónde debe ser medido el desalineamiento?

4. ¿En qué unidades debe de medirse: milésimas de pulgada, grados,

milímetros de desfase, segundos de arco, radianes?

5. ¿Cuándo debe medirse el desalineamiento, cuando las máquinas están

paradas o cuando éstas están funcionando?

2.2. ¿SIGNIFICAN LO MISMO NIVEL Y ALINEAMIENTO?

No. El término nivel está relacionado a la fuerza de gravedad de la tierra.

Cuando un objeto está en posición horizontal o los puntos de su lado largo se

encuentran a la misma altitud, se considera al objeto que está en nivel. Otra

manera de establecer esto es si la superficie del objeto es perpendicular a las

líneas de fuerza gravitacional. La cimentación de una maquinaria rotativa a

nivel en la mina Yanacocha puede no estar paralelo con una cimentación de

otra maquinaria ubicada en la mina de La Oroya debido a que la superficie de

la tierra es una curva. El diámetro promedio de la tierra es 7908,5 millas (7922

millas al Ecuador y 7895 millas al polo que genera la fuerza gravitacional del

planeta).



Tabla Nº 1. Niveles recomendados para máquinas rotativas montadas

horizontalmente:

TIPO DE MÁQUINA DESNIVEL MÌNIMO

RECOMENDADO

DESNIVEL MÀXIMO

RECOMENDADO

Máquinas de proceso

general soportados en

cojinetes antifricción.

10 mils / pie

(0,84 mm / m)

30 mils / pie

(2,5 mm / m)


soportados en cojinetes

planos (hasta 500HP).

5 mils / pie

(0,42 mm / m)

15 mils / pie

(1,26 mm / m)



antifricción (más de

500HP).

5 mils / pie

(0,42 mm / m)

20 mils / pie

(1,67 mm / m)



planos (más de 500HP).

2 mils / pie

(0,17 mm / m)

8 mils / pie

(0,67 mm / m)

Máquinas–

Herramientas.

1 mils / pie

(0,83 mm / m)

5 mils / pie

(0,42 mm / m)

1 mils = 0,001” = 0,025 mm



2.3. DEFINICIÒN DEL DESALINEAMIENTO DE EJES.

En términos más precisos el desalineamiento de ejes es la desviación de la

posición relativa del eje desde una línea central de rotación colineal, medido en

los puntos de transmisión de potencia cuando el equipo está funcionando a sus

condiciones normales de operación o de trabajo normales como temperatura,

carga y velocidad; el grado de alineación es directamente proporcional a la

velocidad de giro de las máquinas acopladas.

– Para que un acoplamiento flexible acepte ambos desalineamientos paralelo

y angular debe haber por lo menos dos puntos donde el acoplamiento

pueda “flexionarse” o pueda acomodarse a las condiciones de

desalineamiento.

– Proyectando las líneas centrales de rotación de las máquinas acopladas,

puede hallarse la desviación máxima y los puntos de transmisión de

potencia.

– Los dos tipos de desalineamiento se observan en dos planos (vertical y

lateral) por lo que se tiene cuatro valores en total.

Proyectando la línea central de rotación del eje del motor hacia el eje de la

bomba y recíprocamente la línea central de rotación del eje de la bomba hacia

el eje del motor, hay una desviación medible entre las líneas centrales

proyectadas de cada eje y las líneas centrales actuales de los ejes donde la

potencia se está transmitiendo a través del acoplamiento desde un punto de

“flexión” a otro. Desde que se mide el desalineamiento en dos planos (vertical y

horizontal) habrá cuatro desviaciones que puedan ocurrir en cada acoplamiento

flexible. En un tren motriz montado horizontalmente, dos de estas desviaciones

se producen mirando desde la vista superior, describiendo la cantidad de

desalineamiento lateral (lado a lado).

Dos desviaciones más se producen cuando se mira el tren motriz desde un

lado el cual describe el desalineamiento vertical (arriba y abajo). El objetivo

principal de la persona que está realizando el alineamiento es posicionar las

carcasas de las máquinas, de tal manera que todas las desviaciones estén por

debajo de ciertos valores de tolerancias.



CENTROS DE ROTACIÓN.

– El centro de rotación es el eje imaginario alrededor del cual gira un eje o un

elemento rotativo, ya sea recto o doblado.

– La masa del elemento giratorio es distribuido uniformemente alrededor del

centro rotacional.

– El centro rotacional forma siempre una línea recta.

COLINEALIDAD.

– Se dice que dos ejes son colineales, cuando sus centros de rotación forman

una línea recta continua.

Figura N° 2.1.

Figura N° 2.2.



DESALINEAMIENTO.

– Todos los ejes rotan alrededor de un eje llamado centro rotacional.

– Dos ejes están desalineados cuando sus ejes no son colineales, es decir

sus centros rotacionales no forman una sola línea recta.

– Se define como ejes desalineados, aquellos ejes que no son colineales.

– El desalineamiento de ejes induce cargas anormales en los soportes, que

origina que el equipo opere inadecuadamente y eventualmente reduzca su

vida útil.

MEDICIÓN DEL DESALINEAMIENTO.

– El desalineamiento de un eje se define por la posición relativa existente

entre su línea de centro de rotación comparada con una línea recta del otro

eje estacionario visto desde dos planos (horizontal y vertical).

Figura N° 2.3.

Figura N° 2.4.



2.4. TIPOS DE DESALINEAMIENTO.

Durante la operación es posible que los ejes de máquina estén desalineados,

pierdan alineamiento o solo estén alineados en ciertas condiciones de

operación.

El desalineamiento de ejes se presenta en dos formas básicas:

Desalineamiento Paralelo.

Desalineamiento Angular.

– DESALINEAMIENTO PARALELO.

Cuando los ejes de dos máquinas se encuentran “desplazados” uno del

otro en forma paralela, hablamos de desalineamiento paralelo offset, y

puede darse tanto en el plano vertical como en el horizontal y se corrige

sencillamente al mover paralelamente la máquina.

– DESALINEAMIENTO ANGULAR.

Ocurre cuando la línea centro de los ejes forman un ángulo entre sí. Su

corrección requiere desplazamiento a través del ángulo formado y

traslación paralela.

Figura N° 2.5.

Figura N° 2.6.



– DESALINEAMIENTO MIXTO.

Es el más común de los acoplamientos y es la combinación de los dos

desalineamientos anteriores (paralelo y angular).

En las situaciones reales de una planta industrial lo más normal es encontrar

una combinación de ambos tipos de desalineamiento.

De los dos tipos de desalineamiento, probablemente el angular reviste muchas

veces un grado significativo de valoración errónea de su criticidad. Las gráficas

siguientes muestran:

– Para diferentes diámetros de ejes, una misma desalineación angular con

diferentes gaps; típicamente los diámetros menores de ejes girarán a

mayores RPM y en consecuencia la desalineación angular mostrada será

más grave para el eje de menor diámetro.

– Para diferentes diámetros de ejes, un mismo gap, con diferentes

angularidades; igualmente la situación empeora para el eje de menor

diámetro.

Figura N° 2.7.Desalineamiento real: combinación de

paralelo y angular.



2.5. FACTORES QUE AFECTAN EL ALINEAMIENTO DE LA MÁQUINA

ROTATIVA.

Por lo tanto, hay tres factores que afectan el alineamiento de las máquinas

rotativas:

– La velocidad del tren motriz

– La máxima desviación en los puntos flexibles o de transmisión de potencia-

recepción de potencia.

– La distancia entre puntos flexibles o puntos de transmisión de potencia.

La última parte de la definición de ejes es probamente la más difícil de explicar

y entender, usualmente este aspecto es el más obviado. Cuando el equipo

rotativo entra en funcionamiento, los ejes comenzarán a moverse a otra

posición. La causa más común para que esto ocurra son los cambios de

temperatura que se producen en las carcasas de las maquinarias y, por lo

tanto, esté movimiento está comúnmente referido al alineamiento en frio y en

caliente. Estos cambios de temperatura son provocados por la fricción de los

rodamientos o por los cambios térmicos que ocurren en líquidos y gases del

proceso. El movimiento de la maquinaria puede ser causado también por los

momentos de reacción cuando se embridan las tuberías o ductos o por las

reacciones debido a la rotación del rotor, algo similar a la fuerza que usted

siente cuando intenta mover el brazo alrededor con un giroscopio que hace

girar en su mano.



2.6. ALINEAMIENTO DE ACOPLAMIENTOS VS. ALINEAMINENTO DE

EJES.

Cuando las masas de los acoplamientos no están correctamente maquinadas

los centros de las líneas centrales de ambos no coinciden originando el

denominado “runout”.

En la figura que cuando el eje rota, su línea central de rotación esta recta pero

el eje por si solo no. En esta situación que trataremos de alinear: ¿el eje de la

derecha a la línea central del agujero del semicople, o la línea central de la

rotación? La respuesta correcta debe ser, porque se deberá tratar de alinear la

maquinaria que tiene ejes flexionados o un semicople con un seguro mal

maquinado.

2.7. ¿QUÉ TAN RECTOS SON LOS EJES DE LA MAQUINARIA

ROTATIVA?

La presunción que mucha gente se hace es que las líneas centrales de rotación

en las máquinas son líneas perfectamente rectas. En ejes orientados

verticalmente esto puede ser cierto, pero la vasta mayoría de máquinas

rotativas tienen sus ejes montados horizontalmente y los pesos de sus ejes y

componentes a ellos sujetos originan que los ejes se flexionen debido a su

propio peso. Esta curvatura que ocurre naturalmente en el rotor de las

máquinas se le refiere usualmente como la curva catenaria.

DEFINICIONES.

– CATENARIA: la curva asumida por una cuerda perfectamente flexible,

inextendible de densidad uniforme suspendida en dos puntos fijos.

– CATENOIDE: la superficie descrita por la rotación en la línea central de

rotación de una catenaria.

La cantidad de deflexión depende de varios factores tales como la rigidez del

eje, la cantidad de peso entre los puntos de soporte, el diseño de los cojinetes



y la distancia entre los puntos de soporte. Para la vasta mayoría de máquinas

rotativas en existencia, esta deflexión o curva es despreciable, y para todo

propósito práctico es ignorada.

2.8. ESPECIFICACIÓN DEL DESALINEAMIENTO.

Antes de considerar como alinear una máquina, es necesario saber cómo

especificar el valor de desalineamiento, el objetivo (tolerancias) y cuando el

trabajo se hace.

Existen tres maneras de especificar los valores de desalineamiento permisible:

lectura total del reloj indicador TIR (Total Indicador Reading), las correcciones

requeridas en las patas, o el desplazamiento (offset), ángulo ( o separación-

gap) en el punto donde se transmite la potencia (acople).

Tabla N° 2. Tolerancias.



III. INSPECCIONES PRELIMINARES DE ALINEAMIENTO.

El personal técnico que realizará las tareas de alineación deberá evaluar

previamente la instalación de la máquina, y seleccionar el método, las

herramientas y procedimientos a aplicar.

Debido a que cada instalación difiere en tamaño, velocidad, potencia, ubicación

y función, es necesario integrar todas las variables antes de comenzar un plan

de trabajo. Los puntos principales se presentan a continuación con una breve

descripción de los mismos.

Encontrar y corregir el problema en las siguientes áreas:

– Inestabilidad o deterioro de las cimentaciones y soportes-base.

– Daños o desgaste de los componentes de las máquinas rotativas (Ej.

cojinetes, ejes, sellos, acoplamientos, etc.).

– Condiciones defectuosas excesivas “runuot” (flexión de ejes, maquinado

defectuoso de los agujeros de los semicoples).

– Problemas de interferencia entre la carcasa de la máquina y su plato-

soporte. (Ej. pie flojo).

– Fuerzas excesivas producidas por las tuberías o ductos instalados.

3.1. CIMENTACIONES, Y SOPORTES – BASE.

Muchos problemas de desalineamiento se deben al diseño de la instalación,

deterioro del soporte – base o a la misma carcasa de la máquina y las

condiciones del suelo donde están asentadas las máquinas y cimentaciones.

La vibración o ruido tolerable que puede transmitirse a través de la estructura al

entorno.



El tiempo que una máquina permanecerá alineada con precisión, depende de

posibles movimientos por su peso y vibración, así como por el calor transmitido

por conducción y radiación por la máquina al soporte – base, concreto y

estructura.

CIMENTACIONES:

Cimentaciones Rígidas.

Ventajas:

– Brinda una plataforma estable para la sujeción de la maquinaria.

– Más fáciles de construir que las cimentaciones flexibles.

– Absorben el movimiento o vibración.

– Pueden aislar el movimiento residual mediante la adición al bloque de

cimentación de material absorbente de vibración.

Desventajas:

– Degradación eventual por si se localizan fuera de las edificaciones y las

climáticas cambian radicalmente durante el año.

– En maquinarias con tuberías sin soportes, pueden producirse fuerzas

externas.

– Posibilidad de absorber vibración de otras máquinas vecinas.

Cimentaciones Flexibles.

Ventajas:

– Plataforma estable para la sujeción de la maquinaria rotativa, permitiendo

que la instalación completa se mueva en el caso de fuerzas externas tales

como esfuerzos por tuberías.

– Habilidad para aislar cualquier vibración de las maquinas instaladas en ellas

a las estructuras vecinas y aislar a la unidad de la transmisión de vibración

de otras máquinas cercanas.



Desventajas:

– Más difíciles de construir y mantener que las cimentaciones rígidas.

– Si existe excesiva vibración en la maquinaria por periodos largos pueden

producirse daños potenciales.

– Degradación potencial de los resortes – soportes.

SOPORTES – BASE:

Tipos:

– De fundición.

– Prefabricados.

El Concreto, el Cemento y la Lechada de Cemento (grout).

– El concreto es una mezcla de material inerte y cemento.

– La lechada de cemento (grout) puede tener una base de cemento o una de

epoxy.

– El cemento, comúnmente piedra caliza y arcilla, mezclado con agua actúa

como cohesionador de material inerte.

El Concreto.

Cantidades de mezcla de Concreto:

.Material Baja rigidez Alta rigidez

Agua 15% 20%

Cemento 7% 14%

Agregados 78% 66%

– Esfuerzo de compresión del concreto: de 1000 a 10000 psi.

– Esfuerzo de compresión del concreto de cimentaciones: de 3000 a 4000 psi.



– Se obtiene una resistencia a la compresión del concreto normalmente de 70

– 80% de su valor final a los 6 – 8 días después del vaciado inicial.

Tipos de cementos según la ASTM:

TIPOS NOMBRE DESCRIPCIÓN

01 Normal Propósito general.

02 Modificado Cuando se requiere bajo calor de hidratación.

03 Rápido alta Resistencia Cuando se requiere una alta resistencia en poco tiempo.

04 Bajo Calor de Hidratación Típicamente usado en represas para reducir agrietamientos y contracciones.

05 Resistencia al Sulfato Usado cuando está expuesto a suelos con alto contenido de alcalinos.

06 Aire Retenido Usado cuando está presente una acción severa de congelamiento.

Concreto Reforzado.

El concreto es diez veces más fuerte en compresión que en tensión.

Enlechado (Grouting).

– Utilizarlo como ligazón final entre la estructura base y el concreto de la

cimentación.

– Hay dos clases de lechada (grout) con base de cemento y con base

epóxica.

Consejos para diseñar buenas cimentaciones:

– Asegurar que la frecuencia natural del sistema cimentación – estructura –

suelo no coincida con cualquiera de las frecuencias o armónicas de la

máquina rotativa en funcionamiento.

– Diseñar la cimentación y la estructura, propiciando el espacio suficiente

para el tendido de las tuberías y para la ejecución de los trabajos de



mantenimiento en el equipo, así como dotar de las previsiones necesarias

para el alineamiento de las máquinas.

– Proveer de juntas vibratorias o espacios de aire entre la cimentación de la

maquinaria y la estructura vecina del edificio para prevenir la transmisión de

vibración.

Consejos para la instalación de cimentaciones y de máquinas rotativas:

– Referirse a las especificaciones API 610 para más instrucciones sobre el

enlechado. Permita una cura mínima de 48 horas, antes de montar el

equipo rotativo en la base.

– Instalar pernos de empuje para conseguir el movimiento del equipo en tres

direcciones, vertical, lateral y axial. Si no se usa pernos de empuje,

proporcionar suficiente espacio entre el plato – soporte y el equipo rotativo

para insertar una gata hidráulica y poder levantar el equipo para enlainarlo.

3.2. CONTROL DE DAÑOS O DESGASTE DE LOS COMPONENTES DE

LAS MÁQUINAS ROTATIVAS.

Sujetar el reloj comparador en la parte superior del cubo

del eje o del acoplamiento.

Jalar hacia arriba el eje y observar la lectura del reloj comparador

Figura N° 3.1.



Si la máquina ha estado funcionando por algún tiempo, los rodamientos que

soportan el rotor pueden haber sufrido algún daño y se sugiere que las

revisiones deben realizarse periódicamente para asegurar que los rodamientos

están en buen estado de funcionamiento. Una de las pruebas más sencillas

que se pueden realizar es verificando el “juego'' del eje como se muestra en la

Figura N° 3.1.

Si el eje está apoyado sobre rodamientos como se muestra en la Figura N°

3.1., la cantidad de elevación en el eje debería ser de 0 a 1 mils. Si hay una

cantidad de exceso de juego del eje con un cojinete de elemento rodante,hay

cuatro posibles razones para que suceda esto:

1. El anillo interior del rodamiento está flojo en el eje.

2. Hay demasiado espacio libre entre los elementos rodantes y los caminos de

rodadura interior y exterior.

3. El anillo exterior está suelto en su alojamiento.

4. Una combinación de dos o más de los elementos anteriores.

3.3. CONDICIONES DEFECTUOSAS (RUNOUT).

Se refiere a condiciones de falta de redondez que existen en los ejes de las

máquinas rotativas.

– La falta de redondez radial cuantifica la excentricidad de la superficie

exterior del eje, o componente rígidamente montado en el eje con respecto

a la línea central de rotación del eje.

– Los defectos en el sentido axial “face” cuantifica la falta de

perpendicularidad que puede existir entre un extremo del eje o en las

superficies de los componentes rígidamente montados en él.

Los problemas de falta de redondez o perpendicularidad “runout” tienen tres

categorías:

– El semicople tiene el agujero descentrado.



– El eje esta combado.

– El semicople tiene el agujero inclinado.

VELOCIDAD DE LA MÀQUINA (RPM)

MÀXIMO PERMISIBLE RUNOUT TOTAL INDICADO (RTI)

0 - 1800 5 mils (0.13 mm)

1800 - 3600 2 mils (0.05 mm)

3600 a más Menos de 2 mils (0.05)

La medición del runout puede ser difícil algunas veces. Los “puntos altos” y las

“cuestas” no son la misma cosa. Los “puntos bajos” y los valles tampoco son

los mismos. Los puntos altos y los puntos bajos deben producirse con un

desfase de 180 grados. Las cuestas o picos y los valles pueden producirse en

cualquier punto, o tal vez en varios puntos alrededor de la superficie exterior

del semicople por ejemplo.

ERRORES DE ACOPLAMIENTO.

ERROR DE CENTRADO. Cuando ocurre un error de centrado, el centro de los

ejes y los centros de las mitades del acople están separados realmente entre

sí, aun cuando los ejes estén alineados.

Figura Nº 3.2.



En este caso también se imponen fuerzas cuando los ejes son unidos

solidariamente, y los ejes giran deformados.

El error de centrado de un acoplamiento puede ser determinado con el reloj

comparador.

Muestra de cómo se debe sujetar el reloj comparador:

Gire los 360° el cubo

del acoplamiento

Figura Nº 3.5.

Figura Nº 3.4.

Figura Nº 3.3.



ERROR DE FACEADO. Se está en presencia de un error de faceado cuando

aun estando alineados los ejes en sí, las superficies de las caras del acople no

están paralelas entre sí. Por ejemplo por no estar perpendiculares al eje de giro

común a ambos ejes.

Otra forma de

sujetar el reloj

comparador

Figura Nº 3.6.

Figura Nº 3.7.

Figura

3.2

Figura Nº 3.8.

Figura

3.2



Cuando se ensambla un acoplamiento con defectos de faceado, se imponen

esfuerzos a los ejes conectados que deforman su eje de giro, como por

ejemplo: arquearlo.

El error de faceado (pandeo) de un acoplamiento puede ser determinado con el

reloj comparador.

Eje doblado

(pandeo)

Posición oblicua del

cubo del acoplamiento

(pandeo)

Los puntos altos no

están en el mismo

lugar

Figura Nº 3.9.

Figura

3.2

Figura Nº 3.10.

Figura

3.2



ERROR DE PASO DE UNIÓN. Si todos los dientes, pernos o segmentos de un

acople no transfieran el mismo par como resultado de un error en el paso, el

eje de mando resulta cargando con una fuerza transversal. Esa fuerza

transversal es proporcional al par transferido por el acople. En la Figura N°

3.12. se demuestra con dos elementos de unión.

En forma similar al error de faceado, el error de centrado de un acople puede

ser determinado con un comparador.

Figura Nº 3.11. Comprendiendo la lectura del reloj comparador

para la determinación el error de centrado.

Punto alto Punto bajo

0° 90° 180° 270°

Figura Nº 3.12.

Figura

3.2



3.4. PIE FLOJO (SOFT FOOT).

Unos de los problemas más prevalecientes en el alineamiento de la maquinaria

rotativa puede atribuirse al problema de interferencia de la carcasa de la

máquina con el plato – soporte. Cuando una máquina rotativa se monta en su

base – estructura – plato de asiento y una o más de una de sus patas no está

haciendo buen contacto en los puntos de asiento en la estructura. Esto puede

atribuirse a estructuras alabeadas, a defectos similares en la carcasa, al

maquinado defectuoso de las patas del equipo, al maquinado defectuoso del

plato – soporte o a una combinación de un alabeado y una carcasa dispareja. A

este problema comúnmente se le refiere como “pie flojo”. El pie flojo

generalmente describe cualquier condición en la que exista un contacto

deficiente entre las partes exteriores de las patas de la carcasa de la máquina

y el lugar con el plato – soporte o estructura. Los problemas de pie flojo

parecen ser peores en los platos – soportes prefabricados que en los platos –

soportes fundidos. Un plato – soporte prefabricado esta normalmente hecho de

secciones de canal, ángulos de acero, de tubería estructural o de vigas en L.

Estas piezas se sueldan para construir la estructura. La posibilidad de cortar las

piezas a 45° o 90° con exactitud y luego soldarlas es muy escasa, sin embargo,

tampoco los platos – soporte fundidos están exentos de estos problemas.

Incluso en los platos – soporte que hayan sido fundidos en arena y que las

patas de las máquinas hayan sido maquinadas, es posible que durante el

proceso de instalación la estructura haya sido distorsionada cuando se estaba

posicionando en el pedestal de concreto introduciendo un problema de soft

foot.

Hay dos razones importantes por las que esto debe ser corregido:

– Dependiendo en que secuencia los pernos de anclaje se ajusten, la línea

central de rotación puede cambiar a distintas posiciones provocando una

frustración cuando se esté tratando de alinear la maquinaria.

– El ajuste de cualquier perno de anclaje que no esté haciendo buen contacto

provocara en la carcasa de máquina una distorsión de los juegos y

tolerancias prefijadas en componentes críticos.



Variedad de condiciones que pueden existir:

– La maquinaria puede cabecear a través de las dos diagonales entre

esquinas o pueden cabecear de extremo a extremo.

– Es común ver tres de las patas asentar bien y la cuarta no.

– Es posible que se tenga “filos de contacto” en el interior de la pata y que la

parte exterior de esa pata presente una luz.

En cualquier problema que se use, hay seis problemas que se necesitan tratar:

– La mayoría de los problemas de pie flojo son situaciones de espacios no

paralelos.

– Una o más de una pata de la máquina puede no estar haciendo contacto si

está o no paralela la pata al plato – soporte.

– Es posible que se introduzca un ligero problema de pie flojo cuando se

intente corregir el alineamiento añadiendo más lainas en un extremo de la

carcasa de la máquina que en el otro.

– Puede producirse un alabeado térmico de la base o de la estructura de la

máquina durante el funcionamiento que puede alterar los problemas de pie

flojo observados cuando la máquina estuvo parada.

Figura Nº 3.13.

Figura

3.2



CORREGIR ERRORES DE PIE FLOJO.

– Aliviar o descargar todos los esfuerzos en la carcasa de la máquina y base

– soporte.

– Verificar el cabeceo de la carcasa y medición de la luz alrededor de los

pernos de anclaje.

– Corregir la soltura de pie.

– Verificar la corrección en la soltura de pie.

PASO 1:

ALIVIR LAS TENSIONES EN LA CARCASA Y LA BASE SOPORTE.

Si las máquinas han estado funcionando por un tiempo y hay lainas debajo de

los pies y se sospecha que la soltura no ha sido corregida, retire todas las

lainas existentes y asiente la carcasa en la base – soporte.

Figura Nº 3.14.

Figura

3.2



Proceder a limpiar el lado inferior de cada pie y el lugar de contacto en la base.

Retirar toda suciedad, oxido y lainas viejas de la parte inferior de los pies. De

ser necesario utilice lija para limpiar las superficies debajo de los pies y en los

puntos de contacto en la base – soporte.

Instalar los pernos de anclaje pero no los ajuste, tratar de centrar la carcasa de

la máquina en los agujeros de sus pernos de anclaje y realice un alineamiento

“grueso” de las unidades.

PASO 2:

VERIFICACIÒN DE LAS CONDICIONES DE CABECEO DE LA CARCASA Y

MEDICIÒN DE LA LUZ.

Con los pernos de anclaje completamente desmontados, o muy sueltos en sus

agujeros, verificar si la máquina pueda cabecear de esquina a esquina o de

extremo a extremo o de lado a lado. De ser el caso, determinar que la caja de

la máquina pueda acomodarse a la placa de base en la mejor posición.

Sostener la máquina en esa posición con el “apriete manual” uno o más de los

pernos y mida por los cuatro lados alrededor de ese perno.

Después medir cuatro pernos alrededor de cada uno de los agujeros de los

pernos restantes con un sistema de galga y registre las lecturas en cada punto.

Figura Nº 3.15.

Figura

3.2



Figura Nº 3.16.

Figura

3.2



PASO 3:

CORRECCIÒN DE LA SOLTURA DE PIE.

Eliminar la “soltura de pie” de cada pie instalando lainas completas en forma de

“U” (si se tiene una luz igual por los cuatro lados alrededor del agujero del

perno) o si tiene una luz desigual construya una “escalera a manera de cuña”

con las lainas en forma de “L” o “J” o con las lainas recortadas e instale la cuña

especial bajo cada pie que necesite corrección.

Figura Nº 3.17.

Figura

3.2



Si se tiene que construir una “escalera de lainas” con lainas en forma de “L”, “J”

o recortadas, en lo posible tratar de mantener la forma de una laina en forma

de “U” para facilitar la instalación de lainas juntas. Más adelante se podrán

instalar adicionales bajo los pies para variar la altura o separación de la

carcasa de la máquina cuando alinee. Si el paquete de lainas del pie flojo están

agrupadas cuidadosamente en forma de “U”, fácilmente puede retirar el

paquete de lainas del pie flojo y adicionar lainas en la parte inferior o superior

del paquete y luego reinstalar el conjunto de lainas “entero” sin desordenar el

paquete.

NOTA: Después de instalar las lainas de corrección bajo los pies, es bastante

útil observar si la condición de soltura ha sido eliminada. Para hacer esto,

ajustar inicialmente a mano un perno y luego con una llave tratar de ajustar

completamente el perno. Si el perno se ajusta muy rápidamente la condición de

soltura probablemente ha sido corregido. Pero si es necesario girar ¼ o ½ y los

pies parecen no estar ajustados, la soltura probablemente subsiste; de ser así,

vuelva a probar con otro paquete de lainas.

Figura Nº 3.18.

Figura

3.2

Laina

completa a la

medida en U

Laina

en J

Laina en

L

Laina en U

parcial

Laina en

U parcial



Ejemplo de corrección de la soltura de pie.

Figura Nº 3.19.

Figura

3.2



PASO 4:

VERIFICACIÒN DE LA CORRECCIÒN DE LA SOLTURA.

La verificación para observar si la condición de soltura de pie ha sido eliminada

puede hacerse por alguno de los siguientes métodos:

– Método de pernos múltiples y de los indicadores múltiples.

– Método de pernos múltiples y de un indicador.

– Método del movimiento del eje.

– Método de un perno y un indicador.

La manera correcta para corregir la soltura del pie es asegurar que el contacto

cruce completamente los ejes de coordenadas o axisas de cada uno de los

agujeros de los pernos. Idealmente sería mejor conseguir un contacto anular

total alrededor de cada agujero del perno, pero esto requiere la fabricación de

lainas en cuña compuesta, lo que es bastante complicado.

Figura Nº 3.20.

Figura

3.2



MATERIAL Y CARACTERÍSTICAS DE LAS LAINAS.

Para alinear las máquinas en sentido radial o compensado, pueden

suplementarse sus bases con chapas de bronce o aceros inoxidables. Estás se

proveen en tamaños normalizados y espesores calibrados.

No es aconsejable utilizar chapas galvanizadas, aluminio, u hojalata, ya que

corren el riesgo de deterioro prematuro por el medio o intemperie.

Los suplementos y la base deben estar perfectamente limpios, libres de

rebabas. Las láminas de acero inoxidable se recomiendan que sean (AISI 304

o 403), y en Bronce estabilizado a deformaciones dinámicas según la norma

ASTM 1330. Debe tener la misma forma de la superficie de contacto de la

máquina. El espesor máximo de las lainas a usar es de 3mm o 1/8”, si es

mayor se debe usar un bloque sólido de acero comercial con el fin de que no

se presente el fenómeno de resorte y la alineación sea falsa.

Espesores: 0.05 – 0.10 – 0.20 – 0.25 – 0.40 – 0.50 – 0.70 – 1 – 2 mm.

Figura Nº 3.21.



3.5. FUERZAS EXCESIVAS PRODUCIDAS POR LAS TUBERÍAS O

DUCTOS INSTALADOS.

La tensión en las tuberías hace referencia a la tensión presente sobre la

máquina ejercida por la tubería sobre el punto de acoplamiento entre ambas

partes. Estas fuerzas pueden presentarse en cualquier dirección y pueden ser

muy grandes. La máquina reacciona ante esta tensión deformándose,

curvándose y fatigándose.

Estas tensiones son transmitidas a la estructura mediante los tornillos de

sujeción. Las fuerzas presentes pueden perturbar fácilmente el equilibrio de la

máquina causando desviaciones en los ejes y como consecuencia

desalineación. Se puede inferir fácilmente la magnitud de estas fuerzas si se

está presente en la etapa de montaje de las cañerías y máquinas. Los

operarios mecánicos utilizan puentes de grúa, diferenciales, y elevadores

hidráulicos para posicionar un tubo lo suficientemente cerca como para que

coincidan las bridas de sujeción, y luego utilizan los tornillos y tuercas para que

las partes se junten. La distancia entre las partes queda finalmente reducida a

cero y en una primera instancia pareciera que no hay desfases, pero en

realidad puede ser que la tubería hubiera quedado varios milímetros fuera del

punto de sujeción.

La tensión en las tuberías es un factor supremo, y es uno de los más

complejos de manejar porque no hay formas claras de determinar la cantidad y

dirección de las fuerzas actuantes. Si la persona que debe alinear el equipo

puede estar presente durante el montaje, ésta podrá predecir más fácilmente la

forma en que se manifestarán las tensiones en las tuberías. Sin embargo,

generalmente el encargado de la alineación llega al lugar una vez que el

montaje ha terminado, de esta manera no es posible determinar dónde y cómo

están presentes las tensiones con una simple inspección visual.

La tensión en la tubería no es un dato que lo suministre el fabricante. Cada

instalación merece una evaluación distinta. La tensión en las tuberías es un

factor que queda a criterio de evaluación de quien tenga que realizar la

alineación. Algunas personas prefieren ignorar este factor en una primera

medición; debido a que la dirección de las fuerzas actuantes es desconocida, y



entonces proceden a alinear la máquina normalmente. Luego una vez

establecido el régimen de velocidad y temperatura nominal se mide la

vibración. Si se registra un elevado nivel de vibración, se sospecha que puede

haber un efecto debido a tensión en las tuberías, y por tanto es el momento de

investigarlo.

Existen tres métodos alternativos para evaluar la tensión.

Uno de ellos es desconectar las bridas que unen la tubería a la bomba, lo que

conlleva a drenar dicha tubería. La desalineación de las bridas cuando son

desconectadas es un probable indicador de la tensión presente.

Los comparadores monitorean el movimiento de la carcasa de la bomba

cuando las bridas son tensadas nuevamente. Las lecturas del indicador son

una confirmación de la tensión presente en la tubería.

Los dos métodos siguientes no requieren de drenar la tubería. Uno implica

quitar los tornillos que sujetan a la máquina y observar hacia donde se

desplaza esta. Puede utilizarse un montaje con comparadores para monitorear

este movimiento, pero por lo general el desplazamiento es muy perceptible. En

muchas instalaciones se ha observado como la bomba se desplaza

completamente respecto de sus perforaciones de montaje, con lo cual se

comprueba no solo la tensión presente sino también que la máquina está

siendo sujetada por la tubería.

El último método alternativo es utilizar el montaje de los comparadores

inversos.

Los comparadores son observados mientras se aflojan los tornillos de sujeción

de la máquina. Una medición de 0,05 mm o más no es aceptable.

Estas pruebas determinan la presencia de tensión sobre las tuberías, y lo

correcto es solucionarlo eliminándola completamente. Los operadores que

realizaronel montaje de la bomba deben regresar y corregir las desviaciones.

Algunas veces, sólo es necesario revisar y corregir los anclajes de la tubería

pero otras veces se requiere cortar y soldar nuevamente.



La mejor forma de trabajar con problemas de tensión sobre las tuberías es

anticiparse al problema; es decir, prevenirlo. Una simple inspección visual

durante el montaje es suficiente. Existen límites de tolerancias a la hora de

realizar los acoplamientos entre las partes con sus bridas correspondientes,

que deben ser respetadas. Otra acción preventiva es requerir que los

comparadores no acusen variaciones superiores a 0,05 mm. durante el armado

final de la tubería.

Luego de que el montaje ha terminado, una inspección visual puede dar como

resultado una sospecha de tensión presente si existe alguna de las siguientes

condiciones:

– Soportar tuberías rígidas y calientes lo más cerca de la bomba posible.

– Tuberías largas que contienen fluidos pesados.

– No se encuentran conectores de tuberías flexibles en la bomba.

En resumen, la tensión en la tubería, es generalmente la mayor causa de

errores en la alineación de una bomba. Es particularmente difícil de manejar

pues no se cuenta con indicadores directos de su existencia. Se debe

inferir su presencia a partir de mediciones indirectas. No hay forma de

compensarla mediante un offset. Debe ser corregida.

Figura Nº 3.22. Montaje de los comparadores para verificar variaciones de las tuberías.



ANOTACIONES.

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………-

………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………



IV. MÉTODOS DE ALINEAMIENTO DE EJES E INSTRUMEN-

TOS DE MEDICIÓN.

No hay un método o dispositivo de medición que pueda resolver todos los

problemas que posiblemente existan en los diversos tipos de sistemas de

transmisión de máquinas rotativas. El saber cómo ejecutar la medición de la

posición del eje de una manera diferente permite verificar si los datos de la

técnica inicial son válidos.

Es importante comprender cada una de estas técnicas básicas de medición

dado que todos los sistemas de medición del alineamiento existentes utilizan

uno o más de estos métodos prescindiendo de los sensores de medición

utilizados para obtener la información de la posición del eje.

4.1. MÉTODOS DE ALINEAMIENTO.

A. Método de la regla / galgas.

Consiste en comparar la posición de los acoples o los ejes poniendo sobre sus

superficies una regla, que permita apreciar si hay luz entre los dos lados.

La valoración se realiza utilizando la galga de lainas; con el valor allí medido se

corrigen la altura y la lateralidad, quitando o sacando lainas, o desplazando

lateralmente.

Para la angularidad o medida entre caras se introduce las galgas entre las

caras del acople, realizando las comparaciones arriba-abajo (para la vertical), y

derecha- izquierda (para la horizontal). Si en las comparaciones existen

Introducir aquí la galga con

una cantidad tal de lainas

que entre ajustado. Luego

se suman los valores de las

lainas que entraron.

Figura Nº 4.1.



diferencias, se realizan las correcciones mediante movimientos laterales y

verticales que buscan igualar las medidas comparativas.

Las desventajas de este método son referentes al error acumulado en

las mediciones, entrando a jugar un papel determinante el estado del acople;

una deformación será medida como un desalineamiento; además si el acople

no es exactamente perpendicular al eje, también habrá un error que será más

grande entre mayor sea su diámetro.

En la mayoría de ocasiones, erróneamente se aplica este método realizando

las correcciones por prueba y error.

B. Método del reloj comparador.

Método cara y periferia.

Se utiliza aquí los mismos principios anteriores, pero se aprovecha la

utilización de dosinstrumentosdeprecisiónparallevar a cabo una aplicación más

organizada de los principios geométricos planteados al inicio.

Se comparan los valores

arriba-abajo; si existe una

situación como esta, deberá

subirse la máquina móvil de

la parte trasera. Igualmente

se comparan derecha-

izquierda; para este caso se

deberá mover la parte

trasera de la maquina móvil

hacia la izquierda.

Figura Nº 4.3.

Figura Nº 4.2.



Método del dial invertido.

Este es el método que garantiza los mejores resultados, y que

paradójicamente es más fácil de aplicar sin ser el más utilizado. Igual que en

el método anterior, se tendrá la máquina acoplada, aunque también se puede

realizar con máquina desacoplada.

Figura Nº 4.4.



COMPARACIÓN ENTRE LOS MÉTODOS.

MÉTODO UTILIZADO

CARACTERÍSTICAS RADIAL - AXIAL RADIAL - RADIAL

MONTAJE

Se dificulta por cuanto la luz de la mayoría de acoples no permite el ingreso de un comparador que mida axialmente.

Es más sencillo porque cada vástago soporta un comparador. Los kits comerciales que existen producen una deflexión mínima. Requiere que los comparadores queden distanciados axialmente para minimizar el error de la desviación angular.

CONFIABILIDAD DE LAS MEDIDAS

Si se aplica con máquina acoplada es buena pues se evita que los palpadores deslicen y lleguen a leer como desalineamiento algunos defectos como protuberancias, hendiduras, torceduras, etc.

Sucede lo mismo que el método radial-axial.

PRECISIÓN Relativa. Aceptable.

APLICABILIDAD

Es comparativamente más engorroso. Se requiere demasiado cuidado en cada paso para lograr la misma precisión del otro método.

Aceptable, por la simplicidad de sus pasos y por la forma tan directa con que interpreta las mediciones para representar la situación real de la máquina.

Por sus características el método radial – radial o de los comparadores

inversos tiene mayor similitud con lo aplicado por los equipos láser de

alineamiento.



C. Método alineamiento láser.

Sabiendo que la calidad de la alineación es determinante para la confiabilidad

de la maquinaria rotativa, siempre se han tratado de hacer optimizaciones tanto

en los procedimientos como en los elementos utilizados, con el propósito de

garantizar mayor precisión. El factor más determinante en este proceso lo

constituyó la introducción del rayo láser, por la empresa Alemana Prüftechnik

Alignment Systems. El primer equipo de alineación láser del mercado, fue

el Optalign, lanzado en 1984.

4.2. COMPARACIÓN DE MÉTODOS DE ALINEAMIENTO.

– Alineamiento con regla al ojo humano es limitada 1/10 mm (0.004”) no

recomendable.

– Alineamiento con diales tiene una precisión de 1/100 mm (0.0004”) es decir

10 veces la de la regla.

– Alineamiento con láser tiene una precisión de 1/1000 mm (0.00004”).

Figura Nº 4.5.



4.3. INSTRUMENTOS DE MEDICIÓN.

Instrumentos básicos:

– Indicadores de dial.

– Reglas y cintas de estándares de medición.

– Galgas de láminas.

– Pie de rey.

– Micrómetro.

El uso de estos instrumentos es casi de “carácter obligatorio” para una persona

que realice un trabajo de alineamiento.

Figura Nº 4.7.



V. TÉCNICAS DE ALINEAMIENTO: MÉTODO CARA Y

PERIFERIA.

Este es un buen método a usarse en situaciones donde uno de los ejes de la

máquina no puede rotarse, o es difícil la rotación de uno de los ejes de la

maquinaria.

NOTA: La lectura axial puede tomarse en el lado frontal o posterior del

acoplamiento.

5.1. PASOS PARA REALIZAR EL MÉTODO DE PERIFERIA Y CARA.

– Montar los accesorios del indicador dial.

– Medir las dimensiones A, B,C.

– Registrar las lecturas que encontró.

– Determinar las posiciones (valores) verticales.

– Hacer las correcciones verticales.

– Hacer las correcciones horizontales.

– Medir de nuevo y anote los valores finales de la alineación.

Figura Nº 5.1.



5.2. MONTAR LOS ACCESORIOS DEL INDICADOR DIAL.

Para montar los accesorios debe seguir los siguientes pasos:

1. Con el acoplamiento regulable, monte la instalación fija al árbol fijo o al eje

del acoplamiento.

2. Extienda una varilla a través del acoplamiento.

3. Gire la instalación fija a 12:00 en punto.

4. Una el indicador dial a la cara. El embolo del indicador del dial se debe

centrar para el recorrido del borde o periferia. El embolo del indicador del

dial se debe centrar para el recorrido positivo y negativo igual.

5.3. PRECAUCIONES DE MONTAJE DE LA INSTALACIÓN FIJA.

Independiente del hardware especifico que es utilizado, las precauciones

siguientes deben ser observadas:

– Nunca conectar el accesorio a la parte flexible del acoplamiento.

– Maximizar la distancia del barrido del indicador del dial de la cara para la

geometría de la máquina que es alineada. Si el dial de la cara entra en

contacto con la cara del acoplamiento directamente, asegure que el embolo

del indicador contacte cerca del borde externo del acoplamiento.

– Asegurarse que las instalaciones fijas se monten en una posición donde la

rotación sea posible. Es deseable tener una rotación de 360 grados.

– Antes de obtener medidas de la alineación, determinar la holgura de la barra

del indicador (SAG) del dial de la cara y del dial de la periferia y asegure las

lecturas del indicador del dial que sean válidas y repetibles.



5.4. MIDIENDO LAS DIMENSIONES A, B, C.

Para medir Dimensiones A, B, C, seguir los siguientes pasos:

– La dimensión “A” es el diámetro de contacto de la cara por la que el

indicador va a girar. La dimensión “A” debe ser un poco menor que del

diámetro del acoplamiento.

– La dimensión “B” es la distancia del indicador de la periferia al centro

delantero del perno del pie. Esta dimensión se mide paralelo al árbol.

– La dimensión “C” es la distancia entre el centro del tornillo delantero y el

centro del tornillo trasero. Esta dimensión se mide paralelo al árbol.

5.5. OBTENIENDO LECTURAS.

Para obtener un conjunto completo de lecturas, realice los siguientes pasos:

1. Rotar los indicadores del dial a 12:00.

Figura Nº 5.2.



2. Fijar el indicador del dial del borde o periferia al valor positivo de la holgura

(SAG).

3. Poner el indicador del dial de la cara en cero.

4. Registrar la posición de ambos diales en 12:00

5. Girar los indicadores a las 3:00.

6. Determinar y registre la lectura en ambos diales.

7. Girar los indicadores a las 6:00.


9. Girar los indicadores a la 9:00.


11. Girar los indicadores a las 12:00 y asegúrese de que ambos diales regresen

a su posición original.

Figura Nº 5.3.



5.6. MIDIENDO E INTERPRETANDO EL DESALINEAMIENTO VERTICAL.

Para medir el desalineamiento vertical, realizar los pasos siguientes:

1. Rotar los indicadores a las 6:00.

2. Poner el indicador de cara en cero (0).

3. Fijar el indicador del dial del borde al valor de la holgura (SAG).

4. Girar ambos arboles a 12:00.

5. Registrar los valores del indicador del dial del DIR y del DIF.

Para determinar el desalineamiento paralelo y el desalineamiento angular de la

lectura del dial a las 12.00, utilice las reglas siguientes:

Figura Nº 5.4.



5.7. MIDIENDO E INTERPRETANDO EL DESALINEAMIENTO HORI-

ZONTAL.

Para medir el desalineamiento horizontal, realice los siguientes pasos:

1. Rotar los indicadores a las 9:00.

2. Fijar ambos indicadores en cero.

3. Rotar ambos arboles a las 3:00.

4. Registrar los valores del indicador del dial de DIF y de DIR.

Para determinar la desviación y el ángulo de las 3:00 TIR, utilice las siguientes

reglas:

Figura Nº 5.5.



5.8. CÁLCULO DE LA POSICIÓN DELANTERA Y TRASERA DE LAS

“PATAS”.

Cálculo delantero:

Cálculo trasero:

1. Los valores positivos significan que las patas están muy altas, deben de

retirarse lainas.

2. Los valores negativos significan que la pata está muy baja, se deben

agregar lainas.

Di

me

nsi

ón

“A

”

Figura Nº 5.6.



5.9. PRECAUCIONES PARA EL CÁLCULO DE BORDE-CARA.

1. Asegurarse que los indicadores de dial del borde y de la cara se determinen

correctamente antes de realizar cálculos.

2. Tener cuidado de no cometer errores matemáticos al operar números o los

valore registrados.

3. Observar los paréntesis en las ecuaciones. Realizar las operaciones del

paréntesis primero.

4. No cometer errores humanos que sustituyan valores verdaderos en las

ecuaciones.

5. Asegurarse de que las dimensiones A,B,C sean exactos y usados

apropiadamente en las ecuaciones.



VI. EL RELOJ COMPARADOR.

El reloj comparador es un instrumento de precisión utilizado para medir, en

condiciones estáticas, la posición relativa entre dos elementos.

Funciona por un palpador o pistoncillo que se mueve a lo largo de una guía;

cuando entra hacia el cuerpo del comparador mide valores positivos y cuando

sale mide valores negativos, los cuales son leídos por la indicación de una

aguja sobre una escala graduada con precisión hasta media milésima de

pulgada (0.0005”). En la parte interna del círculo de la escala graduada existe

otra pequeña escala para contabilizar giros completos en los casos en que los

valores a medir sea grandes.

6.1. PARTES DE UN RELOJ COMPARADOR.

1 Palpador. 7 Aguja cuenta vueltas.

2 Eje Cremallera. 8 Indicador de tolerancias.

3 Vástago de sujeción. 9 Bloqueador o fijador de carátulas.

4 Aro. 10 Caja y tapa.

5 Carátula. 11 Mica protectora.

6 Aguja principal.

Figura Nº 6.1.



6.2. REGLA VÁLIDA.

Debido a la geometría de la medición alrededor de la circunferencia de un eje,

emerge un patrón al cual comúnmente se le refiere como la REGLA VÁLIDA.

La validez de la Regla establece que cuando se toman las dos mediciones a

90° a cada lado del punto definido como “cero”, sumados estos, serán igual a la

medición tomada 180° tomada desde el punto “cero”.

Verificación y veracidad lecturas tomadas.

La suma algebraica debe cumplirse, de lo contrario proceda a verificar:

– Rigidez del montaje.

– Revisar que el pin del comparador este leyendo en todo su recorrido.

– Que el sistema donde está montado el comparador, o este mismo no esté

siendo golpeados por algún elemento durante su recorrido.

Figura Nº 6.3.

Figura Nº 6.2.



En los siguientes ejemplos de la validez de la Regla, todas las reglas inferiores

son el resultado de la suma de los lados.

La regla válida es importante por dos razones:

Para asegurar que se están obteniendo mediciones precisas cuando se miden

las posiciones de desalineamiento de los ejes de las máquinas, de lo contrario

los siguientes movimientos se harían en base a mediciones imprecisas.

No será necesario rotar toda la vuelta para determinar la posición de las líneas

centrales de los ejes. Si se toman tres mediciones en un arco de 180°, se

puede determinar cuál sería la otra lectura sin necesidad de medir en esa

posición. Esto es muy importante en equipos con restricciones físicas que

impiden recorrer todo el circuito completo (guardas de los soportes, líneas de

lubricación, etc.).

(T) +

(B) =

(L) +

(R)

(0)

+ (-8)

= (-

14) +

(+6)

- 8 = -

8

Figura Nº 6.4.



De hecho, posible determinar la posición de las líneas centrales de los ejes en

un recorrido de menos de 180°. Este tipo de mediciones son llamadas lecturas

de “arco parcial”. Sin embargo, hay imprecisiones inherentes cuando intenta

determinar las posiciones de las líneas centrales partiendo de las lecturas de

un “arco parcial”.

6.3. LAS MEDICIONES SE TOMAN A INTERVALOS DE 90°.

En los equipos rotativos montados horizontalmente los ajustes se hacen a la

carcasa de la maquinaria para alinear los ejes en dos planos, el plano de arriba

abajo (ejemplo movimiento lateral).

Los ajustes verticales que se hacen a las carcasas de la maquinaria rotativa

están basados en las mediciones hechas a las 12 y 6 en punto. Los ajustes

laterales que se hacen a las carcasas de la maquinaria rotativa están basados

en las mediciones hechas a las 3 y 9 en punto.

En las máquinas orientadas verticalmente, sin embargo, es obvio que no hay

parte superior e inferior. En este caso, debe determinarse cuáles serán los

planos de movimiento-traslación en la carcasa de las máquinas y obtener las

medidas en esos planos.

Figura Nº 6.5.



6.4. DEFLEXIÓN DEL SOPORTE DEL RELOJ COMPARADOR (Sag).

Siempre que se use soportes mecánicos e indicadores de dial para medir las

posiciones de los ejes, la flecha del soporte / barra (Sag) debe de medirse y, lo

más importante, compensarse.

El tramo de barra es una viga en voladizo que se pandea por su propio peso y

por el peso del dispositivo que está sujeto en el extremo de la barra, debido a la

fuerza gravitacional de la tierra.

La flecha del soporte de fijación es un fenómeno que no solo afecta a las

mediciones radiales / circunferenciales, sino que afecta también a las

mediciones axiales. Intentar alinear la maquinaria basado en mediciones que

no han sido compensadas producirá un cambio de lainas incorrecto en el

intento de rectificar el desalineamiento vertical. Este es uno de los errores

típicos de las personas que alinean máquinas rotativas.

Figura Nº 6.6.



Factores que afectan la cantidad de luz o pandeo que se tendrá en toda

disposición de soporte mecánico:

– La cantidad de peso en voladizo (el peso de la barra más el peso del

indicador en el extremo de la barra).

– El largo de la barra.

– La rigidez del largo de la barra.

– La fuerza de la abrazadera del soporte al eje.

Normalmente cuando se va a alinear una máquina rotativa, hay varias cosas

que no sabe hasta que instale el sistema de medición en los ejes. No tiene

datos sobre los diámetros de los ejes en los que se sujetaran los soportes, ni

sabe cuál es la altura o la luz que necesita estar la barra desde el punto de

contacto en cada eje, ni conoce la distancia eje a eje.

Al tomar mediciones de alineamiento siga el siguiente procedimiento para

medir y compensar la flecha del soporte:

– Instalar el soporte, barra espaciadora e indicador en la maquinaria que se

está alineando.

– Tomar una seria de mediciones de eje a eje y registrar los datos. Estos

serán referidos como las mediciones de “campo”.

– Desmontar el conjunto sujetador, barra espaciadora, indicador; hacerlo

cuidadosamente para no alterar la longitud de la luz de la barra, la

configuración de la barra y distribución del sujetador. Usar el mismo

indicador que uso para medir las lecturas.

– Buscar un tramo de tubo rígido y una barra de longitud suficiente para poner

el sujetador. Tratar de seleccionar un pedazo de tubo rígido con un diámetro



cercano al del eje donde el sujetador ha sido instalado cuando midió

posiciones eje a eje.

– Poner el indicador en la posición superior y asegúrese de que el vástago

tenga precarga de parte de su carrera y ponga a cero el indicador.

– Sujetar el conjunto en la posición horizontal y rote todo el tubo-soporte-

barra-indicador dial a través de arcos de 90° y anote las lecturas en cada

posición (particularmente la de la parte inferior) y registre lo que observa.

Estas son referidas como las lecturas de “flecha”. Usualmente las lecturas

en cada uno de los lados son la mitad de las lecturas en la parte inferior y

todas las lecturas tienen un valor negativo (comúnmente pero no siempre).

– Calcular que las lecturas hubieran sido registradas, si hubiera usado un

soporte que no tuviera flecha o pandeo. Estas están referidas como lecturas

compensadas.

Ejemplo de compensar la fecha SAG del soporte.

Si se calibra CERO a la lectura superior entonces sumar 2 x Sag a la lectura

inferior.



Figura Nº 6.7.



Si se calibra CERO a la lectura inferior entonces restar 2 x Sag a la lectura

superior.

Figura Nº 6.8.



Resolver:

¿Cuánto son las medidas compensadas, si se calibra CERO a la lectura

inferior?

Figura Nº 6.9.



¿Cuánto son las medidas compensadas, si se calibra CERO a la lectura

superior?

Figura Nº 6.10.



6.5. LAS LECTURAS CIRCUNFERENCIALES (RADIALES) SON EL DOBLE

DE LA CANTIDAD DE DESPLAZAMIENTO O DESCENTRADO

(OFFSET).

Siempre que las mediciones se tomen a 180° alrededor del perímetro de un eje

o cubo del acoplamiento, el valor medido es el doble de la cantidad del

desplazamiento entre las líneas centrales.

Siempre que las mediciones se tomen a 180° alrededor del perímetro de un eje

o cubo del acoplamiento, el valor medido es el doble de la cantidad del

desplazamiento entre líneas centrales como se muestra en la figura. Este

hecho de las medidas debe tomarse en cuenta cuando se calculan los

movimientos vertical y horizontal de la maquinaria y se aplica a todos los

métodos de medición de INDICADOR DEL DIAL. Se aplica a las lecturas

radiales obtenidas por el método axial-radial, pero las lecturas axiales se toman

al valor axial leído (NO SON EL DOBLE DEL VALOR).

Figura Nº 6.11.



6.6. FACTORES QUE INFLUYEN EN LA EXACTITUD DE LOS RELOJES

COMPARADORES.

Hasta el advenimiento de los sistemas láser de alineamiento, lo relojes

comparadores habían probados capacidad para hacer resultados de

alineamiento precisos. Sin embargo, estos son susceptibles a ciertos factores

que pueden comprometer la precisión.

Deflexión del soporte del comparador: Debe medirse siempre antes de que

se realicen las lecturas de alineamiento, no importa que tan sólido parezca el

soporte.

Fricción interna / histéresis: Algunas veces el reloj debe golpearse para que

la aguja indique su valor final (el cual puede no ser el correcto).

Figura Nº 6.12.



Resolución 1/100 mm: Hasta 0.005 mm de error puede darse en cada lectura,

hasta un total de 0.04 mm de error en valores pueden acumularse para los

cálculos. Este puede fácilmente ser confundido muchas veces que se obtienen

resultados de los acoples o en las patas.

Errores de lectura: Error humano simple que pueden ocurrir con frecuencia

cuando los relojes son leídos bajo condiciones de estrechez, cansancio y

condiciones severas de trabajo.

Juegos en las uniones mecánicas: Las solturas pequeñas no se notan, pero

producen grandes errores en los resultados.

Inclinación del reloj: Este puede no haber sido montado perpendicularmente

a la superficie de medición por lo que parte de la lectura de desplazamiento se

pierde.

Juego axial del eje: Puede afectar las lecturas en la cara del acople tomadas

para medir angularidad a no ser que se monten dos relojes axialmente.

Estas consideraciones incrementan el esfuerzo y riesgo de error en las

mediciones de reloj.



VII. ACOPLAMIENTOS.

Los acoplamientos son los elementos diseñados para transmitir potencia de

una máquina conductora a una conducida que permiten según su función, una

adaptación a pequeñas desalineaciones, amortiguar vibraciones, dilataciones

técnicas, movimientos axiales de los ejes y la facilidad del montaje y posterior

mantenimiento de la máquina.

Las funciones de un acoplamiento son:

– Admitir cantidades limitadas de desalineación angular y paralelo.

– Transmitir potencia.

– Asegurar que no haya pérdida de lubricante de la caja de grasa del

acoplamiento a pesar del desalineamiento.

– Fácil de instalar y desmontar.

– Aceptar choque torsional y amortiguar la vibración torsional.

– Minimizar las cargas laterales en los cojinetes debido al desalineamiento.

– Admitir el movimiento axial de los ejes (extremo flotante).

– Permanecer rígidamente sujeto al eje sin ocasionar daños o frotación al eje

Mantener temperaturas estables.

Figura Nº 7.1.



– Capacidad de funcionar bajo condiciones de desalineamiento (algunas

veces severas) cuando el equipo eventualmente asuma su posición normal

de operación.

– Proporcionar aviso de falla y protección contra sobrecarga para prevenir

una rotura temprana del acoplamiento.

7.1. CLASIFICACION DE LOS ACOPLAMIENTOS.

7.2. ACOPLAMIENTOS RÍGIDOS.

Utilizados en sistemas con pequeños desalineamientos y en situaciones donde

las potencias altas se transmiten de eje a eje o en aplicaciones de bombas

verticales donde uno de los cojinetes del tren motriz soporta el peso(empuje)

de la armadura y de los rotores de la bomba. Las tolerancias de

desalineamiento para los acoplamientos rígidos son las mismas que las

aplicadas para las condiciones de “runout” en ejes individuales.

Figura Nº 7.2.



7.3. ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES.

Especificaciones de un acoplamiento flexible:

– Velocidad y potencia nominal.

– La potencia-torque máximo, a la máxima velocidad (expresado en

HP/RPM).

– Capacidad de desalineamiento: paralelo, angular, y las combinaciones.

– ¿Puede el acoplamiento aceptar la cantidad requerida de desalineamiento

cuando los ejes están fríos durante el arranque sin que falle?

– Flexibilidad torsional.

– Límites de rango de temperatura.

– El torque requerido de arranque y de funcionamiento.

– El diámetro de los ejes y la distancia entre ambos ejes.

7.4. DISEÑOS DE ACOPLAMIENTOS MECANICAMENTE FLEXIBLES.

7.4.1. ACOPLAMIENTOS DE CADENA.

– Capacidad: hasta 1000 HP, a 1800 RPM.

– Máxima velocidad: hasta 5000 RPM.

– Agujeros de ejes: hasta 8” (200 mm aprox.).

– Espacio entre ejes: determinado por el ancho

de la cadena, generalmente de 1/8” a 1/4” (3 a 6

mm aprox.).

VENTAJAS:

– Fácil de desmontar y montar.

– Poco número de partes.

DESVENTAJAS:

– Velocidad limitada debido a la dificultad de mantener los requerimientos de

balanceo.

– Requerimiento de lubricación.

– Admite desplazamiento axial limitado.

Figura Nº 7.3.



7.4.2. ACOPLAMIENTOS DE ENGRANAJES.

– Capacidad: hasta 70000 HP.

– Máxima velocidad: 50000 RPM.


– Espacio de ejes: hasta 200” (5000 mm aprox.).

VENTAJAS:

– Admite libre movimiento axial.

– Capacidad de trabajar a velocidades altas.

– Bajo peso en voladizo.

– Buenas características de balance con ajustes apropiados y con la

curvatura del perfil en la punta del diente.

DESVENTAJAS:

– Requiere lubricación.

– Temperatura de operación limitada debido al lubricante.

– Dificultad para calcular las fuerzas y momentos de reacción de rotores de

maquinaria, ya que los valores del coeficiente de fricción entre los dientes

del engranaje varían considerablemente.

7.4.3. ACOPLAMIENTOS TIPO GRILLA.

– Capacidad: hasta 70000 HP.

– Máxima velocidad: 6000 RPM.


– Espacio de ejes: hasta 12” (300 mm aprox.).

VENTAJAS:

– Fácil de montar y desmontar.

– Larga historia de aplicaciones exitosas.

– Torsionalmente suave.

Figura Nº 7.4.

Figura Nº 7.5.



DESVENTAJAS:

– Requiere lubricación.

– Limitación de temperatura.

– Limitación de velocidad.

7.4.4. ACOPLAMIENTOS TIPO REX – OMEGA.

– Capacidad hasta 67000 HP pero varia ampliamente con el diseño.

– Máxima velocidad: aproximadamente 5000 RPM.

– Agujero de eje: hasta 30” (75 cm aprox.).

– Espaciado de ejes: hasta 100”.

VENTAJAS:

– Desgaste mínimo del acoplamiento.

– Actúa como amortiguador y aislador de la vibración.

– Es torsionalmente suave.

– Acepta algún movimiento axial y amortigua la vibración axial.

DESVENTAJAS:

– Limitado en desplazamiento axial y oscilación.

– Los requerimientos del espaciamiento entre ejes son generalmente más

estrictos que otros tipos de acoplamientos.

– El desalineamiento excesivo transmitirá altas cargas a los ejes.

Figura Nº 7.6.



7.5. LUBRICACIÓN DE ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES.

Dos métodos utilizados para la lubricación de acoplamiento:

– De una sola carga.

– De alimentación continua.

Los problemas que pueden producirse en los acoplamientos engrasados por

cargas son:

– Pérdida de lubricante debido a fugas en: los sellos de lubricación, los

canales de las chavetas, las caras de las bridas hermanadas, los tapones

de llenado.

– Calor excesivo generado en el acoplamiento por la lubricación deficiente,

desalineamiento excesivo o por la pobre disipación del calor dentro de la

guarda del acoplamiento el cual reduce la viscosidad y acelera la oxidación.

– Lubricación inadecuada.

7.6. ESQUEMA DE SELECCIÓN.

Figura Nº 7.7.



7.7. MÉTODO DE SELECCIÓN POR FACTORES DE SERVICIO.

Los factores de servicio llevan en consideración:

– Tipo de accionamiento.

– Tipo de servicio.

– Clasificación de carga (uniforme, choques moderados o choques fuertes).

– Tiempo diario de trabajo.

– Frecuencia de partidas.

– Temperatura ambiente.

– Aceleración de masas.

7.7.1. FACTORES DE SERVICIO SON AGRUPADOS EN 4

FACTORES BÁSICOS:

F1 – Considera el tipo de máquina accionadora y de la máquina accionada, la

clase del accionamiento y de la máquina, tipo de carga, masa a ser aceleradas

y tipo de servicio.

F2 – Considera el tiempo diario de operación (hora/día).

F3 – Considera la temperatura ambiente (°C).

F4 – Considera la frecuencia de partidas (partidas/hora).

Fs = F1 x F2 x F3 x F4



Donde:

Meq = torque o momento equivalente [Nm].

Mmax = torque o momento máximo del acoplamiento [Nm].

N = potencia del accionamiento [kW] o [HP].

n = rotación del trabajo del acoplamiento [rpm].

C =

7.8. CONDICIONES DE BALANCEO.

– El grado de balanceo usual es el G 16 de acuerdo con la norma ISO 1940.

– Para velocidad periférica mayor que 25 m/s, recomendar un mínimo

balanceo dinámico conforme ISO 1940 G = 6,3.

V = [m/s].

π = 3,1416.

D = diámetro externo del acoplamiento seleccionado [mm].

n = rotación de trabajo del acoplamiento [rpm].

9550 para potencia en kW.

7030 para potencia en HP.



ANOTACIONES.

I. ………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

………………………………………………………………………

VIII. TECNOLOGÍAS LÁSER PARA ALINEAMIENTO.



Sabiendo que la calidad de la alineación es determinante para la confiabilidad

de la maquinaria rotativa, siempre se han tratado de hacer optimizaciones tanto

en los procedimientos como en los elementos utilizados, con el propósito de

garantizar mayor precisión.

Las ventajas más importantes del alineamiento Láser son:

– Precisión de alineamiento 10 veces superior, ya que ofrece una resolución

de 1µm.

– Los valores medidos son adquiridos pulsando una tecla, sin necesidad de

lectura y registro o ingreso manual de datos.

– Lectura directa del desplazamiento del acople y de los valores de corrección

para los apoyos.

– Montaje simple, en breve tiempo.

– No hay barras mecánicas de medida, y por lo tanto no hay desplazamientos

por gravedad (masa).

– Medida sobre distancias largas (importante con acoplamientos voluminosos

y con ejes intermedios).

LÁSER significa Light Amplified by Stimulated Emisión of Radiation (Luz

Amplificada por Emisión Estimulada de Radiación). Para su entendimiento, son

claves los siguientes conceptos:

– Fotónica: Campo de la electrónica que se refiere a elementos

semiconductores que emiten y detectan energía.

– Semiconductores: Normalmente son cristales “impuros” de silicio, que

contienen otros elementos tales como fósforo (tipo “n” debido a sus 5

electrones en su último nivel), o boro (tipo “p” debido a sus 3 electrones en

su último nivel). Dependiendo de ciertas condiciones, los semiconductores

pueden actuar como aislantes o como conductores.

Los detectores láser son fotodiodos semiconductores capaces de detectar

radiación electromagnética (luz) en un rango entre 350 a 1100 nm. Cuando la

luz impacta la superficie del fotodiodo, se produce una corriente eléctrica. La

mayoría de fabricantes de equipos láser de alineación utilizan detector de

10mm x 10 mm, y algunos utilizan uno de 20mm x 20 mm. Algunos fabricantes



utilizan fotodiodos bicelda (unidireccional), o celda-cuadrante (bidireccional)

para detectar el rayo láser. Cuando la luz impacta el centro del detector, las

corrientes salientes de cada celda son iguales. Cuando el rayo se mueve a

través de la superficie del fotodiodo, ocurre un desbalance de corriente

indicando la posición desfasada del rayo.

LED significa Light Emitting Diode (Diodo Emisor de Luz). Todos los diodos

emiten alguna radiación electromagnética cuando son polarizados

directamente. Cuando la corriente directa alcanza cierto nivel, llamado el punto

umbral (límite), ocurre la acción láser en el semiconductor. Los diodos de

galio – arseniuro – fosfuro emiten mucha más radiación que los diodos de

silicio, y son normalmente utilizados en sistemas láser con uniones de diodos

semiconductores.

Los fotodiodos son aquellos diodos que responden cuando están expuestos a

la luz (radiación electromagnética). Los diodos de silicio responden muy bien a

la luz y se utilizan normalmente para detectar la posición de la luz, cuando esta

impacta la superficie del diodo.

Los dos principales principios de medición son el del láser reflejado, y el del

láser directo. En el láser reflejado, el rayo viaja hasta un elemento reflector,

ubicado firmemente mediante abrazaderas al eje de la máquina que se

designa inicialmente como móvil. Al regresar e impactar el detector,

permite medir la posición relativa de la máquina móvil; al girar el conjunto, en

Figura Nº 8.1.



el detector se formará una figura geométrica relacionada con el tipo y la

magnitud del desalineamiento entre las dos máquinas.

Las cabezas emisora y receptora realizan el papel de los comparadores de

carátulas con la inmensa ventaja de que no producen SAG para ninguna

distancia (vienen para más de 10 metros entre cabezas). Adicionalmente se

Figura Nº 8.3.

Figura Nº 8.2.



manejan señales microprocesadas con una altísima precisión. Para el tipo de

equipo como el de las Figuras Nº 8.2. y 8.3., las señales de las mediciones son

llevadas mediante un cable de comunicación a un microcomputador en el que

se ingresan los datos de distancias entre cabezas y de estas a las patas

de la máquina móvil; en un instante un programa interno calcula las

correcciones necesarias mostrándolas en un gráfico.

Hoy en día la tecnología ha desarrollado la transmisión de señales sin cable,

sino por emisión inalámbrica (radiofrecuencia, infrarroja, bluetooth). Mientras

anteriormente el rayo láser era invisible y se requería un accesorio detector

para enfocar el rayo en el receptor, hoy en día es visible facilitando mucho más

el proceso de montaje. El tipo de rayo utilizado es inofensivo y no produce

riesgo alguno a quienes lo operan. Ofrecen funciones avanzadas como:

– Detección de pata coja.

– Alineamiento de máquinas verticales.

– Alineaciones geométricas como rectitud, planitud, concentricidad,

paralelismo.

– Diagrama en tiempo real: Permite “ver” en pantalla los movimientos de

corrección para llegar justo donde se necesita.

– Barridos angulares mínimos, para utilizar en máquinas donde no es posible

realizar el giro completo de las máquinas. Aquí la precisión máxima se

garantiza si se cuenta con la posibilidad de medición continua, es decir, de

cientos de puntos, en lugar de los 3 o 4 habituales.

8.1. PRINCIPIO DE MEDICIÓN.

Sistema óptico láser para medir el estado de alineamiento, con;

1. Emisor láser con su detector incluido.

2. Prisma (reflector).

3. Sistema de sujeción a cadena.

4. Inclinómetro.



El generador Láser que se monta en la máquina estacionaria con un sistema

autocentrante de fijación a cadena, emite un haz Láser hacia un prisma

montado en forma similar en el eje de la máquina a ser alineada. El prisma

refleja el haz hacia el generador donde alcanza un detector de cuadrantes.

Si los ejes están algo desalineados entre sí, el haz láser es reflejado y alcanza

al detector en un punto desplazado del centro de sus coordenadas. Ese

desplazamiento es medido en coordenadas X e Y con una resolución de 1

micra. Cuando la distancia entre el generador y el prisma se incluye en el

cálculo, la posición geométrica espacial de los ejes puede ser calculada en

función de los desplazamientos según X e Y.

8.2. EQUIPO DE MEDIDA.

El equipo de medida para el alineamiento consiste de:

– El generador láser y el detector.

– El prisma (reflector).

– Un dispositivo de fijación autocentrante a cadena para el generador y el

prisma.

Figura Nº 8.4.



– Uno o dos inclinómetros para mediciones angulares.

– Una interface entre el generador y la instrumentación de medida.

– El instrumento de medida.

Figura Nº 8.5.



8.3. DETERMINANDO EL ERROR DE ALINEAMIENTO Y LOS VALORES

DE CORRECCIÓN.

El procedimiento de alineación con un sistema óptico laser se divide en una

serie de etapas:

MONTAR EL GENERADOR LASER Y EL PRISMA.

Durante el montaje deben seguirse estrictamente las indicaciones incluidas con

el equipo. En la condición ensamblada, la disposición del conjunto debería

resultar similar a la figura mostrada.

Figura Nº 8.6.



INGRESAR LAS DIMENSIONES DE LA MÁQUINA.

Como lo demuestra la figura ingresar datos dimensionales para permitir el

cálculo de los desplazamientos del acople, y la corrección en los apoyos,

partiendo de los valores medidos adquiridos.

Dimensiones de la máquina ser integradas al instrumento de medida:

- Distancia entre el generador y el prisma.

- Distancia entre el generador Laser y el apoyo más cercano de la máquina.

- Distancia entre los apoyos de la máquina.

- Distancia entre el plano central del acople y el prisma.

- Diámetro de acople.

ADQUISICIÓN DE LOS VALORES MEDIDOS.

Mirando desde la máquina a ser alineada hacia la estacionaria (o el generador

Láser) los ejes son rotados a las posiciones de reloj 9, 12, 3, y, si fuera posible

a la posición 6, en secuencia. En cada posición los valores son medidos y

almacenados en el instrumento.

Figura Nº 8.7.



Es importante que los ejes se posicionen precisamente con el inclinómetro.

Si los ejes solo pueden ser girados en tres de las cuatro posiciones por causa

de restricciones de espacio, el instrumento de medida calcula los valores

faltantes de los valores adquiridos en las otras tres posiciones.

CÁLCULO DEL DESPLAZAMIENTO DEL ACOPLE Y VALORES DE

CORRECCIÓN DE LOS APOYOS.

La calidad del alineamiento de las máquinas se evalúa por el desalineamiento

del acople. Para ayudar a decidir si una condición de alineamiento requiere ser

mejorada, los instrumentos modernos de alineamiento Láser calculan él:

– Desalineamiento paralelo, vertical y horizontal.

– Desalineamiento angular vertical y horizontal.

del acople, partiendo valores medidos en los ejes, tornando en cuenta las

dimensiones de la máquina. Esos valores de desalineamiento no deben

exceder las tolerancias permitidas.

Figura Nº 8.8.



VALORES DE CORRECCIÓN DE APOYOS.

Si el desalineamiento del acople está fuera de tolerancias, debe corregirse el

alineamiento de la máquina. A ese fin los instrumentos de alineación

proporcionan valores de corrección para cada apoyo indicando la magnitud y el

sentido en que debe moverse la máquina.

RECORDAR ESTAS REGLAS:

Valores positivos están por encima o alejados del observador.

Figura Nº 8.11. Alineación vertical.

Figura Nº 8.9.

Figura Nº 8.10.



– Valores negativos están por debajo o hacia el lector.

MOVIENDO LA MÁQUINA.

Al proceder a ajustar la posición de la máquina, se recomienda que el ajuste

vertical sea hecho en primer término hacia arriba (usando herramientas de

suspensión adecuadas) y hacia abajo, si la máquinas requiere bajarse, como

es caso frecuente y luego se haga el ajuste horizontal.

MEDIDA DE VERIFICACIÓN, AJUSTE FINO.

Cuando se ha completado el ajuste de posición, el estado de alineamiento

obtenido deberá ser evaluado mediante un nuevo ciclo de medidas, y

comparando a las tolerancias.

Figura Nº 8.12. Alineación horizontal.

Figura Nº 8.13.



IX. ALINEAMIENTO DE POLEAS.

9.1. CONTROLES DEL MANTENIMIENTO PREVENTIVO.

La parada de la máquina y la inspección cuidadosa. Después de realizar

estos controles, las transmisiones por fajas podrán mantener su eficiencia de

funcionamiento con seguridad.

– Siempre cortar la energía de entrada a la transmisión. Asegurar con

candado la caja de control y coloque una etiqueta con un

aviso:"Desconectado para el Mantenimiento. No conectar la energía y

deberá incluir una señal de peligro.

– Cerciorarse de que la energía esté cortada o apagado para la toda la

transmisión.

– Realizar una prueba para cerciorarse de que todo el circuito eléctrico ha

sido apagado.

– Poner todos los componentes de la máquina en una posición segura.

– Cerciorarse de que los componentes móviles estén trabados o estén en

una posición segura.

– Retirar la guarda y revíselo para saber si hay daño. Compruebe para saber

si hay muestras del desgaste o del rozamiento contra los componentes de

la transmisión. Limpie la guarda y si es necesario realinearlo para evitar

rozamientos.

– Revisar la faja para saber si hay desgaste o daño. Reemplace si es

necesitado.

Figura Nº 9.1.



– Revisar las poleas para saber si hay desgaste y desalineamiento.

Substituya las poleas si está gastado.

– Revisar otros componentes de la transmisión tales como cojinetes,

ejes, montajes del motor y polines de tensado.

– Examinar el sistema de la línea a tierra (si es utilizado) y substituya los

componentes si es necesario.

– Comprobar la tensión de la faja y corrija el tensado si es necesario.

– Volver a inspeccionar la alineación de la polea.

– Volver a instalar la guarda o el protector de la faja.

– Volver a conectar la energía de encendido y ponga en marcha la

transmisión.

– Mirar o revisar cualquier inusual funcionamiento o poner atención a

cualquier ruido inusual.

– Deberán ser revisados las fajas y las poleas con detenimiento para

descartar:

o Deformación del perfil del canal de la polea.

o El perfil de la faja debe corresponder al perfil de la polea.

o Desgaste de la faja.

OK! Errado!

FAJA NUEVA FAJA GASTADA

Figura Nº 9.2. En las poleas

gastadas la faja ingresa por

debajo del diámetro exterior.



9.2. ALINEAMIENTO DE POLEAS.

Se presentan dos tipos de desalineamiento:

– Desalineamiento paralelo.

– Desalineamiento angular.

Figura Nº 9.3. Verificando el estado de la polea con la ayuda de

la plantilla de perfiles para faja en “V”.

ANGULAR

EN VERTICAL

ANGULAR

EN HORIZONTALPARALELO

Figura Nº 9.4. Tipos de desalineamiento de poleas.



9.3. ALINEAMIENTO CON LA REGLA RÍGIDA O CON UN HILO DE NYLON.

Alinear el borde recto a lo largo de la cara exterior de las poleas. Si la

transmisión está alineada correctamente, la regla rígida o un hilo de nylon

estirado entrará en contacto con cada polea uniformemente. La regla o el hilo

estirado (tirado firmemente) deben tocar los dos bordes externos de cada polea

en un total de cuatro puntos del contacto.

El desalineamiento paralelo produce ruido, da un acelerado desgaste de las

zonas de contacto tanto de la polea como de la faja de las poleas, deficiente

guiado y excesivas temperaturas. Se corrigen desplazando uno o ambas

poleas paralelamente.

Figura Nº 9.5.

Figura Nº 9.6.



El desalineamiento angular produce excesivo desgaste del borde y de los

flancos de la faja, llegando revirarse y salirse de los canales. Se corrigen

moviendo uno o ambas poleas de la transmisión.

9.4. ALINEAMIENTO CON EL EQUIPO DE RAYOS LÁSER.

La comprobación del alineamiento y la corrección del desalineamiento con las

herramientas láser permiten realizar de una manera muy rápida y con

precisión.

Un equipo de alineamiento láser está conformado por el transmisor del rayo y

los receptores del raro (blancos). (Figura Nº 9.8.).

Los imanes de la herramienta pueden perder su fuerza de retención si se

calientan o caen. Por consiguiente evitar su uso en máquinas muy calientes.

Láser

Receptor

Figura Nº 9.7.

Figura Nº 9.8. Unidades en las poleas.



9.5. CONTROL DE LA TENSIÓN DE LA FAJA.

La tensión de la faja es el paso final del mantenimiento preventivo; e incluirá la

retención de la faja. (Figura 9.9)

En transmisiones por fajas sincrónicas no está recomendada la retención de la

faja.

Con muy poca tensión las fajas en V pueden deslizarse o en las fajas

sincrónicas pueden saltar dientes.

La tensión óptima es la tensión más baja a la cual las fajas transmitirán energía

cuando la transmisión está a plena carga.

3

1

2

Figura Nº 9.8.Poleas perfectamente alineadas.



9.6. PROCEDIMIENTOGENERALPARALATENSIÓNDELAFAJA.

– Medir en el centro de uno de los tramos (t) de la transmisión aplicando la

fuerza requerida para flexionar la faja desde su posición normal hasta una

distancia de:

2 mm. por cada 100 mm. de longitud de tramo (para las fajas en V).

1 mm. por cada 100 mm. la longitud de tramo (para fajas sincrónicas).

– Si la fuerza medida es menor que la fuerza mínima de la deflexión, tensar la

faja.

– Para las fajas nuevas se recomienda aplicar una tensión, hasta que la

fuerza de deflexión de la faja esté tan cerca como sea posible de la fuerza

máxima de la deflexión recomendada.

Figura Nº 9.10.



X. MEDICIÓN Y COMPENSACIÓN TÉRMICA.

Virtualmente todos los equipos rotativos experimentan cambios de posición

durante el arranque y mientras funcionan, éstos afectarán el alineamiento de

sus ejes. Con el propósito de que los ejes operen colineales bajo sus

condiciones normales de funcionamiento, es deseable conocer la cantidad y

dirección de estos movimientos para posicionar apropiadamente las máquinas

durante lo que comúnmente se llama el proceso de alineamiento en frio (fuera

de servicio o parado) para compensar este cambio.

10.1 ¿QUÉ TIPO DE MAQUINARIAS SON PROBABLES DE CAMBIAR DE

POSICIÓN CUANDO FUNCIONAN?

Las características de movimiento de parada a funcionamiento de la mayoría

de las máquinas rotativas no han sido medidas. Probablemente en el 60% de

los sistemas motrices este movimiento es insignificante y se pueden ignorar. En

los casos restantes, sin embargo, esto puede establecer la diferencia entre un

sistema de transmisión que funciona suavemente y otro que está plagado de

problemas. Es importante saber cuánto desplazamiento se genera antes de

valorarlo como insignificante y concluya ignorándolo. Cabe preguntarse

¿Cuáles de las máquinas rotativas de la planta se mueven lo suficiente de su

condición fuera de servicio a la de operación para que este desplazamiento

(movimiento) pueda medirse y compensarse?

Figura Nº 10.1.



Máquinas propensas a moverse cuando se ponen en funcionamiento.

1. Sistemas de maquinaria rotativa que funcionan o sobre los 200 HP y

velocidades desde 1200 RPM o mayores.

2. Maquinarias que soportan cambios de temperatura en la carcasa. Por

ejemplo:

Motores eléctricos y generadores.

Turbinas de vapor.

Turbinas a gas.

Motores de combustión interna (Diesel, etc.).

3. Variadores de velocidad (por ejemplo, cajas de engranajes).

4. Maquinaria que está bombeando o comprimiendo fluidos o gases en los

cuales los fluidos y gases sufren cambios de temperatura de 50° o más

desde su ingreso hasta su descarga (este puede ser un incremento o una

caída de temperatura). Por ejemplo:

Compresores centrífugos o reciprocantes.

Bombas centrifugas.

Ventiladores de hornos.

Equipos de movimiento de aire HVAC (Calefacción, ventilación y aire

acondicionado).

5. Equipos con soportes deficientes de tuberías sujetas a las carcasas de las

maquinas donde la expansión o contracción de la tubería induce fuerzas en

la carcasa de la máquina o donde los flujos de los fluidos pueden causar un

momento de reacción en las tuberías.

10.2. CAUSAS DEL MOVIMIENTO.

Hay una variedad de factores que originan que la maquinaria se mueva una

vez que está funcionando. La causa más común es debido a los cambios de

temperatura en la maquinaria misma (a medida que comprimen gases o se

calienta el lubricante por la fricción en los cojinetes) y es por esta razón se le

hace referencia como movimiento “térmico” o “frio” o “caliente”. El cambio de



temperatura en las máquinas rotativas es raramente uniforme en toda la

carcasa, lo que origina que los equipos se inclinen algo y que se contraigan o

crezca algo. Para las bombas y los compresores, el movimiento térmico de la

línea de tuberías acoplada también provocara que el equipo se mueva.

Otras fuentes de movimiento pueden ser los pernos de anclaje sueltos,

variación de las condiciones climáticas para los equipos instalados fuera de

locales, el calentamiento o enfriamiento en los pedestales de concreto, cambios

de las condiciones de operación de los equipos desde situaciones sin carga

hasta situaciones con carga, las reacciones de las carcasas o soportes ante la

fuerza centrífuga de los rotores cuando estos están operando.

Deben tenerse en cuenta consideraciones especiales para las maquinarias que

arrancan y paran frecuentemente o donde la carga puede variar

considerablemente mientras está en marcha. En estos casos deben de

sopesarse factores como: periodos de tiempo a ciertas condiciones, variación

total de movimiento de la maquinaria desde un máximo a un mínimo,

acoplamientos y tolerancias de alineamiento, etc. Para observar y registrar

apropiadamente estos cambios, debe de hacerse chequeos, periodos de estos

cambios en el movimiento para comprender como posicionar eficientemente el

equipo para un rendimiento óptimo. Los sistemas de monitoreo continuo de

ejes son los más confiables.

Sin embargo, la mayoría de los equipos rotativos mantendrán una posición

específica prescindiendo de la variación de la carga. Lo que usualmente se

torna en un problema grande es que algunos equipos tienen que ser alineados

desplazando en “frio” distancias considerables, lo que genera los arranques

críticos. En la mayoría de los casos los equipos se someterán a su mayor

rango de cambio de movimiento al poco o “insignificante” tiempo después del

arranque. Este “insignificante” tiempo puede significar desde 5 minutos a 1hora

para la mayoría de los equipos y puede posicionarse a una posición “final”

algunas horas o incluso días más tarde.

El ir de funcionamiento a las condiciones off-line, virtualmente cualquier cosa

puede ocurrir. Muchos equipos pueden realizar un cambio muy rápido

inmediatamente después de la parada otros sistemas de impulsión pueden



forcejear alrededor y después mover hacia atrás lentamente cerca de su

posición inicial.

10.3. CATEGORÍAS DE MEDICIONES “OL2R” (CONDICIÓN FUERA DE

SERVICIO A LA DE FUNCIONAMIENTO).

Hay cuatro clasificaciones de técnicas de medición que se emplean para tomar

el movimiento de la condición fuera de servicio a la de funcionamiento.

1. Movimiento de las líneas centrales de las máquinas con respecto a sus

bases-soporte o a las estructuras de soporte.

2. Movimiento de las líneas centrales de la carcasa de las máquinas con

respecto a una referencia remota o punto de observación.

3. Movimiento de una carcasa de máquina con respecto a otra carcasa de

máquina.

4. Movimiento de un eje con respecto a otro eje.

Todas estas técnicas comparan la posición de la maquinaria rotativa del tren

motriz cuando el equipo está fuera de servicio con la posición de la maquinaria

cuando está funcionando.

10.4. CÁLCULO DE LA EXPANSIÓN TÉRMICA (EN LA CARCASA DE LA

MÁQUINA).

Para la categoría carcasa de la máquina a base-soporte.

Al nivel atómico en los materiales sólidos, la temperatura y el volumen del

material están determinados por la vibración por las moléculas individuales. En

otras palabras, mientras más se calienta un material, las moléculas vibraran



más y estas se espaciaran más. Este fenómeno genera los cambios en las

dimensiones. Esto puede calcularse por la siguiente ecuación:

ΔL = L (α)(Δt) Dónde: ΔL = Cambio de dimensión/longitud (en pulgadas o milímetros).

L = Longitud del objeto (en pulgadas o milímetros).

α = Coeficiente de expansión / contracción térmica

(pulg./ pulg.°F – mm/mm °C).

ΔT = Cambio de temperatura (°F o °C).

El coeficiente de expansión térmica para la mayoría de materiales utilizados en

las carcasas de la maquinaria y sus cimentaciones se detalla en la Tabla

siguiente. Estos coeficientes se pueden usar para temperaturas entre 32° y

212°F hay una ligera variación en el valor de los coeficientes para temperaturas

mayores o menores debido a la no linealidad de la vibración molecular de los

materiales.

MATERIAL Coeficiente de Expansión Térmica

(mils/in/°F)

Acero al carbono (AISI 1040) 0.0063

Acero inoxidable 0.0095 – 0.0098

Aluminio 0.0125

Acero al níquel 0.0073

Bronce 0.0110

Fierro fundido (gris) 0.0059

Hormigón 0.0085 – 0.0080

Tabla Nº 1.



EJEMPLO DE CÁLCULO DE EXPANSIÓN TÉRMICA.

– Medir la temperatura en una línea de cada soporte de ambas máquinas a

alinear, desde el fondo hasta la línea central del eje, a intervalos iguales. EI

valor de la temperatura a considerar, será el promedio de varios puntos.

– Seleccionar el tipo de material con el cual son construidos los soportes,

determinar el crecimiento térmico. Para hallar el crecimiento total, multiplicar

el crecimiento unitario por la distancia entre la base del soporte y la línea

central del eje.

Crecimiento = (Altura) x (Cambio Temp.) x (Factor térmico)

Crecimiento = 17” x 36.3 F x 0.006 mils/in/ F

Crecimiento = 4 mils, en este punto de apoyo.

MATERIAL

Coeficiente de Expansión Térmica

(mils/in/°C) (mm/mm/°C)

Acero al carbono (AISI 1040) 0.01134 0.00001134

Acero inoxidable 0.01784 0.00001784

Aluminio 0.02255 0.00002255

Acero al níquel 0.01314 0.00001314

Bronce 0.01980 0.00001980

Fierro fundido (gris) 0.01082 0.00001082

Hormigón 0.01960 0.00001960

H=17"

Acero al Carbono

(AISI1040) Temperatura ambiente = 60 F

Temperatura operativa = 96.3 F

Tabla Nº 2.



BALANCEO DE

MECANISMOS





I. EL DESBALANCE.

1.1. INTRODUCCIÓN.

El uso de los rotores en la industria es sumamente amplio. Los rotores forman

parte de máquinas de alta importancia como lo son motores, turbinas, bombas

y compresores por mencionar algunos ejemplos.

Por varios años se ha sabido la importancia de balancear los rotores y por ello

existen varios métodos para medir el nivel de desbalance y ellos son la base

para poder eliminar las vibraciones generadas. El medio para eliminar las

vibraciones ha sido el método de la adición de contrapesos, junto con los

métodos de medición. Éste método, se ha utilizado durante mucho tiempo e

inclusive actualmente se utiliza para balancear rotores.

Sin embargo, el método presentado en este texto defiere con el método

tradicional de balanceo por contrapesos a pesar de que ambos buscan el

mismo resultado, la eliminación de las vibraciones. Por lo tanto, al ser un

método distinto se debe hacer un análisis de las fuerzas que actúan en un

sistema generalizado, con el cual seamos capaces de comprender el

funcionamiento del método y analizar sistemas reales.

La condición de funcionamiento de las máquinas se deteriora progresivamente

con el transcurso del tiempo de operación. Este fenómeno está casi siempre

acompañado por un incremento de las vibraciones, lo cual a su vez, actúa

realimentando el proceso de deterioro. Las mediciones de los niveles

vibratorios reflejan estos cambios y han probado ser un indicador muy preciso y

confiable del estado de las máquinas. Por tal motivo, el seguimiento de las

magnitudes vibratorias se utiliza modernamente como una herramienta para el

monitoreo del estado de salud de las máquinas, dando lugar a los fundamentos

del Mantenimiento Predictivo.

El desbalance de partes móviles es, por lejos, la causa más común del

incremento de las vibraciones en las máquinas y estructuras de soporte. Por

esta razón, el ingeniero o técnico de planta responsable del mantenimiento

mecánico debe prestar especial atención a este fenómeno, el cual, por otra



parte, no es comúnmente incluido en su formación académica a través de las

materias curriculares de sus carreras, dando lugar a un déficit crónico de

conocimientos en esta materia.

Como una causa más de que coadyuva al empeoramiento de la situación

descrita anteriormente, podemos citar el hecho de que no es común observar

textos o tratados específicos sobre el tema en las librerías técnicas, los que

solo son provistos en forma casi exclusiva y con escasa circulación por

empresas industriales dedicadas a la fabricación de máquinas de balanceo.

Es interesante reproducir aquí el pensamiento de Hatto Schneider a

continuación:

“Para otros procesos de fabricación, como por ejemplo el torneado, es muy

normal especificar la máquina herramienta, la velocidad de corte, la

alimentación de material, la profundidad de corte y el tiempo por pieza. No así

en el caso de balanceo, donde generalmente todo se deja librado al operador

de la máquina balanceadora o al capataz, quien, sobre la base de su

experiencia, debe decidir qué hacer y cómo hacerlo. Esto se debe

principalmente al hecho de que, a pesar de toda la información diseminada y al

trabajo de estandarización hecho por ingenieros y técnicos en los pasados 20

años en este campo el conocimiento básico sobre balanceo no ha llegado

generalmente a estar disponible hasta este momento”.

Este bache informativo es cubierto en gran medida por los especialistas a

través de dos fuentes:

– Los trabajos o comunicaciones científico-técnicas en revistas y congresos, y

– publicaciones de carácter técnico de grandes empresas fabricantes de

equipamiento para balanceo y medición de vibraciones mecánicas.

La primera de ellas constituye una invalorable fuente de información profesional

pero, tratándose generalmente de publicaciones muy específicas y dispersas,

son muy difíciles de conseguir. Constituyen algunos ejemplos de estas

comunicaciones. La segunda fuente es quizás la más accesible al ingeniero o



técnico de planta, presentándose generalmente a un nivel adecuado y en la

mayoría de los casos con desarrollos metodológicos muy ligados con los

productos que se desean vender.

Por último, cabe citarse el extraordinario trabajo que han realizado los

organismos de racionalización de distintos países, los que norman sobre el

tema, haciendo posible la unificación de conceptos y la determinación de

límites y tolerancias adoptados universalmente.

En los últimos años, estas formas de acceso a las normas han quedado

superadas por la generalización del ingreso sencillo y rápido a los sitios de los

organismos normativos en Internet, cada vez más completos y amigables, con

sistemas de compra electrónica segura en línea y veloz provisión de la

información.

El presente trabajo tiene como meta principal el presentar un tratamiento del

tema en forma global, con criterio integrador, tratando de contribuir a la

superación de la dispersión antes de mencionarla.

Se comienza con el tratamiento de temas conceptuales, avanzando luego en

profundidad hacia las técnicas de balanceo aplicadas en la práctica, con

especial énfasis al equilibrado en uno y dos planos de corrección (estático y

dinámico respectivamente).

El trabajo está dirigido a ingenieros y técnicos de mantenimiento de plantas

industriales, por lo que se trata de presentar los conceptos de orden físico sin

recurrir a sofisticadas demostraciones matemáticas. Los temas están

desarrollados en forma tal que resulten accesibles a quienes tienen la misión

de “hacer que la planta camine” aunque, cuando se ha considerado necesario,

se ha procedido a brindar demostraciones de algún grado de complejidad para

quienes tengan interés en profundizar los conceptos.



1.2. ¿QUÉ ES EL DESBALANCE?

Evacuaremos la pregunta del título partiendo de la definición para desbalance

de maquinaria rotante que suministra ISO:

“Es la condición que existe en un rotor cuando un movimiento o fuerzas

vibratorias son impartidas a sus cojinetes como resultado de la existencia de

fuerzas centrifugas”.

En realidad, las fuerzas centrifugas de desbalance son el resultado de una

distribución asimétrica de la masa del rotor con respecto a su eje de rotación.

Existen diversas razones por las cuales un rotor industrial jamás posee una

distribución de materia simétrica con respecto a su eje de rotación.

La verdadera significación del desbalance es impuesta por la magnitud de los

daños que las fuerzas por las generadas producen sobre la máquina y su

estructura del soporte. Los resultados típicos del desbalance excesivo son las

fallas prematuras de cojinetes y acoplamientos, rápido desgaste de ejes y

daños estructurales. Las roturas de ejes, alabes de turbinas y otros

componentes del rotor causados por desbalance suelen resultar en la

destrucción completa de las máquinas.

Las vibraciones generadas por fuerzas de desbalance pueden transmitirse a

través de pisos, paredes, vigas y tuberías de una instalación edilicia afectando

los equipos y personas ubicados en otros lugares del edificio. Estas vibraciones

constituyen también una fuente de ruido excesivo que puede resultar molesto y

posiblemente dañino para los oídos de las personas, además de perjudicar las

comunicaciones de todo tipo. Por otra parte en la mayoría de los procesos

industriales de fabricación las vibraciones causadas por desbalance afectan

negativamente la calidad del producto procesado por la máquina. Habiendo

introducido el concepto de desbalance conviene definir en forma precisa en qué

consiste el proceso denominado balanceo. Por lo común, el rotor gira sobre los

cojinetes con un desbalance de magnitud y ubicación desconocidas,

requiriéndose para la determinación de ambos parámetros un procedimiento

experimental en el cual, por medio de simples pruebas, se le hace revelar al

cuerpo la configuración de su desbalance. Así, el balanceo es el proceso de



determinación de la magnitud y posición angular del desbalance en el rotor, ya

sea en uno o más planos de referencia, de manera tal que pueda quitarse peso

en la ubicación del punto pesado o agregarse una cantidad de peso igual

exactamente opuesta al punto liviano.

De acuerdo a la definición anterior, los objetivos fundamentales de un proceso

de balanceo son:

– Determinar hasta qué punto se ha logrado el objetivo de mantener los

cojinetes libres de fuerzas centrifugas durante la construcción de una

máquina.

– Determinar dónde y cómo debe llevarse a cabo una compensación de

masas del rotor para mejorar su funcionamiento.

Las principales ventajas que se pueden obtener mejorando la calidad del

balanceo de un elemento rotante en términos de sus consecuencias sobre la

maquinaria son:

– Disminución de la probabilidad de fallas por fatiga.

– Reducción del desgaste interno de sellos y cojinetes.

– Disminución de la transmisión de vibraciones a fundaciones y, por lo tanto,

del ruido propagado al medio circundante.

– Reducción de los requerimientos de robustez estructural, con el

consiguiente ahorro de material.

– Crecimiento de la vida útil.

1.3. CAUSAS DEL DESBALANCE.

Existen muchas razones por las cuales se puede presentar desbalance de un

rotor, esto es, razones por las cuales la masa de un rotor puede no estar

uniformemente distribuida alrededor de su eje axial. A continuación se

describen las causas más comunes del desbalance.



a. Asimetría del Diseño: Algunos elementos rotativos de máquinas deben

ser diseñados de forma no circular y/o no concéntrica con el eje de

rotación, como en el caso de los árboles de levas y cigüeñales de

máquinas reciprocantes.

b. Tolerancias de fabricación y ensamblaje: Muchos elementos de

máquinas son diseñados perfectamente simétricos y concéntricos con

el eje de rotación, pero, debido a las tolerancias de maquinado y de

montaje, se puede perder ligeramente la simetría y concentricidad

causando desbalance; por ejemplo: cubos de acoplamiento, engranajes,

poleas, impulsores de bombas y compresores centrífugos, ruedas de

álabes de turbinas y compresores axiales.

c. No-Homogeneidad del material: En la realidad los materiales son No-

Homogéneos, esto es, que no presentan una densidad uniforme en todo

su volumen, por lo que algunas partes serán más pesadas que otras. Por

otro lado, los rotores o partes fundidas, como impulsores, poleas,

engranajes, etc. pueden tener internamente pequeñas cavidades de aire

o trampas de arena que resultan del proceso de fundición.

Figura Nº 1.1.



d. Distorsión en servicio: Existen varias causas por las cuales un rotor

puede distorsionarse a las condiciones de servicio y cambiar su

desbalance original. Las dos causas principales son: liberación de

esfuerzos y distorsión térmica. La liberación de esfuerzos es algunas

veces un problema en rotores fabricados con partes soldadas, como en el

caso de muchos ventiladores. Realmente, cualquier parte que haya sido

conformada por prensado, estirado, doblado, troquelado, etc. tendrá altos

esfuerzos internos que no son liberados durante la fabricación. El rotor o

sus partes pueden comenzar este proceso en algún periodo de tiempo, y

como resultado el rotor se puede distorsionar ligeramente para tomar una

nueva forma. Es normal que los metales se expandan cuando se

calientan; sin embargo, debido a imperfecciones menores y calentamiento

desuniforme, muchos rotores se dilatan de manera no uniforme causando

distorsión.

La distorsión térmica es completamente común en máquinas que operan

a altas temperaturas incluyendo motores eléctricos, ventiladores de

calderas, expansores, sopladores, compresores y turbinas. Esta

distorsión puede requerir que el rotor sea balanceado a su temperatura

normal de operación, aun cuando haya sido balanceado a temperatura

ambiente.

Figura Nº 1.2.



e. Corrosión y desgaste. Muchos rotores, particularmente ventiladores,

sopladores e impulsores de bombas y compresores, también como rotores

de máquinas de proceso y manejo de materiales, son susceptibles a la

corrosión, abrasión y desgaste. La corrosión y el desgaste normalmente

no son uniformes en el rotor, por lo que resulta en desbalance.

Figura Nº 1.3.

Figura Nº 1.4.



f. Acumulación de depósitos. Los rotores usados en manejo de materiales

se pueden desbalancear debido a la acumulación desuniforme del

material manejado. El desbalance aumentará gradualmente y se

puede convertir rápidamente en un problema serio cuando el

material sedimentado comienza a desprenderse.

1.4. CANTIDAD DE DESBALANCE.

En la práctica, los rotores no pueden ser nunca perfectamente balanceados

debido a errores en las mediciones y porque las masas que rotan no son

rígidas, pero altos niveles de vibración sincrónica se pueden casi reducir

significativamente mediante el balanceo.

Por razones técnicos prácticos, resulta de interés la cuantificación del

desbalance. Considerar para ello el caso simple constituido por un disco

delgado de masa M1 homogéneo, de radio R, simétrico respecto de su eje de

rotación pasante por el punto O, como se muestra en la Figura Nº 1.

Supongamos que se agrega una masa m (gramos) pequeña comparada con el

disco, y separada por una distancia r (mm) del centro O. En estas condiciones

del disco se encuentra desbalanceado. La fuerza centrífuga generada por la

Figura Nº 1.5.



masa m cuando el disco gira con velocidad angular (rad/seg), estará dada

por el vector:

Dado que su magnitud es función de la velocidad instantánea, esta fuerza no

constituye un parámetro adecuado para caracterizar el estado de equilibrio

dinámico de un cuerpo. Por tal motivo, se define como cantidad de desbalance,

o simplemente desbalance a la magnitud vectorial:

Cuyo módulo U = m res independiente del tiempo.

En la práctica, suele emplearse como parámetro de cuantificación de la

cantidad de desbalance, una cantidad que es función de la masa del rotor M en

lugar de m. En efecto, si se igualan la fuerza centrífuga con la que se generaría

suponiendo que el disco balanceado girara con una excentricidad del centro de

masa respecto del centro de rotación (Figura 2) se obtiene:

De donde:

Figura Nº 1.6.Disco rotante.

desbalanceado



Se observa que representa el desbalance especifico (por unidad de masa) del

rotor y constituye un parámetro particularmente útil para propósitos de

referencia y comparación, ya que en la práctica los efectos del desbalance

dependen de la masa M del motor.

1.5. TIPOS DE BALANCEO.

Teniendo en cuenta las características del rotor a balancear, pueden

distinguirse principalmente tres tipos de balanceo:

Balanceo Estático. Se le llama así al proceso de hacer coincidir el centro de

gravedad (CG) con el eje de rotación “balanceo en un plano”.

Ahora, cuando un rotor ya está balanceado estáticamente, el eje principal de

inercia y el eje de rotación pueden no coincidir, esto significa que el

procedimiento de balanceo estático solamente confirma que existirá un punto

Figura Nº 1.7.Disco descentrado.



en común entre el eje principal de inercia y el eje de rotación, el cual, es el

centro de gravedad (CG).

Entonces, para lograr la coincidencia entre ejes se debe aplicar un par en el

plano longitudinal del rotor. Esto se logra usualmente añadiendo o removiendo

dos masas de igual magnitud de cada extremo del rotor. Se prefiere escoger

los extremos del rotor debido a que entre mayor distancia entre las masas,

menor será la magnitud de las masas.

Balanceo Dinámico. Se le llama así al proceso de hacer coincidir al eje

principal de inercia del rotor con el eje de rotación o “balanceo en dos planos”.

La Figura Nº 1.8. muestra dos rotores que giran libremente en el espacio.

Ambos giran a una velocidad cercana a la resonancia. Aquí es importante

notar como el movimiento del rotor corresponde claramente con la descripción

de los procesos de balanceo estático y dinámico.

Balanceo de Rotores Flexibles. Cuando un rotor ha sido balanceado y da la

apariencia de que el método fallo, porque los niveles de vibración sincrónica

aceptable no fueron aceptados, usualmente, se debe a que la flexibilidad del

rotor no ha sido tomada en cuenta. Si el rango de velocidad de operación se

acerca o excede alguna de las velocidades críticas con modos de vibración que

presentan un grado considerable de flexión.

Figura Nº 1.8.



En la Figura Nº 1.9. se muestra cómo cambia el efecto de los contrapesos

según la velocidad. La masa negra en el centro del rotor representa el

desbalance inicial del rotor. En el inciso b de la figura se muestra como ese

desbalance inicial actúa como una fuerza centrífuga. En el inciso c, se puede

ver que el modo de vibración se acerca a su segunda velocidad crítica con lo

que se produce un desbalance dinámico con reacciones en los rodamientos.

En este momento se puede observar que es posible balancear el rotor de la

Figura Nº 1.9. para el caso del inciso b o el c mediante la adición de

contrapesos, pero, no para ambos casos. Por lo tanto, la regla para balancear

rotores flexibles debe decir: “Si solo dos planos de corrección son usados, un

rotor flexible puede ser balanceado para solo una velocidad de rotación”.

Como se verá en los siguientes apartados, el tipo de balanceo a efectuarse

sobre un rotor depende de la clase de desbalance que posea y de sus

características físicas. El proceso puede realizarse sobre la máquina (en

condiciones operativas) o con el rotor fuera de la máquina. En el primer caso el

balanceo se denomina “en el lugar” o “en sitio” y ofrece, cuando es posible

realizarlo, las siguientes ventajas comparativas.

Figura Nº 1.9. Distribuciones de masa en un rotor flexible.



– Elimina la tarea costosa y de gran consumo de tiempo de desmantelar la

máquina para extraer el rotor, permitiendo el retorno a las condiciones

operativas en un tiempo mínimo.

– Se realiza sobre el rotor completamente armado y compensa el desbalance

introducido por el agregado de poleas, acoplamientos, engranajes y otros

componentes.

– Se realiza a la velocidad de operación y compensa deformaciones menores

de la deflexión del eje.

– Se realiza en su ambiente natural, compensando los efectos de

temperatura, presión y fuerzas aerodinámicas e hidráulicas.

1.6. CLASIFICACIÓN DE LOS DESBALANCES.

Según sea la separación relativa entre el eje principal de inercia y el eje de

rotación del cuerpo, los desbalances pueden agruparse en cuatro categorías.

Dependiendo de cuál de estos cuatro tipos de balanceo posea, puede ser

necesario efectuar el balanceo del rotor en un único plano de corrección, en

dos o en más.

Desbalance estático. En el desbalance estático el eje principal de inercia se

encuentra desplazado en forma paralela del eje de rotación, como se observa

en la Figura Nº 1.10. en la cual, con el fin de una mejor visualización del

problema, se ha supuesto un rotor perfectamente balanceado con un

desbalance aportado exclusivamente por un peso agregado.

Dado que la única fuerza actuante en este caso es la gravedad, este tipo de

desbalance puede ser detectado colocando el rotor sobre un par de guías o

cuchillas paralelas. El lado pesado del mismo buscara permanecer hacia abajo.

Para proceder a su equilibrado puede agregarse (o extraerse, según convenga)

un peso de corrección, con lo que el rotor estará estáticamente balanceado

cuando deje de girar sobre las guías cualquiera sea la posición en que se le

coloque sobre las mismas.



Este desbalance se corrige equilibrando sobre un único plano de corrección

transversal al eje de rotación, siendo importante que este pase por el centro de

gravedad G del rotor ya que, en caso contrario, el punto pesado original y el

peso de corrección colocada en distintos planos producirá una cupla originada

por sus fuerzas de inercia al rotar dando lugar a otro tipo de desbalance y, sin

embargo, el rotor se encuentra estáticamente balanceado. Esta clase de

desequilibrio se encuentra comúnmente en rotores de muy pequeño espesor o

“tipo disco”.

Desbalance de Par o de Cupla. Se produce cuando el eje principal de inercia

intercepta al eje de rotación en el centro de gravedad.

Como se ha ilustrado en la Figura Nº 1.11. este tipo de desbalance puede

idealizarse como generado por un punto pesado en cada extremo del rotor

situado en lados opuestos con respecto al eje axial.

Contrariamente al caso anterior, el desbalance de cupla no puede detectarse

colocando el rotor sobre guías, ya que solo se manifiesta con la rotación y debe

ser eliminado efectuando correcciones en dos planos.

Figura Nº 1.10.

Figura Nº 1.11.



Desbalance Cuasi-Estático. Es aquel que resulta cuando el eje principal de

inercia intercepta al eje de giro en un punto distinto al CG. Este tipo de

desbalance puede ser producido por una o varias masas colocadas en un

plano común con el eje de rotación, de tal forma que su resultado no actué a

través del CG.

El desbalance cuasi-estático es aquel que resulta de una combinación de

desbalance estático y desbalance por un par de fuerzas; en donde la posición

angular de uno de los componentes del par coincide con la posición angular del

desbalance estático.

El desbalance cuasi-estático puede ser corregido mediante la adición de dos

masas de balanceo. Inicialmente se instala una masa de tal forma que se

oponga a una de los componentes del par, la cual resulta en una condición de

desbalance estático, y esta puede ser corregida mediante una simple masa

adicional.

CG

Eje de Rotación

Masas de Desbalance

Eje de Inercia

Figura Nº 1.12. Existe desbalance Cuasi-estático cuando el eje de

inercia intercepta al eje de rotación en un punto distinto al centro de

gravedad (C.G.).



Desbalance Dinámico. Es aquel en el cual el eje principal de inercia y el eje

de rotación son alabeados (no poseen ningún punto de contacto). La Figura Nº

1.13. ilustra esquemáticamente este caso, el cual constituye el tipo de

desequilibrio más común en la práctica.

Como puede observarse, el desbalance estático no se encuentra en el mismo

plano que la cupla, dando como resultado un desplazamiento en forma no

paralela del eje principal de inercia con respecto al eje de giro.

Para rotores suficientemente rígidos este tipo de desbalance solo puede ser

eliminado efectuando correcciones en dos planos. En el caso de rotores que

cambian su forma con la velocidad de giro, denominados flexibles, es necesario

corregir en varios planos según sea la forma modal correspondiente a la

velocidad de trabajo.

Figura Nº 1.13.



II. TÉCNICAS DE BALANCEO.

2.1. INTRODUCCIÓN.

El desbalance de un rotor no se puede determinar y corregir directamente.

Esto significa que en la práctica, no es posible determinar la cantidad y

ubicación del desbalance de un rotor para corregirlo en su origen. Pero si es

posible determinar su efecto y calcular la cantidad y ubicación de las masas

necesarias a agregar o quitar para reducir o controlar dicho efecto a niveles

aceptables o tolerables.

El proceso de balanceo de un rotor se puede dividir en dos etapas:

1. La medición de los efectos del desbalance.

2. El cálculo de la cantidad y ubicación de las masas de corrección requeridas

en cada plano de balanceo.

El efecto del desbalance es medido en términos de la magnitud y el ángulo de

fase de la fuerza transmitida a los cojinetes, del movimiento vibratorio del eje

con respecto a los cojinetes, del movimiento vibratorio de los soportes o de la

vibración transmitida a la estructura soporte del rotor. Hoy en día se dispone

de una amplia gama de instrumentos que permite hacer e interpretar estas

mediciones con relativa facilidad.

El problema que enfrenta el personal técnico es cómo determinar la cantidad y

ubicación de las masas de corrección. Existe una variedad de técnicas o

métodos de balanceo de rotores, pero el problema está en cual usar. Por lo

que surgen las siguientes interrogantes:

¿Balancear en Uno o Dos Planos?

¿Balancear en Taller o en Sitio?

¿Balancear en Dos o en Múltiples Planos?



A. BALANCEO (ESTÁTICO) EN UN-PLANO.

Se debe recordar que el desbalance estático tiene dos efectos, uno realmente

estático y otro dinámico, y que la terminología de desbalance estático se basa

en que puede ser corregido estáticamente, sin poner el eje en rotación.

Existen métodos de balanceo en Un-Plano que requieren poner el eje en

rotación para localizar y corregir la excentricidad del centro de masa; sin

embargo, ellos solo permiten hacer un balanceo estático, ya que no permiten

localizar y corregir la desviación angular del eje principal de inercia.

Entonces, el desbalance estático se puede corregir estática o dinámicamente,

midiendo y reduciendo el efecto estático o el efecto dinámico, respectivamente.

En ambos casos, se debe determinar primero la posición angular del lado

pesado y luego la cantidad de masa se ajusta para reducir el efecto a niveles

aceptables.

El principio del balanceo estático es que el centro de masa del rotor siempre buscará

la posición de más bajo nivel, cuando el rotor se monta de tal manera que

pueda girar libremente. Así, se puede ubicar la posición del peso de

corrección, pero la cantidad de peso se debe estimar por ensayo y error.

Figura Nº 2.1.



Dinámicamente, el desbalance estático se puede corregir montando el

rotor en una máquina balanceadora (en taller) o dejando el rotor en su propia

instalación (en sitio). En ambos casos el rotor se pone a girar a una velocidad

dada y se mide el efecto dinámico que produce. A diferencia del balanceo

estático, dinámicamente se mide la amplitud y ángulo de fase de la respuesta,

con lo cual se puede calcular tanto la posición angular como la cantidad de

peso de corrección requerido.

B. BALANCEO EN UN-PLANO VS. DOS-PLANOS.

Aunque no es esencial saber si un rotor presenta desbalance estático o

dinámico para resolver el problema, es obvio que todos los problemas de

desbalance no se pueden resolver colocando masas de corrección en un solo

plano de balanceo.

Una guía práctica para determinar cuándo balancear en uno o dos planos, es la

relación longitud a diámetro (L/D) del rotor, esta relación se calcula usando las

dimensiones del rotor solamente, sin el eje donde va montado.

C. BALANCEO EN TALLER.

El término “Balanceo en Taller” se debe a que el rotor debe ser desmontado

de la máquina y transportado hasta el taller donde se encuentra la

máquina balanceadora.

Una máquina balanceadora es una máquina especialmente diseñada para

cumplir tres funciones fundamentales:

– Soportar el rotor a ser balanceado, con facilidad de montaje y desmontaje.

– Hacer girar el rotor a una velocidad de balanceo preestablecida, y

– Medir el efecto dinámico del desbalance y calcular los pesos de

corrección necesarios en cada plano de balanceo.



Las máquinas balanceadoras, sean de soportes rígidos o flexibles, miden la

amplitud y el ángulo de fase de las fuerzas aplicadas a los cojinetes o del

movimiento de los soportes, respectivamente. Luego, sobre la base de que el

rotor se comporta de manera completamente rígida, calculan la cantidad y

posición angular de las masas a agregar o quitar en cada plano de balanceo.

Dado que son suficientes dos planos para balancear un rotor rígido, sólo

existen máquinas balanceadoras para uno y dos planos de balanceo.

D. BALANCEO EN TALLER VS. EN SITIO.

En general, los rotores se clasifican como rígidos o como flexibles,

dependiendo de sus propiedades dinámicas y la de los cojinetes y soportes de

la máquina donde ellos operan. De aquí que, será suficiente balancear un rotor

en taller o es necesario balancearlo en sitio, respectivamente.

Si un rotor opera a velocidades moderadamente bajas, un balanceo en

taller será adecuado para todo el rango de operación. Si el rotor

opera a velocidades moderadamente altas pero permanece rígido, un

balanceo en taller puede ser suficiente o requerirá un segundo balanceo en

sitio a la velocidad de operación. Y si la velocidad de operación se aproxima

Figura Nº 2.2. Máquina balanceadora.



o excede una velocidad crítica, a la cual el rotor sufre una deflexión

sustancial, entonces se requiere un método apropiado de balanceo en sitio.

De los comentarios anteriores, es evidente que el tipo de balanceo requerido

en un caso dado dependerá de las propiedades dinámicas del sistema rotor

cojinetes involucrado, y en particular de la velocidad de operación con respecto

a sus velocidades críticas.

En la práctica se considera que si el rango de velocidades a la cual opera un

rotor está por debajo del 75% de su primera velocidad crítica, el rotor no

sufrirá un grado de deflexión significante en operación, como resultado

del efecto dinámico, independientemente de la cantidad y disposición del

desbalance que contenga. Mientras que si un rotor opera a velocidades por

encima del 75% de su primera velocidad crítica, realmente sufrirá una deflexión

significativa debido al efecto dinámico del desbalance. En consecuencia, se

puede establecer como regla general que:

“Los rotores que operan a velocidades por debajo del 75% de su primera

velocidad crítica son considerados rígidos y el balanceo en taller es adecuado.

Mientras que los rotores que operan por encima del 75% de su primera

velocidad crítica son considerados flexibles y requieren ser balanceados en

sitio a sus condiciones de operación.”

Por otra parte, existe una prueba de elasticidad del rotor que permite

determinar si un rotor se puede considerar como rígido para propósito de

balanceo o si debe ser tratado como flexible. La prueba se debe realizar a la

velocidad de operación y el rotor debe ser previamente balanceado. Primero,

se coloca un peso en cada plano de balanceo en la misma posición angular y

en una primera corrida se mide la vibración en ambos cojinetes (P1 y P2), los

planos de balanceo deben estar en los extremos del rotor cerca de los

cojinetes. Luego, se detiene el rotor y los pesos se mueven hacia el centro del

rotor o a una posición donde se espera que tengan el máximo efecto. Se

arranca otra vez el rotor a la misma velocidad y se mide de nuevo la vibración

en los cojinetes (S1 y S2). La experiencia ha demostrado que, si la diferencia

de lecturas sobre la primera medición en un cojinete, (P1-S1)/P1 o (P2-



S2)/P2, no excede de 0.2 el rotor se puede considerar rígido, pero si la

relación es mayor que 0.2 el rotor debe ser considerado flexible.

En muchos casos es posible balancear un rotor montado en su propia

máquina y operando a sus condiciones normales. Esto elimina el tiempo de

parada y el riesgo de daño del rotor durante el desmontaje, transportación

hacia y desde el taller de balanceo, y reinstalación del rotor en la máquina.

Aunque el balanceo en sitio es recomendado donde quiera que sea posible, en

algunas máquinas tales como motores, bombas y compresores totalmente

cerrados, no es fácil balancear en sitio debido al tiempo empleado en

desarmar y rearmar la máquina para colocar pesos de prueba en cada corrida.

En estos casos es más conveniente desmontar el rotor y llevarlo a balancear a

una máquina balanceadora. También hay casos en los cuales el rotor a

balancear ha sido desmontado de su máquina y llevado a un taller por otras

razones.

Muchos fabricantes de máquinas incluyen el balanceo en una máquina

balanceadora como una etapa normal en la producción, para asegurar un

comportamiento regular del rotor libre de problemas, para satisfacción del

cliente.

Finalmente, muchos rotores de turbo-máquinas de alta velocidad deben ser

balanceados en una máquina balanceadora después de fabricados o

reparados, y balanceados de nuevo en sitio después de instalados en la

turbo-máquina. En este caso el rotor es compuesto por el ensamblaje de

varias partes de un eje. El eje y cada parte deben ser primero balanceados

individualmente en una máquina balanceadora, luego se va balanceando el

rotor cada vez que se monta una parte y finalmente se balancea el rotor

completo.

Una razón para balancear de nuevo en sitio, es que algunas veces el rotor

debe ser desensamblado para instalar la turbomáquina y el re ensamblaje

nunca es el mismo. La otra razón es que la rigidez y el amortiguamiento de la

turbomáquina son diferentes a los de la máquina balanceadora, debido a la

influencia de los cojinetes, sellos y fuerzas aerodinámicas.



E. BALANCEO EN SITIO.

El balanceo de rotores flexibles en sitio es un fino arte que requiere de

experiencia. Hoy en día existen varios métodos o técnicas de balanceo de

rotores flexibles en uno, dos y múltiples planos, que usan una instrumentación

muy modesta.

Los métodos de balanceo en sitio suponen que el sistema es lineal, esto es,

que existe una relación lineal entre las fuerzas originadas por el desbalance y

la vibración sincrónica de los soportes de los cojinetes o la vibración sincrónica

de los muñones del rotor con respecto a los cojinetes.

Esta linealidad implica, fundamentalmente, que la amplitud de vibración

sincrónica es proporcional a la magnitud del desbalance y que un cambio en la

posición angular del desbalance produce un cambio igual en el ángulo de fase

de la vibración.

Para el balanceo de rotores en sitio en Un-Plano existen fundamentalmente

tres métodos:

– Método Vectorial.

– Método Orbital.

– Método de las Cuatro Corridas.

Para el balanceo en Dos-Planos también existen tres métodos, pero éstos sí

difieren en la técnica usada para el cálculo de los pesos de corrección.

Estos tres métodos son:

– Método Vectorial en planos individuales.

– Método de Coeficientes de Influencia.

– Método de Fuerza Par. Ahora, para el balanceo en Múltiples-Planos existen básicamente dos métodos,

los cuales pueden ser combinados para lograr una mayor efectividad, estos

son:



– Método de Coeficientes de Influencia, el cual es una extensión del método

de balanceo en dos planos.

– Método Modal.

Estos métodos usan técnicas avanzadas que no sólo requieren de una buena

experiencia, sino que también requieren de un buen conocimiento de la

dinámica de máquinas rotativas.

Por otra parte, la mayoría de los problemas, comúnmente encontrados,

se pueden corregir justamente en uno o dos planos de balanceo. Sin

embargo, puede ser de gran utilidad poder reconocer cuando un rotor requiere

ser balanceado en más de dos planos, principalmente cuando se presentan

dificultades para el balanceo en dos planos.

F. BALANCEO EN DOS-PLANOS VS. MÚLTIPLES PLANOS.

Un rotor flexible solo se puede balancear en dos planos para una velocidad.

Pero que existen casos en los cuales es necesario balancear un rotor flexible

para un rango de velocidades que incluye, por lo menos, una velocidad crítica,

por lo que requiere ser balanceado en más de dos planos. Por otra parte, la

significante deflexión del rotor sobre los requerimientos funcionales de la

máquina, también pueden exigir un balanceo en múltiples planos a una

velocidad de operación.

En este sentido, los rotores flexibles se pueden clasificar en una de las tres

categorías siguientes:

– Si un rotor opera a una velocidad solamente y una ligera deflexión no

acelera el desgaste ni perturba la productividad de la máquina, entonces

un balanceo en Dos-Planos es todo lo requerido.



– Si un rotor flexible opera a una velocidad solamente, pero es necesario

minimizar su deflexión, entonces un balanceo en múltiples planos puede ser

requerido.

– Si es esencial que un rotor opere suavemente en un amplio rango de

velocidades, donde el rotor es rígido a bajas velocidades, pero se hace

flexible a velocidades más altas, entonces requiere de un balanceo en

múltiples planos.



ANOTACIONES.

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

…………………………………………………………………………………….



III. EL BALANCEO.

A. BALANCEO DE ROTORES RÍGIDOS.

La Figura Nº 3.1. proporciona una guía para establecer cuantos planos de

balanceo se requieren para un rotor determinado. Sugiere que el número de

planos de corrección debe determinarse basándose en la relación longitud a

diámetro (L/D) del rotor. Esta relación se calcula utilizando exclusivamente las

dimensiones del rotor, excluyendo las del eje de soporte. La Figura Nº 3.1.,

muestra una tabla de selección del número de planos de corrección. Puede

observarse que para rotores que poseen relaciones (L/D) menores que 0,5 y

velocidades de trabajo de hasta 1000 RPM normalmente resulta suficiente el

balanceo en un único plano. Por encima de 1000 RPM se requiere usualmente

el balanceo en dos planos. Para rotores que posean relaciones L/D mayores

que 0,5 se requiere balanceo en un plano hasta 150 RPM y en dos planos para

velocidades mayores.

Figura Nº 3.1. Criterios sugeridos para la elección del número de planos

de corrección en rotores rígidos.



Es importante mencionar que este procedimiento de selección es solo una guía

y por consiguiente no debe tomarse como regla. Dado que la misión del

balanceo es minimizar las fuerzas en los cojinetes del rotor, si estas no pueden

ser suficientemente reducidas con un balanceo en un plano necesariamente

deberá procederse con un balanceo en dos planos, sea cual fuese la relación

L/D y la velocidad de rotación.

B. BALANCEO EN UN PLANO.

Este tipo de balanceo tiene su aplicación más frecuente en rotores tipo disco,

en los cuales la masa se encuentra distribuida en un plano. Como ejemplos de

esta clase de rotores pueden citarse los ventiladores axiales simples, ruedas de

molinos, sopladores, etc.

Procedimiento metodológico para el balanceo en un plano.

Cuando se comienza un procedimiento de balanceo no se posee una idea de

cuál es la magnitud (peso) del desequilibrio ni su posición (fase) en el rotor.

El desequilibrio del rotor al comienzo del problema se denomina desbalance

inicial y las lecturas de amplitud de vibración y fase que representan ese

desbalance se denominan lecturas iniciales.

Figura Nº 3.2. Analizador de balanceo.



En el próximo apartado describiremos algunas técnicas sencillas para la

determinación de estas lecturas en la práctica, concentrándonos por el

momento en el proceso de cálculo y corrección. Para ello, supongamos contar

con un transductor de vibraciones que capta la amplitud de las oscilaciones del

cabezal móvil y con un aparato para medición de fase, como el mostrado en la

Figura Nº 3.2. (Microlog CMVA 65 – SKF o similar), el mismo indica en forma

digital los valores de amplitud vibratoria, RPM y fase respecto de una señal de

referencia obtenida del rotor a balancear mediante un cabezal fotoeléctrico.

Así, con una velocidad de rotación determinada, se obtiene una lectura inicial

de la amplitud de vibración (Ro) y del ángulo de fase ( ) con respecto a un

punto fijo del rotor (Mr) tal como una muesca, marca, etc. Estos valores se

dibujan utilizando una escala apropiada en un gráfico vectorial como el de la

Figura Nº 3.3.

Una vez que se han anotado y graficado estos valores, el paso siguiente es

cambiar el desbalance inicial mediante el agregado de un peso de prueba (Wp)

al rotor en una posición angular cualquiera. El desbalance resultante estará

ahora representado por una nueva amplitud (R1) y fase de vibración. Es

importante notar que el vector R1 representa el desbalanceo original más

producido por Wp.

0°

90°

180°

270°

Φ

Φ0 Φ1

Figura 3.3. Diagrama vectorial para balanceo en un plano.



El cambio causado por el peso de prueba puede utilizarse para conocer la

magnitud y ubicación del desbalance inicial o, en otras palabras, donde debería

colocarse el peso de prueba para que se ubique en forma opuesta y posea una

magnitud igual a la del desbalance inicial.

Para resolver el problema del el próximo paso es obtener el vector diferencia

R1 – R0 el cual, en la Figura Nº 3.3, se ha denotado con Rp, dado que

representa el efecto del peso de prueba Wp únicamente. Midiendo su módulo

Rp (en la misma escala que R0 y R1) puede determinarse el efecto del peso de

prueba en función de la amplitud de vibración. Esta relación puede usarse

ahora para determinar que peso de corrección Wc se requiere para reemplazar

a Wp logrando una igualdad con el desbalance inicial. En efecto,

experimentalmente se demuestra que para propósitos prácticos, la amplitud de

vibración es directamente proporcional a la cantidad de desbalance, por lo que,

utilizando la regla de tres simple, se obtiene:

Para balancear el rotor, el objetivo es lograr que el vector Rp sea igual en

módulo y de sentido contrario a R0. De esta manera el efecto del peso de

corrección cancelara el desbalance original, con el resultado de un rotor

equilibrado.

Determinando el peso de corrección necesario con la expresión (1) se logra

que los módulos R0 y Rp sean idénticos. El paso siguiente es determinar la

posición angular correcta del peso Wc, En la Figura Nº 3.3. puede observarse

que el vector debe girarse un ángulo para que se oponga a R0, lo que

logrará moviendo la posición de Wc el mismo ángulo desde donde fue

colocado Wp. Es importante notar que el ángulo no debe medirse desde la

marca de referencia.

(1)



Para determinar en qué sentido angular debe moverse el peso Wc, es decir

horario o anti horario, debe tenerse en cuenta que a través de un sencillo

experimento se demuestra que, para un equipo como el aquí utilizado, la marca

de referencia se mueve en forma opuesta a un movimiento del punto pesado y

que además los ángulos de ambos son iguales en valor absoluto. Por lo tanto,

deberá usarse siempre el siguiente criterio: “Mover el peso de corrección en la

dirección opuesta a la del movimiento de la marca de referencia cuando se

pasó de R0 a R1”. Esta “Ley” debe ser establecida experimentalmente para

cada nuevo sistema medición.

Es decir, que si la marca de referencia se mueve en el sentido contrario a las

agujas del reloj al pasar de R0 a R1, el peso de corrección debe moverse en

sentido horario desde la posición en que se ubicó el peso de prueba en un

principio y viceversa, resultando este criterio independiente del sentido de giro

del rotor.

A continuación se presenta un ejemplo de aplicación. Sea el rotor en reposo de

la Figura Nº 3.4. (a), en el cual se ha practicado la marca de referencia M. Una

primera corrida del rotor arroja como lecturas iniciales Ro = 5, 0 = 90 (Figura

3.4. b), mientras que luego del agregado de un peso de prueba Wp = 100 gr a

90º de la marca de referencia, las lecturas arrojan: R1 = 3, 1 = 120 (Figura

Nº 3.4. c). La Figura Nº 3.4.d muestra el diagrama vectorial para este caso, del

cual resulta:

Rp = 2,8;

La expresión B permite el cálculo del peso de corrección

Por lo tanto dado que el movimiento de la marca M para pasar de R0 a R1 fue

en sentido horario, Wc debe colocarse a un ángulo de 31,50 en sentido

antihorario desde Wp (Figura Nº 3.4. e).



El diagrama vectorial de la Figura Nº 3.4. puede reemplazarse por un sencillo

procedimiento analítico, lo que permite realizar un algoritmo computacional

para resolver el problema. En efecto, el triángulo de la Figura Nº 3.4. d puede

ser resuelto utilizando el teorema del coseno:

√

(2)

M

ω = 0 M

ω

0°

90°

180°

270°

M

ω

0°

90°

180°

270°

120°

240°

ωp

M

ω = 0

ωc

ωp

Mov.

de

ωc

R0

RpR1

Mov.

de M

90°

120°

Φ

e

c d

a b

Figura Nº 3.4. Ejemplo de balanceo en un plano.



Mientras que el ángulo puede determinarse aplicando el teorema del seno:

De donde:

| [

]|

Dado que el sentido de giro de los pasos se establecen por una regla

experimental, los resultados arrojados por esta expresión se toman en valor

absoluto (sin tener en cuenta el signo), lo que es indicado por las barras

verticales.

Las expresiones (1) y (3) constituyen la solución analítica del problema de

balanceo en un plano. Con ellas resulta sumamente sencilla la confección de

un programa de computación que determine los parámetros Wc y

Sin embargo debido a que las calculadoras electrónicas reducen los ángulos al

primer cuadrante, es importante determinar si el ángulo

, Lo que se logra analizando el signo del discriminante.

En efecto:

De donde:

(

)

(3)



Por otra parte:

Si:

Por lo que puede concluirse que es obtuso si:

Debiendo en este caso reducirse el valor obtenido con la expresión (3)

mediante la ecuación:

Donde es el ángulo que debe correrse la posición de Wc desde el peso de

prueba. Con el objeto de clarificar estos conceptos, aplicar las expresiones

obtenidas anteriormente al ejemplo de la Figura Nº 3.4.; aquí será:

√

y:

| [

]|

La comprobación dada por (4), resulta:

Por lo que el ángulo resulta ser agudo y en consecuencia no es necesaria la

reducción (5). El peso Wc debe girarse un ángulo de en sentido anti

horario, tal como resultó del método vectorial.

C. BALANCEO EN DOS PLANOS.

(4)

(5)



El balanceo en dos planos se realiza en gran medida como el uso de un solo

plano; sin embargo, el equilibrado en dos planos requiere alguna atención

especial a causa del efecto cruzado o interferencia entre dos planos de

corrección.

Este puede definirse como el efecto sobre la indicación de desbalance en un

plano de corrección del rotor observado por un cierto cambio del desbalance en

el otro plano de corrección.

Por causa de este efecto, las lecturas de desbalance observadas en los

extremos del rotor no representan verdaderamente el desbalance en sus

respectivos planos de corrección. Por el contrario, cada lectura será resultante

del desbalance en el plano de corrección. Por el contrario, cada lectura será la

resultante del desbalance en el plano de corrección asociado más en el efecto

cruzado proveniente del otro lado.

Al comienzo del proceso de balanceo no hay forma de conocer la magnitud y

fase del efecto cruzado. Además, estos parámetros serán distintos para

diferentes máquinas.

Desafortunadamente, el efecto cruzado siempre está presente en rotores

industriales de cierta longitud. En la mayoría de los casos, el uso de la solución

vectorial para balanceo en un plano requeriría muchas corridas de balanceo a

fin de obtener un buen equilibrado en dos planos. En máquinas que poseen

altos niveles de efecto cruzado o que requieren un tiempo importante de

arranque y parada, el problema de balanceo puede ser simplificado

considerablemente y el tiempo requerido para el proceso de equilibrado

reducido en gran medida utilizando técnicas gráficas, analíticas y/o

experimentales especialmente desarrolladas.



ANOTACIONES.

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

……………………………………………………………………………………………

…………………………………………………………………………………….



IV. DETERMINACIÓN DE LOS LÍMITES DE

LA CALIDAD DE BALANCEO.

4.1. INTRODUCCIÓN.

¿Una lectura de la vibración de 4 mm/seg es un límite apropiado para aceptar

la calidad de balanceo de un nuevo ventilador? ¿Es también aplicable este

límite en una nueva bomba de enfriamiento de agua? ¿Cómo encontrar un

límite de aceptación para las máquinas de velocidad variable? El límite

apropiado es dependiente de muchos factores incluyendo la masa del rotor, la

velocidad y la clase de la aplicación en los cuales se utiliza la máquina.

“Es un hecho, que el limite estándar de aceptación de calidad de balanceo es

diferente de los limites dados para aceptar los niveles de la vibración debido al

desbalance”.

Es entendido que los límites de balanceo deben permitir del fabricante, el

vendedor, al dueño y a la empresa del servicio derivar en un acuerdo factible

en especificaciones de balanceo con la finalidad que sea provechoso para

propósitos contractuales técnicos.

Esta guía simplificada responderá las primeras preguntas sobre la calidad de

balanceo presentadas en el curso para aceptar la calidad de balanceo de

máquinas nuevas o a aquellas que se les realizan el mantenimiento; basadas

en la interpretación de la norma de ISO 1940/1 y con las figuras ilustradas que

se presentan para reforzar los conceptos principales de esta norma.

El desbalance en una máquina de rotación ocurre cuando la línea central y el

centro geométrico no coinciden entre sí. Los rotores desbalanceados generan

vibraciones que pueden dañar sus componentes. Para ampliar la vida de la

máquina, la vibración debido al desbalance se debe reducir a un nivel

aceptable. Estos niveles o límites deben ser definidos a pesar de la capacidad

de reducir desbalance a los niveles bajos.

Exagerar requisitos de calidad de balanceo seria poco económico. Sin

embargo, si se subestima la calidad de balanceo, reduciría confiabilidad y



disponibilidad de la máquina. Por otra parte, el balanceo con demasiada

calidad a veces exigente reduce disponibilidad de la máquina consumiendo

tiempo innecesario en el balanceo.

4.2. DESBALANCE Y VIBRACIÓN.

La cantidad de desbalance es expresado por:

Cuando;

= Masa de desbalance (en kg)

= Distancia desde la masa de desbalance hasta el centro de rotación del

eje (en m)

La fuerza del desbalance que genera la vibración se expresa como:

m . r . ω2

rm

ω

Figura Nº 4.1.



{

}

Puede también:

Desbalance Vibración = Fuerza de Desbalance/ Rigidez dinámica

No hay una relación práctica común reconocible entre el desbalance del rotor y

las vibraciones de la máquina. La respuesta del desbalance depende

esencialmente de velocidad, de las proporciones geométricas y de la

distribución de masa del rotor, así como de la rigidez dinámica del eje, de los

rodamientos y de la cimentación. La rigidez de la máquina es desconocida por

el usuario en la mayoría de los casos. Por otra parte, combinar todos estos

factores realmente. En otras palabras para un rotor en particular, la vibración

por desbalance tendrá diferentes valores dependiendo de su velocidad de

funcionamiento, del tipo de rodamientos (por ejemplo la película lubricante o del

tipo de elemento rodante), de la cimentación, etc., mientras que la cantidad del

desbalance en sí mismo es constante y solamente relacionada al rotor. No

debe simplificarse demasiado el balanceo al punto que el límite de la cantidad

no debe establecerse solamente a través de lecturas de la vibración. Esto es

realmente especial para las nuevas máquinas para las cuales ninguna

experiencia previa de vibración existe.

Las normas de vibración de uso general en la industria aplicaron los criterios

basados en respuestas del desbalance (amplitud de la vibración) sin considerar

la rigidez del rotor y la cimentación. También de la magnitud de la fuerza

generada debido al desbalance y a la masa del rotor no está en una dirección

determinada. En balanceo, la masa, la rigidez y la vibración por desbalance del

rotor están relacionadas con un parámetro llamado vector influyente.



4.3. DESBALANCE: EXISTENTE Y LÍMITE.

El término desbalance se refiere a dos cantidades. Primero es el límite de

aceptación de balanceo de un rotor y usualmente llamado desbalance

permitido o permisible. En segundo lugar está el desbalance existente o

residual en un rotor. En las pruebas de la aceptación la siguiente lógica se

aplica tácticamente:

Este cuadro está dedicado a la determinación del desbalance permisible. La

determinación del desbalance residual se presenta en el siguiente cuadro.

Determinacion del desbalance

Permisible Método: Cálculo

Salida: Límite

Total

U

Especifica

u

Residual

Método: Prueba Física

Salida : Existente

Total

Ures

Especifica

ures



4.4. MÉTODO PARA LA DETERMINACIÓN DE LA CALIDAD DE

BALANCEO.

La determinación del desbalance permisible está basado en:

1. El Historial y/o experiencias completas de varias máquinas similares. (Los

límites de vibración se pueden extraer de los resúmenes historiales).

2. Las fuerzas permitidas del rodamiento pre-especificadas en la etapa de la

selección.

3. Normas como la 1940/1 (usado típicamente en la industria).

4.5. CALIDAD BASADA EN LOS GRADOS DE BALANCEO

NORMALIZADOS.

La aplicación práctica de ISO 1940/1.

La norma internacional ISO 1940/1 es la referencia más ampliamente validad

para la selección de la calidad del balanceo de rotores rígidos. Este documento

se presenta como una guía y referencia estándar para el usuario y de sus

aplicaciones prácticas.

Se muestra un método simplificado para determinar el desbalance residual

permisible para los diferentes tipos de rotores. Se da énfasis en la asignación

Desbalance permisible

Determinación

Historia y/o Experiencia

Fuerza en Rodamiento

Norma



de un desbalance residual permisible y la configuración del plano de corrección

para las diferentes configuraciones de rotores; tales como rotores simétricos,

asimétricos y en voladizos. Finalmente se hace una comparación de los grados

de calidad del balanceo con los límites de balanceo de MIL-STD-167-1 y de

API.

Introducción.

La Organización de Normalización Internacional, ISO, ha publicado la norma

1940/1 “Los Requisitos de Calidad del Balanceo de Rotores Rígidos” que ha

sido adoptado por el American National Standards Institute, ANSI según S2.19-

1975, “Requisitos de calidad de balance de cuerpos rotativos rígidos”. También

ha sido adoptada por las normas Británicas según BS 6861: parte 1 y por las

normas alemanas según VDI 2060.

La ISO 1940/1 requiere una comprensión del balanceo y de su terminología, si

la norma va a ser conocido y va ser utilizado correctamente. Este documento

incluye para el lector, en la sección de “Terminología del balanceo” un resumen

de los términos usados en este documento.

Usando la norma.

El uso del estándar implica seguir los pasos siguientes:

1. Seleccionar un grado de calidad de balanceo “Numero G” de la tabla 1

basado en tipo del rotor.

2. Utilizar la Figura N° 4.2. (A o B) para determinar el valor del desbalance

residual permisible especifico, según la velocidad de funcionamiento

máxima del rotor y el “número G” seleccionado. Luego multiplicar por

el peso del rotor para obtener el desbalance residual permisible, .

3. Asignar el para los planos de corrección del balanceo, basados en la

configuración del rotor.



Ejecución de los pasos:

Paso 1: El usuario lo que requiere es simplemente encontrar para el tipo del

rotor que balanceara, uno más cercano posible de los que se describen.

Paso 2: Este paso está dirigido a que se requiere usar el grafico de la Figura

N° 4.2. para encontrar el desbalance permisible especifico, seguidamente

multiplicarlo por el peso del rotor y para después convertir a una constante

con una unidad apropiada (onzas-pulgadas o gramos-milímetros).Este

paso puede ser simplificado usando también algunas ecuaciones simples para

calcular el directamente.

Paso 3: Asignando un no se realiza a menudo porque no se entiende

fácilmente. Por lo tanto, las páginas siguientes proporcionan un método

simplificado para el paso 2 y describen los procedimientos para el paso 3.



Grado de calidad de Balanceo para los grupos de rotores más

importantes (Según ISO 1940/1)

CALIDAD DEL

BALANCEO

( )

[ ] TIPOS DE ROTOR

G400 4000 Cigüeñales de motores (diesel) marítimos de bajas revoluciones, montados sobre soportes rígidos y con un número de cilindros impar.

G1600 1600 Cigüeñales de motores de dos tiempos montados sobre soportes rígidos.

G630 630 Cigüeñales de motores de cuatro tiempos montados sobre soportes rígidos. Cigüeñales de motores (diesel) marítimos montados sobre soportes elásticos.

G250 250 Cigüeñales de motores (diesel) de cuatro cilindros y de alta velocidad montados sobre soportes rígidos.

G100 100 Cigüeñales de motores (diesel) de seis o más cilindros y de alta velocidad. Cigüeñales de motores de combustión interna (gasolina, diesel) para carros y ferrocarriles.

G40 40 Ruedas y llantas de carros. Cigüeñales de motores de cuatro tiempos de alta velocidad (gasolina, diesel) sobre soportes elásticos y con seis o más cilindros.

G16 16

Ejes de propelas, ejes de transmisiones cardánicas. Elementos de máquinas agrícolas. Componentes individuales de motores (gasolina, diesel) para carros y ferrocarriles. Cigüeñales de motores de seis o más cilindros bajo requerimientos especiales.

G6.3 6.3

Elementos de máquinas procesadoras en general. Engranajes para turbinas de usos marítimos. Rodillos para máquinas papeleras. Ventiladores. Rotores de turbinas para la aviación. Impelentes para bombas. Máquinas herramienta. Rotores de motores eléctricos.

G2.5 2.5 Turbinas de gas y vapor. Rotores rígidos para turbo generadores. Discos para computadoras. Turbo compresores. Bombas operadas por turbinas.

G1 1 Grabadoras de cinta magnética y tocadiscos convencionales. Máquinas trituradoras.

G0.4 0.4 Discos compactos, brocas, barrenas. Giroscopios.

Tabla Nº 1



FIGURA N°4.2.A. Máximo desbalance residual permisible, eper

(Valores en pulgadas adaptados para ISO 1940/1)

MÁXIMA VELOCIDAD DE FUNCIONAMIENTO EN RPM

DE

SB

AL

AN

CE

RE

SID

UA

L P

ER

MIS

IBL

E e

pe

r e

n l

b-i

n/l

b d

el

peso

de

l ro

tor



FIGURA N° 4.2.B. Máximo desbalance residual permisible, eper

(Para ISO 1940/1)

MÁXIMA VELOCIDAD DE FUNCIONAMIENTO EN RPM

DE

SB

AL

AN

CE

RE

SID

UA

L P

ER

MIS

IBL

E e

pe

r en

g-m

m/K

g d

el p

es

o d

el ro

tor



4.6. GRADOS DE CALIDAD DEL BALANCEO.

La Tabla Nº 1 muestra los grados de calidad del balanceo para los tipos de los

rotores más conocidos. El número “G” es el producto del desbalance específico

por la velocidad angular del rotor a la velocidad de funcionamiento máxima y es

una constante para los rotores del mismo tipo.

Esto se basa en el hecho en que los rotores geométricamente similares que

funcionan en la misma velocidad, tendrán tensiones similares en el rotor y de

sus cojinetes.

Los grados de calidad del balance están separados por un factor 2,5; sin

embargo, el valor intermedio de los números G se pueden utilizar para

satisfacer requerimientos especiales. Por ejemplo, un impulsor normalizado de

una bomba tiene un grado de calidad de balanceo sugerido grado G 6,3. Para

condiciones especiales pueden requerir una calidad mejor de balanceo de

grado G 4,0 para satisfacer la instalación en un área con límites de estructura

con ruidos bajos de funcionamiento.

4.7. DETERMINACIÓN DEL DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE -

El desbalance residual permisible es una función del número G, del peso del

rotor y de la máxima velocidad de rotación en funcionamiento. En lugar de usar

los gráficos anteriores y obtener el valor del “desbalance especifico” para un



número G y un RPM de funcionamiento, y después multiplicar por el peso del

rotor; puede ser calculado usando uno de las siguientes fórmulas:

G = Grado de calidad del balanceo tomado de la Tabla 1

W = Peso del rotor

N = Máxima velocidad de funcionamiento en RPM

Una regla que calcula el esta también disponible para el uso de los

fabricantes que balancean los rotores de las máquinas que fabrican.

4.8. ASIGNACIÓN DEL PARA LOS PLANOS DE CORRECIÓN.

El es el desbalance residual permisible total y se debe asignar a los

planos de corrección del balanceo que se realizará, basado en las dimensiones

y configuraciones del rotor.

Para los rotores desbalanceados en un plano de corrección, todo el se

aplicará en este plano de corrección.



Para los rotores balanceados en dos planos de corrección, el se deberá

aplicar a cada plano de la corrección, basados en la configuración y las

dimensiones del rotor.

ROTORES SIMÉTRICOS.

Reglas para rotores simétricos (Observar Figura N° 4.2.).

1. Los planos corrección se encuentran entre los soportes o los cojinetes.

2. La distancia “b” es mayor que 1/3 “d”.

3. A partir del centro de gravedad los planos de corrección son equidistantes.

Cuando los planos de corrección no son equidistantes con relación al centro de

gravedad, entonces:

(

) (

)

Figura N°4.2. Rotores Simétricos.

PLANO DE

CORRECCIÓN

R

d

hRhL

PLANO DE

CORRECCIÓN

L

ba

CG



El o el no deberá ser menor en 30% o mayor en 70%

del , si ello fuera así, entonces use reglas para rotores asimétricos.

ROTORES CON PLANOS DE CORRECCIÓN A LOS EXTREMOS.

Reglas para los rotores con planos de corrección a los extremos de los

cojinetes. Se refiere frecuentemente a una configuración de rotores llamados

“campana silenciosa”.

Ambos planos de corrección son a los extremos de los cojinetes.

b>d

Ajustar el Uper según la relación de d/b. (Reducidos Uper)

(

)Uper= Valor ajustado

Cuando los planos de corrección no son equidistantes del centro de gravedad,

calcular el: Uper IZQ y el Uper DER

Como sigue:

FIGURA N°4.3. Rotores con planos en los extremos.

L R

PLANO DE

CORRECCIÓNPLANO DE

CORRECCIÓN

hL hR

CG

d

b



(

) (

)

ROTORES EN VOLADIZOS Y ASIMÉTRICOS.

Reglas para rotores en voladizo. (Ver Figuras N° 4.4. y N° 4.5).

1. La distancia entre los planos de corrección debe ser menor en 1/3 de la

distancia entre los cojinetes. b<0,33d.

2. Asumir cargas dinámicas permisibles iguales para los cojinetes.

3. La corrección de los pares se hacen 180° separados en sus respectivos

planos.

Figura N° 4.4. Rotores en voladizo.

b

PLANO DE

CORRECCIÓN R

DE PARPLANO DE

CORRECCIÓN L

DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN ESTÁTICO

c

d



4. El plano para la corrección estática puede ser un tercer plano o cualquiera

de los planos usados para las correcciones de los pares.

5. Asigne Uperpara desbalance estático residual y para desbalance del par

residual tal como sigue:

Figura N° 4.5. Rotores asimétricos.

b

PLANO DE

CORRECCIÓN R

DE PAR

PLANO DE CORRECCIÓN ESTÁTICO

PLANO DE

CORRECCIÓN L

DE PAR

d

c



Las asignaciones del desbalance permisible par los rotores en voladizo y

asimétricos requieren que dos planos de corrección del desbalance estén

divididos en estático y en par de desbalance equivalentes. Esto puede ser

realizado gráficamente trazando los dos vectores solución UL y UR de los dos

planos del desbalance según lo mostrado en la Figura N° 4.6. Conecte los

vectores UL y UR según lo mostrado. El vector desde el origen al punto medio

del vector S es una mitad del desbalance estático del rotor. Los vectores CL y

CL son el desbalance de los pares.

0°

90°

180°

270°

30°

60°

120°

150°210°

240°

300°

330°

UR

CR

UL

CL

S

Figura N° 4.6. Gráfico de derivación del estático-par.



4.9. DETERMINACIÓN DE LA CALIDAD DE BALANCEO.

Los equipos portátiles para el balanceo de campo facilitan a los usuarios llevar

a cabo el proceso de balanceo siguiendo pocos pasos simples. Estas unidades

permiten que el balanceo de campo sea rápido y fácil, pero, también es

importante que el usuario comprenda la teoría de balanceo antes de empezar

a utilizar el instrumento.

Cuando los rotores se balancean, los equipos de balanceo suministran al

operador las medidas del desbalance en oz/pulg o g/mm, así como la

indicación de si el rotor está dentro o fuera de la tolerancia de balanceo. Y se

obtiene el peso de la corrección residual a partir del rango de balanceo y de los

resultados de medición que están en unidades de vibración tales como mm/seg

o pulg/seg.

En el ejemplo que se describe a continuación, se presenta un trabajo del

balanceo de campo en un ventilador y utilizando como referencia el cálculo

práctico para establecer si los resultados están dentro del estándar ISO 1940.

(Debe observarse que estos cálculos no se pueden ser aplicados en las

máquinas con comportamiento no lineal).

Determinación del grado de calidad.

Antes de comenzar un plan de balanceo de campo, se tiene que determinar el

grado de calidad de la máquina o el componente que se tiene que balancear

basados en los estándares del grado de calidad de ISO 1940 (Diagrama N° 1.).

En el ejemplo se balancea el ventilador de acuerdo a ISO G6.3 que, según las

especificaciones de la norma ISO, es aceptable para los ventiladores, volantes

e impulsores de bombas.

La velocidad de funcionamiento del ventilador en este caso es 2200 RPM. El

peso del rotor es 420 kilogramos y el radio en el que se harán las correcciones

es 500 milímetros. Por lo tanto, la excentricidad (eper) máxima permitida es 25

g/mm/kg (véase el Diagrama N°1.).



En la práctica.

En el balanceo de campo podemos medir solamente el efecto del desbalance y

de las otras fuentes de vibración concerniente a la posición donde se localiza el

sensor de la vibración. El nivel de la vibración es un indicador del desbalance

de la máquina, pero es dependiente en la velocidad de la máquina y el punto

de medición.

Como parte del procedimiento del balanceo de campo se realiza una medición

inicial, que mide el efecto del desbalance de la máquina. Esto da una medida

con amplitud (IPS, mm/s) y un ángulo de fase para el vector inicial (Gráfica N°

1). A continuación se pone un peso de la prueba de una masa establecida en

una posición conocida respecto al rotor y esta información se ingresa en la

unidad. Se pone en funcionamiento nuevamente la máquina a la misma

Diagrama N° 1.



velocidad que el funcionamiento inicial y por el efecto de esta masa de prueba

se obtiene como segunda amplitud y un ángulo de fase (Gráfica N° 2).

La unidad entonces calcula una solución: la masa de corrección y el ángulo en

el cual se ubicará. Después de la corrección se hace un chequeo final a la

misma velocidad de rotación.

Gráfica N° 1. Gráfica N° 2.

Gráfica N° 3.



El efecto de esta masa de prueba “cambia” el vector a una ubicación diferente y con una nueva

amplitud de la vibración de 6.60 mm/s en 160º. A la misma velocidad de funcionamiento se

grafica una línea desde el punto inicial hasta coincidir con el punto con el peso de prueba, para

obtener el ángulo de la masa de la corrección que tiene que ser puesta.

En teoría.

Este ángulo en el ejemplo se calcula en 32º. Teóricamente, girando el vector

32º ahora se tiene la línea del vector que pasa a través de nuestro "objetivo".

Esta línea es al ángulo correcto, pero es demasiado larga. Usando el cociente

de los dos vectores del funcionamiento inicial y del funcionamiento de prueba

con el peso de prueba de 40g, se calcula la masa real de la corrección (vea a

continuación).

Cuando:

Ua = Masa de corrección

m = Masa de prueba en gramos

a = Longitud del vector de prueba

b = Longitud del vector inicial

Calculando:

a

bmUa

gmm

mmg

aU 5.26

59

3940



Como se observa, el nivel original de la vibración de 7.80 mm/s se ha reducido

a 0.62 mm/s (Gráfica N°4.). Lo importante a recordar es que la masa de la

corrección se debe poner correctamente. Ubicando el peso lo más lejos o hasta

un cambio efectivo de las fuerzas centrífugas y si la masa no se pone en el

ángulo apropiado este puede causar una degradación de los resultados del

balance (error del ángulo del vector).

Considerando ambos funcionamientos se sabe que la masa residual de la

corrección es 2.10 g, y la nueva amplitud eficaz después de balancear se ha

reducido desde 7.8 mm/s a 0.62 mm/s. Ésta es una reducción de

aproximadamente 13 veces. ¿Pero qué hace ese medio?

En un proceso de balanceo de una máquina un equipo de medición

(balanceador portátil) proporciona automáticamente los resultados de la medida

en g/mm u oz/pulg. En el balanceo de campo, un cálculo simple proporcionará

el desbalance residual, o la excentricidad, y los resultados se indican en

g/mm/kg.

Gráfica N° 4.



Cálculo del desbalance residual.

Para calcular la excentricidad, asumir la masa de corrección mida el radio (del

desbalance) y divida por la masa del rotor.

e = Desplazamiento del centro de gravedad

µ = desbalance residual en gramos

r = Radio de corrección en mm

M = Masa del rotor en kilogramos

En consecuencia, calculando la excentricidad inicial e, el resultado es 31.54

g•mm/kg, que está fuera del límite permitido de 25 g•mm/kg.

Para calcular la excentricidad inicial einicial

M

re

kgmmgeinicial /54.31420

5005.26



Ahora, se calcula la excentricidad final después de balancear, para el cálculo

utilizamos la masa residual de la corrección de la Gráfica N° 4 (2.10g):

Para calcular la excentricidad inicial efinal

Conclusión.

Observando el Diagrama N° 1. del grado de calidad G6.3 de ISO 1940

podemos ver que estamos dentro de los límites aceptables. Para el rotor de

420 kilogramos que funciona en 2200 RPM, la excentricidad permitida, o “e”,

sería 25 g•mm/kg. Con un desbalance residual de 1050 g•mm (2.1g a un radio

de 500mm), se obtiene una excentricidad residual, o “e”, de 2.5 g•mm/kg

(según se observa en el diagrama 1). La “e” es 10 veces mejor que la

excentricidad permitida eper.

kgmmge final /5.2420

5001.2



TERMINOLOGÍA DE BALANCEO.

– GRADO DE CALIDAD DEL DESBALANCE – GXXX.

Para los rotores rígidos, G, es el producto del desbalance especifico, e, y de

la máxima velocidad angular del funcionamiento del rotor. La velocidad

angular de funcionamiento en RPM es expresado en radianes por segundo.

G = e x ω = constante

– CENTRO DE GRAVEDAD.

El punto en un cuerpo por donde pasan todos los resultados de los pesos

en sus planos correspondientes para todas las direcciones del cuerpo a un

centro de gravedad CG.

– PLANO (BALANCEO) DE CORRECCIÓN.

Plano perpendicular al eje de un rotor en el cual se realiza la corrección del

desbalance.

– DESBALANCE DE PAR.

Es la condición del desbalance para la cual el eje principal central intercepta

en la mitad con el eje del centro de gravedad.

– VELOCIDAD CRÍTICA.

Velocidad en el cual se excita una resonancia del sistema. La resonancia

puede estar en la estructura del apoyo (modo rígido) o puede ser el

resultado de la flexión del rotor (modo flexión).

– DESBALANCE DINÁMICO.

Es la condición del desbalance en la cual el centro del eje principal no es

paralelo y no interseca con el eje del centro de gravedad.

– ROTOR FLEXIBLE.

Un rotor que no satisface la definición de un rotor rígido debido a la

presencia de una deflexión elástica.



– DESBALANCE RESIDUAL PERMISIBLE UPER.

El máximo desbalance residual permitido para un rotor o en un plano de la

corrección.

– EJE PRINCIPAL DE INERCIA “E.P.I”.

Las direcciones de las coordinadas correspondientes para los momentos

principales de la inercia. El balanceo, el termino eje principal inercia se

utiliza para señalar el eje principal central lo más cercano posible y

coincidente con el eje del rotor.

– DESBALANCE (FINAL) RESIDUAL.

El desbalance de cualquier clase que exista después de balancear.

– ROTOR RÍGIDO.

Un rotor se considera rígido si su desbalance se puede corregir en cualquier

de los dos planos de corrección. Después de la corrección, el desbalance

residual no cambia significativamente en cualquier velocidad de

funcionamiento máxima.

– ROTOR.

Un cuerpo capaza de rotar que tiene generalmente por apoyos a los

cojinetes.

– DESBALANCE ESTÁTICO.

La condición del desbalance para la cual el principal central se desplaza

paralelo al eje del rotor.

– DESBALANCE ESPECÍFICO.

El desbalance estático U dividido por la masa m del otro (es decir,

excentricidad total) del rotor.



BIBLIOGRAFÍA.

1. PIOTROWSKI, John. Shaft Alignment Handbook. Marcel Dekker, new Cork.

1995.

2. Heinz P. Bloch and Fred K. Geitner. Machinery Component Maintenance

and Repair, 2005.

3. R. Keith Mobley. Plant Engineering Handbook, 2001.

4. OPTALIGN smart (manual). Prüftechnik Alignment Systems GmbH.

Ismaning, 2006.

Documents

89001517 Alineamiento y Balanceo de Máquinas y Mecanismos