COMO BALANCEAR DIANAMICAMENTE UN ROTOR / BALANCEO DINAMICO DE UN ROTOR ALARGADO.

La teoría está bien, pero ahora ¿cómo balancear en la práctica?, por supuesto una posibilidad es comprar una máquina de balanceo dinámico como la de la figura 1, cuyo costo va en relación al tamaño y el peso de la pieza que se quiere balancear por supuesto son máquinas costosas y solo se justifican con grandes series.

Figura 1 - MAQUINA DE BALANCEO DINAMICO PARA PIEZAS DE HASTA 10 Kg como máximo.

La otra es construir una de construccion casera que permita un balanceo adecuado de piezas alargadas que giran a velocidades moderadas (hasta unos 10000rpm) con una precisión aceptable. A continuación la teoría de la misma (Resumen sacado del libro: J.P. den Hartog (1984). Mecánica de las vibraciones (4ta edición). México: Cia Editorial Continental, S.A.).

En cualquier rotor dado el tamaño y la posición del desbalanceo existente son las incógnitas. Pueden determinarse en una máquina dinámica de balanceo. Un tipo de construcción de una de estas máquinas, utilizando para rotores de tamaños medianos y pequeños se muestra en la (fig. 2).

El rotor se sustenta mediante chumaceras rígidamente fijas a una mesa ligera T. Esta mesa, a su vez, está sustentada por resortes, estando en libertad de girar con respecto a cualquiera de los dos ejes de apoyo F1 o F2, situados sobre los dos planos de balanceo I y II. El rotor se opera, ya sea por medio de una banda, o mediante una flecha flexible; en ambos casos el motor impulsor está separado de la mesa T, e incluso algunas veces se impulsa con el acoplamiento directo de un pequeño motor rígidamente montado sobre T. Este último esquema aumenta el peso de la tabla, situación que no resulta deseable. El impulsor no se muestra en la figura.

El proceso de balanceo es el siguiente. Hagamos F1 un punto de apoyo liberando a F2 y opérese el rotor hasta que junto con la mesa entre en resonancia sobre los resortes. El movimiento de oscilación máximo tiene lugar en el extremo derecho de T, cuya amplitud puede leerse en un indicador de disco. Mediante una serie de operaciones que se describirán en seguida, se determina la posición y la magnitud de la pesa de corrección en el plano II. Con este peso colocado, el rotor y la mesa no vibrarán en lo absoluto. Cualquier desbalanceo del rotor que todavía pudiera existir, no podrá tener momento con respecto al apoyo F1 de manera que este desbalanceo tendrá que tener su resultante situada en el plano I.

A continuación, se libera el apoyo de F1 y se fija el apoyo F2 determinándose entonces la pesa de corrección en el plano I mediante el mismo proceso que estará por describirse. Una vez aplicada esa corrección, los momentos de todas las fuerzas centrifugas con respecto al eje que pasa al través de F1 y F2 son cero. Pero entonces por las leyes de la estática no podrá haber momentos con respecto a ningún otro eje y, por lo tanto, el rotor estará completamente balanceado.
Ahora empezaremos por discutir cómo se determina la magnitud del peso de corrección. Antes de continuar, Primero, es necesario saber que, para un sistema que vibra con amortiguamiento nulo, sucede lo siguiente:
1.- por debajo de la resonancia, (cuando el rotor gira por debajo de su velocidad crítica). La fuerza y el desplazamiento están en fase, esto significa que, si sujetamos un lápiz o un pedazo de tiza cercano a la flecha rotativa vibrante, su trazo coincidirá con la fuerza de desbalanceo, y además corresponderá al punto pesado” (trazo verde en la figura-3).

Figura 3

2.- Por encima de la resonancia, la fuerza y el desplazamiento se encuentran desfasados 180° esto significa que la fuerza de desbalanceo estará situada en el extremo opuesto del trazo del desplazamiento hecho con una tiza o lápiz, correspondiendo por lo tanto al punto ligero (trazo azul en la figura).

3.- En resonancia es decir cuando el disco adquiera exactamente la velocidad crítica el desplazamiento está desfasado 90° atrás del punto pesado. Es lo mismo que decir que la fuerza de desbalanceo sucede 90° adelante del desplazamiento.

Otra observación de suma importancia es que la oscilación se da por encima o por debajo del eje central según la velocidad sea mayor o menor que la de resonancia.

Así pues, la posición del desbalanceo puede obtenerse mediante el trazo, la magnitud de la corrección puede obtenerse mediante varias aproximaciones sucesivas.

En la práctica el método del ángulo de fase es muy inexacto, ya que en la vecindad de la resonancia, el ángulo de fase varía rápidamente con pequeñas variaciones de  la velocidad, mientras que a velocidades notoriamente diferentes de la crítica las amplitudes de la vibración son tan pequeñas que no se puede lograr un trazo satisfactorio.

Otro método más confiable se basa exclusivamente en las observaciones de la amplitud. Consiste en llevar a cabo tres pruebas del rotor en tres condiciones diferentes: (1) sin ningún suplemento en el rotor, (2) con un peso unitario desbalanceado colocado en un agujero arbitrario del rotor, y (3) con el mismo peso desbalanceado colocado en otro agujero diametralmente opuesto.

En la figura 4, sea OA el vector que representa a cierta escala el desbalanceo original del rotor (que es la incognita). Análogamente, sea OB el vector que presenta el desbalanceo total del rotor después de haber colocado el peso unitario en el primer agujero. Es evidente que el vector OB puede considerarse.

Figura 4 - Diagraman vectorial para determinar el desbalanceo en un plano mediante tres o cuatro observaciones de la amplitud. (Si se hace con W<critica, el trazo indicara el lado pesado por lo tanto deberá quitarse peso. Si W>critica indicara el lado liviano por lo tanto deberá añadirse peso).

Como la suma de los vectores OA y AB, donde AB representa ahora el desbalanceo extra introducido. Si ahora quitamos este desbalanceo y lo sustituimos en el agujero diametralmente opuesto, necesariamente esta nueva añadidura del peso desbalanceado estará representada por el vector AC, que es igual y opuesta a AB y, en consecuencia, el vector OC, por ser la suma del desbalanceo original OA con AC, representará el desbalanceo completo de la tercera operación.

Como resultado de las observaciones de la amplitud en estas tres operaciones, se reconocerán las longitudes relativas de los vectores OB, OA y OC, de este modo queda determinada la longitud y dirección del desbalanceo original OA.

Ahora, gracias a que AB representa un peso de desbalanceo conocido, puesto que se introdujo artificialmente, podemos inferir de él la magnitud del desbalanceo original OA que se buscaba. También queda determinada la posición angular   del desbalanceo original OA con respecto a la posición angular AB.
Se advierte que en la construcción de la (fig.4), no se ha hecho otro supuesto fuera de considerar el sistema variando en forma lineal, es decir, que todas las amplitudes de la vibración son proporcionales a las masas desbalanceadas. En los rotores reales esta relación no es completamente cierta, pero es una buena aproximación de la verdad. Si después de pasar por los movimientos mostrados en la (fig. 4), tras haber insertado las pesas de corrección así obtenida, aún quedan presentes vibraciones en la maquinaria, éstas serán mucho menores que la original y en consecuencia, el procedimiento de la (fig.4), puede repetirse una vez más.

VER TAMBIEN:

- que es el balanceo dinamico