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C ollecció «Treballs d’Informática i Tecnología» Núm. 25

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS Francisco T. Sánchez Marín, Antonio Pérez González, Joaquín L. Sancho Bru, Pablo J. Rodríguez Cervantes

PRÓLOGO La idea de escribir este libro surgió tras varios años impartiendo asignaturas de ingeniería mecánica y mantenimiento en la Universitat Jaume I y después de ob­ servar la escasez de libros escritos en español dedicados de forma monográfica al mantenimiento mecánico de máquinas. Desde el principio, el propósito de este libro fue doble: por un lado, servir como libro de texto en cursos de ingeniería me­ cánica y mantenimiento de estudios universitarios y, por otro lado, servir como libro de referencia en el quehacer diario de profesionales técnicos dedicados al mantenimiento industrial. Se ha intentado orientar el texto hacia la práctica, haciendo descripciones es­ quemáticas y concretas de los procedimientos y aportando numerosas figuras que ayuden a la comprensión de los conceptos y de las situaciones explicadas. El contenido está organizado siguiendo la lógica del aprendizaje. En el primer capítulo se realiza una introducción al tema, ubicando el contexto. El capítulo 2 trata de un tema fundamental en el mantenimiento mecánico: la lubricación (o tribología). Los capítulos 3, 4 y 5 tratan sobre el mantenimiento de los elementos mecánicos más habituales en máquinas: engranajes, correas, cadenas, cojinetes y rodamientos. Los capítulos 6 y 7 describen algunas operaciones básicas que se realizan frecuentemente en mantenimiento industrial, como son la alineación y el equilibrado de elementos de máquinas. Finalmente, el capítulo 8 describe las mo­ dernas técnicas de mantenimiento predictivo basado en vibraciones. Dado que el campo de las vibraciones es complejo, se ha incluido un apéndice en el que se rea­ liza una introducción, prácticamente desde cero, a la medida de vibraciones. Este apéndice puede ser revisado por el lector o no dependiendo de sus conocimientos previos en el tema.

Los autores.

ÍNDICE 1. INTRODUCCIÓN 1.1. M antenim iento in d u strial..................................................................................7 1.2. Funciones del m antenim iento in d u stria l....................................................... 8 1.2.1. Funciones primarias del m antenimiento...................................................8 1.2.2. Funciones secundarias del m antenim iento.............................................. 9 1.3. Tipos de m an ten im ien to ..................................................................................10 1.4. O peraciones de m antenim iento m ec á n ic o ..................................................15 1.5. E strategias de m antenim iento in d u stria l....................................................17 1.6. M antenim iento mecánico de m áq u in as....................................................... 20 1.7. Fallo m ecánico.................................................................................................... 22 1.7.1. Tipos de fallo según la probabilidad asociada a la edad de la m áquina.................................................................................................. 22 1.7.2. Tipos de fallos mecánicos.........................................................................23

2. LUBRICACIÓN 2.1. In tro d u c ció n .......................................................................................................27 2.2. Estados de lubricación.....................................................................................29 2.3. Propiedades y composición de los lubricantes........................................... 31 2.3.1. Propiedades de los lubricantes................................................................. 32 2.3.2. Tipos de lubricantes...................................................................................35 2.3.3. A ditivos.......................................................................................................39 2.4. A plicaciones........................................................................................................40 2.5. Análisis de lu b rican tes.....................................................................................45 2.6. Sistemas de lu b ric ac ió n ...................................................................................45 2.6.1. Lubricación m anual...................................................................................45 2.6.2. Sistemas automáticos de lubricación......................................................46

3. MANTENIMIENTO DE ENGRANAJES 3.1. In tro d u c ció n .......................................................................................................51 3.2. C ajas de e n g ra n a je s......................................................................................... 55 3.2.1. Cajas con trenes de engranajes fijo s....................................................... 55 3.2.2. Cajas con trenes de engranajes planetarios............................................ 57

3.3. Instalación de sistem as de e n g ra n a je s......................................................... 58 3.3.1. Selección..................................................................................................... 58 3.3.2. M ontaje........................................................................................................59 3.3.3. Puesta en servicio......................................................................................59 3.4. M antenim iento de en g ran ajes........................................................................60 3.4.1. Tipos de fallos en engranajes................................................................... 60 3.4.2. Lubricación.................................................................................................66 3.4.3. Análisis del estado. Recomendaciones...................................................68

4. MANTENIMIENTO DE TRANSMISIONES FLEXIBLES 4.1. In tro d u c ció n ...................................................................................................... 69 4.2. M antenim iento de c o rre a s.............................................................................. 70 4.2.1. Inspección de transmisiones por correa................................................. 71 4.2.2. Instalación de correas............................................................................... 75 4.2.3. Pretensión de correas................................................................................ 77 4.2.4. Fallo en transmisiones por correa........................................................... 79 4.3. M antenim iento de cadenas............................................................................. 83 4.3.1. Instalación de cadenas.............................................................................. 86 4.3.2. Lubricación de transmisiones por cadena.............................................. 89 4.3.3. Mantenimiento de transmisiones por cadena.........................................95

5. MANTENIMIENTO DE SISTEMAS DE APOYO DE EJES 5.1. In tro d u c ció n ...................................................................................................... 99 5.2. M antenim iento de cojinetes de fric c ió n ....................................................101 5.2.1. Elementos de un cojinete de fricción....................................................101 5.2.2. Tipos de cojinetes....................................................................................101 5.2.2.1. Tipos de cojinetes según el tipo de lubricación......................... 103 5.2.2.2. Tipos de cojinetes atendiendo a la dirección de la carga soportada..................................................................... 104 5.2.2.3. Tipos de cojinetes radiales atendiendo a su configuración geom étrica....................................................................................... 105 5.2.3. M ateriales.................................................................................................106 5.2.4. Tipos de fallo en cojinetes..................................................................... 108 5.2.5. Operaciones de mantenimiento y reacondicionado de cojinetes..... 113

5.3. M antenim iento de rodam ientos.................................................................. 115 5.3.1. Elementos de un rodam iento................................................................. 115 5.3.2. Tipos de rodamientos.............................................................................. 117 5.3.3. Sistemas de fijación de rodamientos.....................................................120 5.3.3.1. Fijación radial de rodam ientos.....................................................120 5.3.3.2. Fijación axial de rodamientos....................................................... 122 5.3.4. Montaje y desmontaje de rodam ientos.................................................126 5.3.4.1. Recomendaciones durante el montaje y desm ontaje.................126 5.3.4.2. Montaje de rodamientos con agujero cilindrico........................ 127 5.3.4.3. Desmontaje de rodamientos con agujero cilindrico...................132 5.3.4.4. Montaje de rodamientos con agujero cónico..............................136 5.3.4.5. Desmontaje de rodamientos con agujero cónico....................... 143 5.3.4.6. Montaje y desmontaje de rodamientos con agujero cónico utilizando manguitos.......................................................................145 5.3.5. Fallo en rodamientos............................................................................... 149 5.3.5.1. Síntomas de fallo ............................................................................ 150 5.3.5.2. Causas de fallo................................................................................ 152 5.3.5.3. Relación entre síntomas y causas................................................ 153 5.3.6. Operaciones de mantenimiento de rodam ientos................................. 153 5.3.6.1. Inspección con máquina en m archa............................................. 156 5.3.6.2. Inspección y mantenimiento con máquina parada.....................158 5.3.6.3. Selección del lubricante................................................................. 160 6. A C O P L A M IE N T O Y A L IN E A C IÓ N D E E J E S 6.1. In tro d u c ció n .................................................................................................... 163 6.2. A coplam iento de e je s .....................................................................................164 6.2.1. Descripción de los acoplam ientos........................................................ 164 6.2.2. Tipos de acoplamientos..........................................................................168 6.2.2.1. Acoplamientos rígidos................................................................... 168 6.2.2.2. Acoplamientos flexibles para potencias pequeñas....................172 6.2.2.3. Acoplamientos flexibles industriales........................................... 176 6.2.3. Instalación y desinstalación de acoplamientos................................... 191 6.2.4. Lubricación de acoplamientos............................................................... 198 6.2.5. Mantenimiento de acoplamientos......................................................... 200 6.2.5.1. Inspección........................................................................................ 200 6.2.5.2. Relubricación...................................................................................201

6.3. Alineación de ejes........................................................................................... 201 6.3.1. Tipos de desalineaciones en e je s .......................................................... 203 6.3.2. Tolerancias de desalineación.................................................................205 6.3.3. Diagnóstico de la desalineación............................................................ 209 6.3.4. Cálculo de los desplazamientos para la alineación.............................210 6.3.4.1. Medida con comparadores.............................................................211 6.3.4.2. Criterio de signos e hipótesis de partida..................................... 213 6.3.4.3. Medida de la desalineación............................................................214 6.3.4.4. Método radial-axial.........................................................................216 6.3.4.5. Método de los comparadores alternados..................................... 222 6.3.4.6. Método de alineación por láser.....................................................228 6.3.5. Consideraciones previas a la alineación de e je s ................................. 232 6.3.6. Procedimiento de alineación.................................................................. 241

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS 7.1. Introducción.................................................................................................... 255 7.2. Sistemas rígidos y flexibles........................................................................... 259 7.3. Rotores rígidos. Tipos de desequilibrio.....................................................260 7.3.1. Desequilibrio estático............................................................................. 260 7.3.2. Desequilibrio dinámico...........................................................................262 7.4. Diagnóstico de desequilibrios...................................................................... 264 7.5. Equilibrado de rotores rígidos.................................................................... 264 7.5.1. Equilibrado en un plano o equilibrado estático.................................. 265 7.5.1.1. Equilibrado en un plano. Método de los coeficientes de influencia....................................................................................266 7.5.1.2. Equilibrado en un plano. Método de las 4 carreras...................267 7.5.2. Equilibrado en dos planos.......................................................................269 7.5.3. Equilibrado estático-dinámico...............................................................271 7.6. Equilibrado de rotores flexibles.................................................................. 272 7.6.1. Método de equilibrado m odal................................................................ 275 7.7. Consideraciones sobre el proceso de equilibrado................................... 277 7.8. Tolerancia y grado de equilibrado.............................................................278 7.9. Dispositivos comerciales de equilibrado...................................................280

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES 8.1. Introducción.................................................................................................... 287 8.2. Niveles de vibración. Norm ativa................................................................. 290 8.2.1. Gráfico de Dresser-Clark........................................................................293 8.2.2. Carta de Rathbone....................................................................................295 % .7.3.>4oxv(\as.\S>0............................................................................................................ .v.TS'S

8.2.4. Norma UNE 20113-14............................................................................ 298 8.2.5. Otras norm as.............................................................................................298 8.3. Organización de un sistema de mantenimiento predictivo..................299 8.3.1. Selección de máquinas y establecimiento de rutas.............................299 8.3.2. Selección de puntos de m edida..............................................................301 8.3.3. Procedimiento de m edida.......................................................................303 8.3.4. Métodos de análisis..................................................................................313 8.3.5. Bases de datos e informes.......................................................................322 8.4. Diagnóstico de causas de vibración............................................................323 8.4.1. Desequilibrio de rotores..........................................................................324 8.4.2. Excentricidad............................................................................................326 8.4.3. Entrehierro no uniforme en motores eléctricos................................... 327 8.4.4. Eje deformado.......................................................................................... 328 8.4.5. Desalineación........................................................................................... 329 8.4.6. Holguras.................................................................................................... 330 8.4.7. Resonancia................................................................................................332 8.4.8. Eje agrietado.............................................................................................335 8.4.9. R o ces.........................................................................................................338 8.4.10. Fallo en engranajes............................................................................... 339 8.4.11. Fallo en rodamientos............................................................................. 343 8.4.12. Problemas en cojinetes de fricción.....................................................347

APÉNDICES A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA A .l. Vibración mecánica. Definiciones..............................................................353 A.2 Transformación al dominio de la frecuencia...........................................358 A.2.1. Funciones periódicas.............................................................................. 358 A.2.2.Funciones no periódicas.........................................................................362 A.3. Vibración de los sistemas m ecánicos........................................................ 365 A.3.1. Sistema de un grado de libertad............................................................ 366 A.3.2.Frecuencia natural de vibración.............................................................367 A.3.3. Resonancia................................................................................................367 A.3.4. Vibración de sistemas de múltiples grados de libertad...................... 367 A.4. Medida de la vibración................................................................................ 368 A.4.1. Transductores................................................. ........................................ 369 A.4.2. Módulo de acondicionam iento..............................................................373 A.4.3. A nalizador................................................................................................373 A.5. Conceptos asociados a la medida de vibraciones.................................. 384 A.6. Ejemplo de m ed ida....................................................................................... 386

B. BIBLIOGRAFÍA

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INTRODUCCIÓN

1.1. MANTENIMIENTO INDUSTRIAL El mantenimiento industrial abarca tantos aspectos diferentes, que es fácil en­ contrar en la literatura multitud de definiciones. El concepto está íntimamente rela­ cionado con el objetivo de toda industria y su modo de funcionamiento, el cual a su vez depende de la situación del mercado en el que se encuentra. El objetivo primordial de una industria (en su función de empresa) es generar riqueza en el entorno en el que se desarrolla y para ello, además de otras considera­ ciones (por ejemplo, ser respetuosa con el medio ambiente), debe procurar maximizar sus beneficios. Así, puede decirse que el mantenimiento ayuda a este objeti­ vo. El grado de consecución del mismo depende de varios factores, dentro de los cuales figura el tipo de mantenimiento implantado. Sin embargo, como se ha mencionado, la importancia relativa del mantenimien­ to para lograr el objetivo anterior depende de la situación del mercado. En un mer­ cado en auge y crecimiento, en el que se puede vender tanto como se produzca, las industrias tratan maximizar su capacidad de producción llegando a funcionar todo el tiempo disponible. En tal situación, el mantenimiento es un aspecto fundamental para conseguir una producción máxima, ya que una parada larga causada por la avería de una máquina crítica puede afectar a la producción de toda la planta duran­ te horas (incluso días) y conllevar grandes pérdidas económicas por lo que se po­ dría haber producido y no se produjo (coste de oportunidad). Por el contrario, en un mercado en declive la producción es más relajada; no se trabaja contrarreloj y una avería provoca pérdidas mucho menores. En consecuencia, la eficiencia con que se lleve a cabo el mantenimiento posee mucha menos relevancia. Desde un punto de vista amplio, puede decirse que el mantenimiento industrial es una disciplina con la que, antes o después, se relacionan todas las demás disci­ plinas involucradas en el proceso de producción industrial. Pero precisamente esta dilatada interrelación hace que la función mantenimiento constituya uno de los pilares fundamentales que condiciona la eficiencia de cualquier industria moderna. En cierto sentido, el resto de disciplinas involucradas dependen en mayor o menor medida del mantenimiento; de tal forma que cualquier intento de producción sin mantenimiento resulta caótico, aunque el resto de tareas se realicen con gran per­ fección. Esto es tanto más así cuanto mayor sea la intención de maximizar la pro­ ductividad.

El mantenimiento industrial es, aparte de una disciplina, una estrategia que pue­ de ser aplicada de forma intensiva, moderada, modesta o nada en absoluto; depen­ diendo de un gran número de variables cuya constitución habitualmente está más allá de soluciones inmediatas u obvias. En la práctica, dentro del tejido industrial de cualquier comunidad existe una distribución casi continua del nivel de intensifi­ cación del sistema de mantenimiento implantado. Es posible encontrar desde los sistemas de implantación más extremos en los que existe expresamente un Depar­ tamento de Mantenimiento con una gestión extensiva de las operaciones; hasta industrias en las que el mantenimiento se realiza de forma errática persiguiendo más sobrevivir a la producción diaria que maximizar la eficiencia. Por otro lado, la implantación de un sistema de mantenimiento en una industria no es una tarea fácil, ya que involucra a todos los departamentos y a todos los es­ tamentos de la misma. Debe tener un respaldo sólido por parte de la dirección y debe contar con el apoyo de todos. Posee una especial relevancia debido a que sin mantenimiento resulta imposible lograr unos niveles altos de eficiencia en la pro­ ducción. Finalmente, la calidad del programa de mantenimiento tiene una influencia im­ portante sobre la calidad final del producto. Por este motivo, cuando se persigue una calidad máxima en el producto, es necesario potenciar la intensidad y calidad del trabajo de mantenimiento.

1.2. FUNCIONES DEL MANTENIMIENTO INDUSTRIAL El mantenimiento industrial está definido por las funciones que le son atribui­ das. Estas funciones pueden clasificarse en dos grandes grupos atendiendo a la dedicación por parte del grupo de mantenimiento.

1.2.1. F U N C IO N E S P R IM A R IA S D E L M A N T E N IM IE N T O Las funciones primarias del mantenimiento son aquellas que el Departamento de Mantenimiento debe realizar diariamente, dedicando la mayor parte de su tiem­ po. Estas funciones principales se pueden agrupar dentro de las siguientes categorí­ as: -

Mantenimiento del equipo industrial. Esta es la principal actividad atribuida al grupo de mantenimiento. Consiste en la realización de las reparaciones nece­ sarias en la maquinaria de producción de forma rápida y económica. Esto inclu­ ye la anticipación a los fallos y el empleo de técnicas de mantenimiento preven­ tivo donde sea posible.

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Inspección y lubricación de equipos. Esta es una operación esencial comple­ mentaria a la reparación de las máquinas. Consiste en el examen regular de las mismas con el fin de detectar y subsanar posibles causas de fallo antes de que éste ocurra. También consiste en la limpieza, lubricación y puesta a punto pe­ riódica de los elementos de las máquinas, con el fin de optimizar su funciona­ miento y durabilidad. Aunque en algunas industrias esta tarea es asignada a otros grupos de trabajo ajenos al de mantenimiento (incluso externos a la indus­ tria de que se trate), la implicación del grupo de mantenimiento en el proceso proporciona generalmente un incremento de la estandarización y un mejor se­ guimiento. Mantenimiento de edificios y terrenos. La reparación de edificios y propieda­ des externas a las plantas también son tareas habitualmente asignadas al Depar­ tamento de Mantenimiento, aunque estas competencias deben estar limitadas. Así, por ejemplo, si es necesario el mantenimiento de grandes extensiones de te­ rrenos adyacentes a la planta, éste debe ser organizado de una forma especial, pudiendo llegar a ser necesario subcontratarlo a una empresa especializada. Por otro lado, las tareas de limpieza general de la planta deben estar atribuidas a un grupo aparte (interno o externo a la empresa) descargando al Departamento de Mantenimiento de esta tarea. Gestión de la información relativa al mantenimiento. La mayor parte de los sistemas de mantenimiento se basan en la explotación de información histórica. Es, por tanto, tarea del grupo de mantenimiento realizar una gestión, lo mejor posible, de la información obtenida de todas las intervenciones, con el fin de disponer de un historial de casos y soluciones que permita en el futuro afrontar los problemas que surjan de la forma más eficiente posible. Esta gestión está, también íntimamente relacionada con el tipo de mantenimiento que esté implan­ tado, especialmente con los tipos preventivo y predictivo. Modificación de las instalaciones y realización de instalaciones nuevas. Esta tarea compete o no al Departamento de Mantenimiento dependiendo general­ mente del tamaño de la industria. En industrias pequeñas (con una única planta), esta tarea es habitualmente subcontratada a otras empresas, que siguen las pres­ cripciones de la primera. Sin embargo, las grandes industrias (especialmente las que cuentan con múltiples plantas) en continua expansión suelen disponer de un grupo de instalación que puede depender del Departamento de Mantenimiento o ser independiente y trabajar en íntima colaboración con éste.

1.2.2. F U N C IO N E S S E C U N D A R IA S D E L M A N T E N IM IE N T O Aparte de las funciones primarias descritas anteriormente, existen algunas otras funciones que pueden estar atribuidas al Departamento de Mantenimiento por ra-

zones de conveniencia o por requerimiento de conocimientos técnicos. Entre estas funciones secundarias se encuentran las siguientes:

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Gestión de almacenes de mantenimiento. La gestión de los almacenes de re­ puestos de máquinas es una tarea que, generalmente, está atribuida al grupo de mantenimiento ya que éste realiza su función en íntima relación con estos alma­ cenes. Seguridad de las plantas. En algunos casos, las funciones de seguridad de las plantas industriales se incorporan al departamento de ingeniería de manteni­ miento. Estas funciones incluyen la gestión del personal de seguridad, de los equipos de prevención y protección contra incendios y el tratamiento de las re­ comendaciones de seguridad laboral. Eliminación de residuos. La gestión de los residuos generados por la planta es también habitualmente gestionada desde el departamento de mantenimiento. Otras. Como las anteriores, existe una gran multitud de funciones con posibili­ dad de ser atribuidas al grupo de mantenimiento. Sin embargo, es importante delimitar con gran concreción la autoridad y responsabilidad del grupo ante ca­ da una de estas funciones.

1.3. TIPOS DE MANTENIMIENTO Existen varios tipos de mantenimiento con diferencias en cuanto a objetivos, planificación, recursos necesarios, etc. En la actualidad, en las grandes industrias, ninguna de estos tipos se utiliza exclusivamente, sino que se realiza un manteni­ miento planificado que combina los diferentes tipos con el objetivo de optimizar los costes globales y la disponibilidad de los equipos, tal como se describe en el apartado 1.5. Diversos términos como Mantenimiento Proactivo, Mantenimiento Basado en la Fiabilidad (Reliability Based Maintenance, o RBM) o Mantenimiento Productivo Total ( Total Productive Maintenance , o TPM) designan formas diferen­ tes de enfocar la planificación del mantenimiento en una planta industrial combi­ nando los cuatro tipos básicos citados así como ciertos enfoques adicionales. Estas tipologías básicas de mantenimiento son las siguientes:

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Mantenimiento ante fallo. También llamado mantenimiento frente a rotura {Breakdown Maintenance ), se refiere a las operaciones de mantenimiento que tienen lugar tras el fallo y cuyo objetivo fundamental es la rápida devolución de la máquina a las condiciones de servicio. Para ello se pone énfasis en sustituir o reparar rápidamente las piezas que han fallado. Si bien es un tipo de mantenimiento poco desarrollado, en la actualidad se utili­ za masivamente junto con el mantenimiento correctivo debido, en unos casos, a

un desconocimiento más avanzado de las técnicas de mantenimiento y a la falta de organización aunque, en otros casos, está plenamente justificado por ser el método más eficiente. La ventaja fundamental de este método es la rapidez de la puesta en funciona­ miento de la máquina y que las diferentes piezas se usan hasta que fallan, ago­ tando de este modo su vida útil. Sin embargo, las desventajas que presenta este método son numerosas, pudién­ dose destacar las siguientes: • En este tipo de mantenimiento no se busca la causa origen de la avería (que no necesariamente se encuentra en la pieza que ha fallado) por lo que, tras la reparación, la avería se volverá a repetir en un corto espacio de tiempo. Por ejemplo si existe un desequilibrio en un eje de una máquina se produci­ rá un desgaste rápido de los rodamientos y como consecuencia un deterioro de los mismos. La acción reparadora se limitará a sustituir los rodamientos defectuosos. Sin embargo, el problema de fondo no se solucionará en tanto no se corrija el desequilibrio existente. • El trabajo de mantenimiento no puede ser planificado, dado que no se sabe cuándo se va a producir el fallo (imposibilidad de previsión). Así, el fallo puede producirse cuando el personal técnico de mantenimiento no está en la planta (durante la noche, por ejemplo) lo que retrasa la reparación y puesta en servicio. Además, en el caso de que varios fallos se produzcan simultáneamente, el personal de mantenimiento puede sufrir una acumula­ ción puntual de trabajo que impida el restablecimiento normal de la fabri­ cación de forma inmediata. • Obliga a la existencia de repuestos suficientes para cubrir las eventuales reparaciones y evitar largas paradas esperando a los repuestos lleguen a la planta, lo que incrementa el coste de material inmovilizado y de almacén. • Si la reparación no es rápida el fallo de la máquina puede dar lugar a una pérdida económica importante al producirse una parada de producción, es­ pecialmente en máquinas críticas dentro de la línea. • Las averías, al ser imprevistas, pueden ser graves para la máquina, ya que el fallo de un elemento puede dar lugar al fallo de otro elemento conectado al mismo. En ocasiones, el fallo de una pieza pequeña y poco costosa pro­ voca un fallo catastrófico en la máquina que se traduce en una pérdida eco­ nómica importante. • Las averías imprevistas pueden dar lugar a siniestros con consecuencias graves para el personal o el resto de las instalaciones. Así, este tipo de mantenimiento no reduce el riesgo de daños en los trabajadores ni en las instalaciones.

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Mantenimiento correctivo. Este tipo de mantenimiento tiene las mismas carac­ terísticas que el anterior (mantenimiento ante fallo) salvo en que considera ne­ cesario no solo reparar la máquina averiada sino también buscar, diagnosticar y corregir la causa real que provocó el fallo. Las ventajas e inconvenientes de este método son las mismas que en el mante­ nimiento ante fallo, con la salvedad de que, al reparar la causa original del fallo, se previene la rápida reaparición del mismo. Este método, más indicado que el mantenimiento ante fallo (no correctivo), sólo es aplicable cuando existe disponibilidad suficiente de equipos de repuesto y la sustitución es rápida, económica, y no supone interrupciones ni perjuicios en el proceso productivo. Esto suele ser así en el caso de máquinas sencillas y baratas y de las cuales existen varias unidades en la planta industrial, lo que permite con un repuesto reducido cubrir gran parte de los eventuales fallos. En estos casos, probablemente el mantenimiento correctivo sea más económico y eficiente que cualquier otro. Mantenimiento preventivo. Es un tipo de mantenimiento cuyo objetivo consis­ te en prevenir el fallo. El mantenimiento preventivo más común es el planifica­ do (PPM, Planned Preventive Maintenancé). Se basa en el establecimiento de una rutina sustitución de piezas a intervalos periódicos de tiempo. En la mayoría de casos la sustitución de un componente se realiza sistemáticamente, indepen­ dientemente del estado de la pieza, basándose en el número de ciclos realizados o el tiempo de trabajo de la máquina y en la información histórica del tiempo medio entre fallos (MTBF, Mean Time Between Failure) del componente. De este modo tratan de evitarse los fallos inesperados. El éxito del método radica en una adecuada elección de los intervalos de sustitución de las piezas. Este tipo de mantenimiento también incluye las operaciones preventivas que se ejecutan aprovechando alguna coyuntura (máquina parada por cuestiones de producción, máquina parada por avería de otra pieza, etc.) que permita obtener un beneficio al realizar en ese momento la sustitución de la pieza a la que se aplica prevención (mantenimiento preventivo de oportunidad). La ventaja de este método, frente al mantenimiento correctivo, es que la planifi­ cación del mantenimiento es más sencilla, produciéndose un menor número de imprevistos y paradas no programadas de producción. Además, reduce la nece­ sidad de almacenamiento de repuestos, ajustando la adquisición de los mismos a los períodos planificados de inspección. El método es especialmente indicado para aquellos componentes que tienen una curva de deterioro claramente depen­ diente del número de ciclos, como por ejemplo los filtros. De hecho el cambio de aceite y filtros o bujías en un automóvil es un claro ejemplo de la aplicación de una estrategia de mantenimiento preventivo. Sin embargo, este método tiene algunas desventajas, entre las que cabe reseñar:

• Puede resultar antieconómico si los períodos de sustitución de piezas no es­ tán correctamente definidos (no se agota la vida útil de las piezas), labor complicada dado el elevado número de factores variables que pueden afec­ tar a la vida de algunas piezas. • La intervención preventiva sobre la máquina por un operario puede intro­ ducir nuevos fallos en la misma, debidos a errores humanos en los trabajos de sustitución, fallos que no se habrían producido sin dicha intervención. • En máquinas cuyo funcionamiento no es continuo esta estrategia obliga a incorporar contadores de diversos tipos para controlar los períodos de in­ tervención. • La probabilidad de fallo del sistema no se reduce si la sustitución se realiza dentro del rango de vida útil de la pieza (zona plana de la curva de la bañe­ ra), produciéndose en cambio un coste económico al reemplazar una pieza que aún podía funcionar correctamente por mucho tiempo. • Las paradas de producción necesarias para realizar las operaciones de man­ tenimiento preventivo afectan al ritmo normal de producción y pueden su­ poner un coste elevado que en algunos casos puede no recuperarse. Esto puede paliarse, en parte, en los casos en que la sustitución se realiza apro­ vechando paradas de la producción que igualmente debían realizarse por otros motivos técnicos. -

Mantenimiento predictivo. Este método, también llamado mantenimiento basado en la condición (c o n d itio n -b a sed m aintenance, o condition m on itorin g ) corrige las desventajas del mantenimiento preventivo, cambiando las sustitucio­ nes periódicas por inspecciones periódicas en las que no se sustituyen piezas, sólo se analiza el estado de la máquina mediante la medida de una serie de pa­ rámetros objetivos. Cuando los parámetros medidos demuestran la inminencia de un fallo, se actúa con una operación correctiva que subsana la causa del fallo y repara o sustituye las piezas dañadas o desgastadas. La medida de los parámetros se realiza sin necesidad de parar la máquina ni in­ terrumpir la producción. En algunos casos la medida del valor de estos paráme­ tros se realiza de forma continua, dando lugar al mantenimiento predictivo Onli­ ne o continuo; en otros la medida se realiza con una periodicidad definida. El intervalo de inspección debe fijarse en un tiempo que permita detectar variacio­ nes en el estado de la máquina, caso de que las haya habido, y corregir o susti­ tuir los elementos necesarios antes de que se produzca el fallo Algunos de los parámetros más usados como indicador del estado de la máquina o de algunos de sus componentes son el nivel de ruido, el nivel de vibración, el nivel de partículas metálicas en el lubricante, la temperatura, u otros parámetros característicos del funcionamiento de cada máquina en concreto (caudal, presión en el caso de bombas, intensidad o voltaje para máquinas eléctricas). De todos

ellos el nivel de vibración es el más universalmente usado en el mantenimiento predictivo de maquinaria, por ser uno de los que permite detectar con mayor fiabilidad un gran número de potenciales fallos El mantenimiento predictivo está especialmente indicado en aquellas máquinas en las que un fallo produce un elevado riesgo para la seguridad (grandes máqui­ nas, máquinas que trabajan con materiales peligrosos, vehículos de transporte de personas, instalaciones de energía nuclear) o tiene un coste elevado, bien por la posibilidad de fallo catastrófico de la máquina (máquinas únicas, caras), bien por provocar una parada de producción (máquinas críticas en una línea de pro­ ducción). Las ventajas más destacadas de este tipo de mantenimiento son: • Los períodos de vida de las piezas pueden agotarse al máximo, disminu­ yendo el número de intervenciones y evitando los fallos inesperados. • Se reduce la necesidad de almacenamiento de piezas, pues las que hayan de sustituirse pueden adquirirse con la suficiente antelación. • La inspección con técnicas adecuadas permite detectar el origen de los problemas de la máquina y no sólo sus síntomas y, además, sin necesidad de parar su funcionamiento. • La información histórica sobre la evolución de los parámetros permite un mejor conocimiento de las máquinas, de su funcionamiento y de sus modos de fallo. • Cuando ha de realizarse la reparación ésta es más rápida ya que se ha de­ tectado previamente el punto en el que ha de trabajarse. • Mejora la seguridad de la planta al reducirse la probabilidad de producción de accidentes como consecuencia de fallos imprevistos. Sin embargo, la introducción de este método de mantenimiento no está exenta de inconvenientes. Algunos de ellos son: • La necesidad de una mayor formación del personal en las diferentes técni­ cas de inspección y en la interpretación de los valores de los parámetros obtenidos, de forma que se evite la aparición de fallos o la realización de paradas innecesarias como consecuencia de una mala interpretación de los parámetros. • La inversión necesaria en diferentes equipos de medida y registro de pará­ metros y en la elaboración de una base de datos adecuada. • La falta de experiencia sobre el valor de los parámetros que indica un esta­ do peligroso de la máquina, especialmente en las etapas iniciales, con las consiguientes dudas sobre el momento en que la parada para reparación es obligada.

• El posible aburrimiento de los operarios por la toma de datos que normal­ mente se van repitiendo, sin producirse cambios en grandes períodos de tiempo, antes de que aparezca una situación crítica. Como se ha visto, cada uno de los cuatro tipos de mantenimiento que se han descrito posee ventajas e inconvenientes que lo hacen o no indicado en cada situa­ ción. La tabla 1.1 muestra un resumen de sus características, indicando si cada aspecto evaluado es positivo (+) o negativo (-).

Evita que se produzca el fallo Corrige la causa real del fallo Las operaciones sue­ len costar mucho tiempo debido a la imprevisión Las operaciones pue­ den ser innecesarias y pueden ser causa de nuevos fallos Permite planificar el mantenimiento Exige disponer de un surtido almacén de repuestos Permite agotar la vida útil de las piezas Requiere el conoci­ miento de técnicas complejas Exige una importante inversión en medios para el mantenimiento Contribuye a mejorar la seguridad global de la planta

Mantenimiento ante fallo

Mantenimiento correctivo

Mantenimiento preventivo

Mantenimiento predictivo

NO (-)

NO (-)

SÍ (+)

S í(+ )

NO (-)

s í (+)

Sí (+)

s í (+)

S í( - )

S í( - )

NO (+)

NO (+)

N O (+)

NO (+)

s í (-)

NO (+)

NO (-)

NO (-)

Sí (+)

Sí (+)

s í (- )

S í( - )

NO (+)

NO (+)

Sí (+)

s í (+)

N O (-)

Sí (+)

NO (+)

NO (+)

NO (+)

Sí (-)

N O (+)

NO (+)

NO (+)

Sí (-)

NO (-)

NO (-)

s í (+)

Sí (+)

Tabla 1.1. Diferencias fundam entales entre los distintos tipos de mantenimiento

1.4. OPERACIONES DE MANTENIMIENTO MECÁNICO En una primera clasificación, las operaciones de mantenimiento se pueden dis­ tinguir por su objetivo. Excluyendo las operaciones de ampliación y reconstrucción

de maquinaria (que no son de mantenimiento propiamente dicho), existen opera­ ciones de corrección, cuyo objetivo es subsanar alguna deficiencia en los elementos y ensamblajes que componen la máquina (geometría o masa inadecuadas, posición incorrecta, etc.); operaciones de reparación de elementos dañados y operaciones de sustitución de elementos cuando éstos están demasiado dañados para poder ser reparados. Por otro lado, las operaciones de mantenimiento también se pueden distinguir por el momento en que se realizan con relación al momento del fallo. Así, existen operaciones que se realizan antes del fallo cuyo objetivo suele ser prevenir dicho fallo y operaciones que se realizan tras el fallo, cuyo objetivo suele ser reparar el fallo (o la causa que lo originó) y devolver a la máquina al estado de funcionamien­ to. Teniendo en cuenta estas consideraciones, las operaciones de mantenimiento mecánico se clasifican habitualmente en: -

-

-

Operaciones de mantenimiento de reparación tras el fallo. Son operaciones que se realizan como reacción ante el fallo de una máquina. Normalmente estas operaciones están destinadas a devolver a la máquina a las condiciones de ser­ vicio. Así, por ejemplo, cuando falla un rodamiento las operaciones de desmon­ taje sustitución y montaje del nuevo rodamiento son de este tipo. El servicio de mantenimiento será tanto más efectivo cuanto menor sea el tiempo de puesta en servicio por encima del nivel mínimo de fiabilidad exigido. Operaciones de mantenimiento correctivo tras el fallo. Como las anteriores, estas operaciones se llevan a cabo también tras el fallo. Sin embargo, el objetivo es la búsqueda y subsanación de la causa origen del fallo, que no necesariamen­ te se encuentra en la pieza que ha fallado. Por ejemplo, el fallo de un rodamien­ to puede deberse a una mala alineación de los ejes. Las operaciones de mante­ nimiento correctivo son aquellas que buscan la causa del fallo del rodamiento y corrigen esa causa. Operaciones de mantenimiento preventivo. Son operaciones de sustitución o corrección de componentes destinadas a prevenir el fallo de la máquina. Existen dos tipos de operaciones de mantenimiento preventivo: las planificadas y las de oportunidad. Las operaciones planificadas son operaciones cuyo momento de ejecución ha sido programado con antelación y suelen estar incluidas en un programa de mantenimiento. Las relubricación de distintos puntos de una máquina o la susti­ tución periódica del lubricante son claros ejemplos de operación de manteni­ miento preventivo planificado. Las operaciones de mantenimiento preventivo de oportunidad ocurren durante reparaciones tras un fallo o a intervalo fijo, pero sobre otros elementos distintos de los que los que son el objeto principal de la reparación. Es decir, se aprove-

-

-

cha la coyuntura del fallo o de la reparación a intervalo fijo para realizar mante­ nimiento sobre otras piezas. Los motivos para este tipo de mantenimiento son fundamentalmente dos: sustitución de piezas con mala accesibilidad pero que han quedado al descubierto con motivo de la reparación principal y aprovecha­ miento de la parada para la reparación para sustituir otras piezas, en máquinas que funcionan continuamente que tienen un alto coste de parada o indisponibilidad. Operaciones de mantenimiento predictivo o de análisis del estado de la máquina. Son operaciones cuyo objetivo es estimar el estado de funcionamien­ to de la máquina y la cercanía en el tiempo de un posible fallo. Estas operacio­ nes suelen estar destinadas a medir uno o varios parámetros de la máquina y uti­ lizar la información histórica para evaluar la situación de la máquina y su evo­ lución hacia un fallo potencial (es decir, predecir el fallo). Estas operaciones se llevan a cabo periódicamente logrando realizar un seguimiento del estado de la máquina. Cuando se prevé que el fallo es inminente, es necesario realizar opera­ ciones de mantenimiento correctivo antes de que éste se produzca. Operaciones de mantenimiento correctivo basado en el estado de la máqui­ na. Son operaciones de corrección que se realizan para subsanar deficiencias que están a punto de provocar un fallo en la máquina. Se realizan, por tanto, an­ tes del fallo y la necesidad de realizar estas operaciones suele estar indicada por los resultados del análisis del estado de la máquina (mantenimiento predictivo). Dentro de estas operaciones de mantenimiento correctivo se incluyen tanto las operaciones de corrección de deficiencias (alineación de ejes, equilibrado de ro­ tores, etc.) como las de reparación o sustitución de elementos defectuosos (ro­ damientos, correas, cadenas, etc.).

1.5. ESTRATEGIAS DE MANTENIMIENTO INDUSTRIAL La estrategia de mantenimiento de una industria identifica cómo la industria se enfrenta a la necesidad de mantenimiento inevitablemente asociada a la actividad productiva. Las mejores estrategias de mantenimiento son aquellas que involucran los cua­ tro tipos de operaciones vistas en el apartado anterior. Esto es debido a que, aunque se implante un sistema basado en el apartado 1.3, siempre existirá un porcentaje de incertidumbre que hará imposible eliminar completamente las averías. Así, las operaciones de mantenimiento ante fallo y correctivo, posteriores a las averías, siempre serán necesarias. Pese a esto, es cierto que las estrategias que permiten minimizar el riesgo de fa­ llo son beneficiosas porque favorecen la producción. Pero también suelen requerir una mayor inversión en equipos de mantenimiento y en formación del personal.

Así, de nuevo, el óptimo intermedio depende del tipo de industria y de la situación del mercado en el que opera. Dependiendo de los tipos de tareas involucrados en el programa de manteni­ miento se pueden distinguir cuatro diferentes estrategias: -

-

-

-

Estrategias básicas. Son estrategias que involucran exclusivamente operacio­ nes de mantenimiento ante fallo y de mantenimiento correctivo. Son poco efi­ cientes ya que no buscan reducir los costes de mantenimiento ni maximizar la productividad. Suelen estar implantadas en industrias pequeñas y poco evolu­ cionadas o, a veces, en industrias que están inmersas en un mercado en profun­ da crisis y que persiguen sobrevivir más que producir de manera eficiente. Estrategias moderadamente intensivas. Son estrategias basadas en operacio­ nes de mantenimiento correctivo y preventivo, con una evolución intermedia de este último. Estas estrategias poseen un programa de mantenimiento modesto, lo que implica que la recolección de la información de mantenimiento está poco sistematizada, los programas y las rutas de mantenimiento están poco elabora­ dos y la periodicidad de sustitución de componentes no ha sido optimizada ni está sujeta a una evolución continua. Se obtiene beneficio del mantenimiento, pero podría obtenerse un beneficio mayor reduciendo el número de averías y alargando la vida en funcionamiento de los componentes. Estrategias intensivas. Cuentan con todos los tipos de operaciones de mante­ nimiento. Las máquinas poco críticas suelen llevar asociadas operaciones de mantenimiento correctivo en mayor medida y preventivo en menor medida. So­ bre las máquinas esenciales suelen realizarse operaciones de mantenimiento preventivo fundamentalmente; mientras que en las máquinas críticas suele reali­ zarse un seguimiento de la condición de funcionamiento mediante técnicas de mantenimiento predictivo. Además, el programa de mantenimiento suele estar optimizado y sometido a una evolución continua. Se han estudiado las rutas de trabajo, se recoge sistemáticamente la información, se gestiona la interpretación de la misma mediante programas informáticos y se evolucionan continuamente los períodos de mantenimiento preventivo. Estas estrategias también se caracterizan por contar con medios suficientes y con personal formado para realizar las tareas y la gestión del mantenimiento de manera eficiente y ordenada. Son, por tanto características de industrias econó­ micamente fuertes, pertenecientes en muchos casos a empresas multinacionales. Estrategias integrales. En la actualidad, una gran parte de estas estrategias se basan en la filosofía de producción y mantenimiento industrial ideada por S. Nakajima en 1988 y denominada por éste mantenimiento total productivo (Total Productive Maintenance o TPM). TPM tuvo sus orígenes en la industria japo­ nesa de automoción de la década de 1970. Este sector incorporó en esa época

los conceptos de control total de la calidad ( Total Quality Control o TQC), pro­ ducción basada en la rápida disponibilidad (Just In Time o JIT) y la involucra­ r o n total de los empleados en el proceso productivo (Total Employee Involvement o TEI). A finales de la década de 1980, Nakajima recopiló estos y otros conceptos en una única filosofía destinada a maximizar la producción a través del mantenimiento (TPM). Así, TPM puede definirse como una estrategia de mantenimiento perfeccionista que, además de tratar de evitar las paradas largas de las máquinas, también persigue evitar que se produzcan paradas cortas (Na­ kajima defendía que la principal pérdida de productividad de la industria japo­ nesa de la década de 1980 no era provocada por las paradas largas en las má­ quinas, sino por la suma de las muchas paradas cortas). Una de sus característi­ cas fundamentales es que el operador de cada máquina o instalación es respon­ sable de su funcionamiento tanto como de su mantenimiento diario. La implementación de una estrategia basada en TPM puede generar ahorros considerables en costes mediante el incremento de la productividad. Sin embar­ go, su posibilidad de implementación está asociada al grado de automatización de la industria, de tal manera su implantación en empresas en las que el grado de automatización es bajo puede tener poco sentido. Por otro lado, el grado de implantación del método TPM depende también de la naturaleza social del colectivo de trabajadores de la industria. En este sentido, se ha demostrado que en industrias europeas no es posible alcanzar el grado de perfección (o pureza) de TPM que se ha alcanzado en industrias japonesas, po­ siblemente debido a la naturaleza más metódica y ordenada de la sociedad ni­ pona. Esto ha propiciado la aparición de estrategias derivadas de TPM en las que la filosofía original de Nakajima ha sido adaptada a las características de la sociedad en la que se implanta, persiguiendo tan solo acercarse a los objetivos ideales propuestos por el método TPM. Como se ha dicho anteriormente, la estrategia adecuada para cada industria de­ pende de numerosos factores entre los que se encuentran: su tamaño, su grado de automatización, su capacidad de producción, el mercado en el que opera, etc. En general, se ha demostrado que las estrategias intensivas producen mayores benefi­ cios en industrias que tratan de maximizar su producción, aunque éstos se obtienen a medio y largo plazo y, además, requieren una mayor inversión en equipos y per­ sonal. Por otro lado, las estrategias menos intensivas producen menos beneficios pero éstos se obtienen a corto plazo y requieren una inversión mucho menor para el mantenimiento. Por este motivo, las industrias suelen comenzar con estrategias básicas para posteriormente evolucionar hacia estrategias intensivas según van creciendo y consolidándose en el mercado. Sin embargo, hay excepciones, exis­ tiendo industrias medianas y pequeñas que se benefician de estrategias de mante­ nimiento relativamente intensivas gracias a la subcontratación de las tareas de man-

tenimiento predictivo, lo que les permite ahorrar la inversión en los equipos nece­ sarios para realizar dicho mantenimiento.

1.6. MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS El mantenimiento industrial involucra una gran cantidad de especialidades des­ de la de gestión de la producción industrial hasta la energética, pasando por la eléc­ trica, automática, etc. Una de estas especialidades es la mecánica y el conjunto de operaciones de mantenimiento relacionadas con ella es llamado mantenimiento mecánico de má­ quinas. Dentro del mantenimiento mecánico se engloban las acciones destinadas a la reparación o conservación de máquinas y mecanismos, sus elementos y disposi­ tivos, teniendo en cuenta la función para la que fueron diseñados. El mantenimiento mecánico ha cobrado una creciente importancia desde la re­ volución industrial hasta la actualidad debido al continuo desarrollo científico. Este desarrollo ha conllevado el avance de la tecnología del equipamiento industrial, caracterizándose este último por una mayor complejidad, sofisticación y velocidad. Consecuentemente, se ha generado la necesidad de profesionales destinados a la cada vez más especializada tarea de conservación (mantenimiento) de los moder­ nos equipos industriales. De acuerdo con el grado de complejidad actual de las máquinas y de una forma generalista, el ingeniero de mantenimiento mecánico debe poseer conocimientos extensivos en tres áreas fundamentales: maquinaria, funcionamiento físico e ins­ trumentación. Los conocimientos sobre maquinaria hacen referencia al diseño y construcción de máquinas, procedimientos de reparación de las mismas y tipologí­ as de funcionamiento. Los conocimientos de funcionamiento físico incluyen cam­ pos técnicos tales como estática, dinámica, cinemática, mecánica de materiales, dinámica de fluidos, transferencia de calor, física, matemáticas, etc. Finalmente, los conocimientos de instrumentación están vinculados a los sistemas de medición electrónicos requeridos para documentar y comprender el funcionamiento de la máquina. La competencia del ingeniero de mantenimiento depende de la combinación de conocimientos y experiencia. Los conocimientos pueden obtenerse durante un lar­ go período de formación que incluye cursos impartidos por centros privados, cur­ sos en universidades, etc. Sin embargo, la experiencia solamente se puede adquirir enfrentándose a los problemas diarios de mantenimiento en una industria. Dado que no todas las máquinas de una industria son igualmente importantes para el proceso productivo, tampoco todas ellas requieren la misma atención por parte del grupo de mantenimiento. En este sentido, las máquinas de producción (y asistencia a la producción) de cualquier organización industrial pueden ser clasifí-

1.7. FALLO MECÁNICO Se entiende por fallo de una máquina cualquier cambio en la misma que impida que ésta realice la función para la que fue diseñada. Dentro de esta definición cabe un gran número de diferentes tipologías de fallo, clasificadas según la causa que lo generó: fallo mecánico, fallo eléctrico, fallo en la instrumentación de medida, fallo en los dispositivos de control, etc. Las causas de fallo de una máquina son también numerosas y muy diversas. No suelen ser las mismas cuando el fallo se produce en el inicio de la vida útil de la máquina que cuando se produce al final de su vida útil. Así, los fallos pueden clasi­ ficarse según la probabilidad asociada a la edad de la máquina.

1.7.1. T IP O S DE F A L L O SE G Ú N L A P R O B A B IL ID A D A S O C IA D A A L A E D A D DE L A M Á Q U IN A En función de la probabilidad de que aparezcan fallos y de la dependencia de esta probabilidad del momento a lo largo de la vida útil de la máquina, estos fallos pueden clasificarse en: -

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Fallos infantiles. Suelen ser debidos a defectos en la fabricación de alguna de las piezas o a un incorrecto montaje. La probabilidad de aparición de estos fa­ llos decrece con el tiempo, por lo que son más probables al inicio de la vida útil de la máquina o durante el período de rodaje inicial. En algunos casos, el rodaje es necesario para que las piezas con movimiento relativo ajusten sus geometrías (el ajuste se produce por desgaste o deformación del material). Durante este ro­ daje. la falta de ajuste puede producir vibraciones que disminuyan la calidad del producto fabricado, pudiendo esto ser considerado un tipo de fallo funcional. Fallos producidos por el desgaste y envejecimiento. Estos fallos pueden tener varios orígenes. Algunos de ellos pueden estar vinculados a errores durante la fabricación que dan lugar a un crecimiento progresivo del defecto (grietas, tra­ tamientos térmicos incorrectos, fallos en las soldaduras, acabados superficiales defectuosos, inclusiones de gas en la fundición). Otros pueden deberse a varia­ ciones en las propiedades del material por motivos químicos (corrosión) o tér­ micos (dilataciones, contracciones, cambio de propiedades). En otros casos su origen puede ser un inadecuado diseño mecánico o un cambio en las caracterís­ ticas de las piezas (desgaste, fatiga, desequilibrio) o un incorrecto montaje (des­ alineación). Finalmente, estos fallos pueden deberse también a un inadecuado o inexistente mantenimiento (limpieza, lubricación). Los fallos de este tipo tienen una probabilidad de aparición creciente exponen­ cialmente con el tiempo, ya que suelen tener un carácter acumulativo.

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Fallos aleatorios. Los fallos aleatorios pueden tener orígenes diversos y se pro­ ducen por azar, por lo que su probabilidad de aparición se mantiene constante durante toda la vida de la máquina.

La figura 1.1 representa de forma cualitativa la curva de probabilidad de apari­ ción de cada uno de estos tipos de fallo (infantil, envejecimiento y aleatorio) frente al tiempo de vida de la máquina. Se representa también la probabilidad total de fallo, obtenida como suma de las otras tres. A esta última curva se le llama habi­ tualmente, por su forma, curva de bañera.

Figura 1.1. Curva de vida de una máquina

1.7.2. T IP O S DE F A L L O S M E C Á N IC O S Partiendo de la definición de fallo de una máquina, la definición de fallo mecá­ nico puede deducirse por reducción. Así, de forma estricta se entiende por fallo mecánico cualquier cambio en el tamaño, forma o propiedades del material de una estructura, máquina o parte de una máquina que impide que ésta pueda realizar la función para la que fue diseñada. Sin embargo, en la práctica, dentro del concepto de fallo mecánico suelen incluirse otros tipos de fallos causados por el fallo de sistemas vinculados al funcionamiento mecánico, tales como sistemas de lubrica­ ción, sistemas hidráulicos, etc. Teniendo esto en cuenta, todo fallo mecánico está incluido en una de las dos grandes categorías: fallo estructural y fallo funcional.

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Fallo estructural. Aparece por el cambio de tamaño, forma o propiedades me­ cánicas de una o varias partes de la máquina. El deterioro puede producirse a nivel superficial o en puntos no superficiales. • Fallo superficial. Ocurre cuando la superficie de la pieza se deteriora. Pue­ de estar causado por desgaste debido a un contacto con otros sólidos en el que existe movimiento relativo, por oxidación o corrosión de materiales metálicos, por fatiga superficial, etc. El fallo superficial cambia la geometría de la pieza generalmente creando o incrementando las holguras. Esto provoca, en el mejor de los casos, un de­ cremento de la precisión de trabajo de la máquina y, en el peor de los ca­ sos, un fallo no superficial (rotura) debido a la reducción de la sección. Existen técnicas específicas para evitar cada una de las causas que produ­ cen el fallo superficial. El desgaste se puede evitar mediante tratamientos de endurecido superficial y con un sistema de lubricación adecuado. La oxidación y la corrosión se pueden evitar impidiendo que el metal vivo en­ tre en contacto con agua y ácidos o conduzca corriente eléctrica. Finalmen­ te, la fatiga superficial se puede combatir evitando que las tensiones super­ ficiales de contacto sean elevadas, para lo que se requiere que los radios de curvatura sean amplios. • Fallo no superficial. Este tipo de fallo está asociado generalmente con la rotura completa (seccionado) del material. El fallo no superficial puede ser estático o por fatiga. El fallo estático se produce por estar sometiendo al material a un nivel de tensión por encime de su límite de fluencia. En tal caso el material se de­ forma hasta romperse (el grado de deformación depende de si el material tiene un comportamiento dúctil o frágil). En el caso de máquinas, este fallo se puede evitar con un dimensionamiento adecuado de los elementos resis­ tentes y evitando la aparición de sobrecargas en el funcionamiento de la máquina. El fallo por fatiga también termina con la rotura de la pieza, pero comienza por la aparición de una grieta en puntos donde existe concentración de ten­ siones (ranuras, cambios bruscos de sección, etc.) y variación de la tensión con el tiempo (ciclos de carga). Durante la mayor parte de la vida de la pie­ za, la grieta crece disminuyendo la sección resistente hasta un punto en el que dicha sección es tan pequeña que no es capaz de resistir los esfuerzos y entonces el fallo finaliza con una rotura estática. El fallo por fatiga es favo­ recido por numerosos factores: uso de ciertos metales, concentración de tensiones, elevada rugosidad superficial, temperaturas elevadas, etc. En consecuencia, para evitar este tipo de fallo lo más importante es dimensionar adecuadamente los elementos resistentes de la máquina evitando en lo

posible la concentración de tensiones. También es interesante proporcionar un buen acabado superficial a las piezas y evitar que éstas estén sometidas a temperaturas excesivas durante el funcionamiento. • Fallo por deformación excesiva. En ocasiones la deformación de una pieza (aunque no llegue a romperse) provoca que la máquina no pueda realizar su función. En ciertos casos la máquina puede seguir funcionando, pero esta deformación disminuye la calidad de su funcionamiento y acorta la vida útil de algunos componentes. En tales casos, esta deformación constituye una forma de fallo que debe ser prevista y evitada durante el diseño de la máquina. Para ello basta con asegura la rigidez de los elementos estructura­ les. -

Fallo funcional. Aparece por el disfuncionamiento de alguno de los sistemas que evitan el fallo estructural o por algún tipo de sobrecarga. Así, los fallos fun­ cionales (asociados al fallo mecánico) más comunes son: • Fallo en el sistema de lubricación. Aparece cuando la lubricación es inade­ cuada en algún punto de la máquina. Su efecto más común es la aparición de contacto metal-metal y el consiguiente rozamiento, desgaste y deterioro superficial. • Fallo en los sistemas hidráulico o neumático. En ciertos casos, un fallo en estos sistemas puede provocar un fallo estructural. • Fallo por sobrecarga térmica. Ocurre cuando alguno de los elementos (fijos o móviles) estructurales se ve sometido a una temperatura elevada durante el funcionamiento. Este incremento de temperatura provoca un decremento notable en las propiedades mecánicas del material, lo que puede derivar en un fallo estructural. • Fallo por sobrecarga. Se dice que una máquina está funcionando en una si­ tuación de sobrecarga cuando la carga resistente que ésta ha de vencer es superior a aquella para la que fue diseñada. El incremento de carga resis­ tente tiene como consecuencia un incremento de las fuerzas internas de los elementos estructurales de la máquina, pudiendo llegar a superar las fuer­ zas máximas para las que dichos elementos fueron dimensionados. En tales casos puede aparecer un fallo mecánico en las diferentes topologías que se han expuesto.

En los temas siguientes se estudian los modos de fallo de los principales siste­ mas y elementos mecánicos. El conocimiento de estos modos es fundamental para poder aportar soluciones que eviten su aparición tanto en la fase de diseño de la máquina como en la fase de utilización. Además, su conocimiento también permite

determinar las causas que provocó el fallo y las técnicas de reparación más adecua­ das a cada caso.

LUBRICACIÓN

2.1. INTRODUCCIÓN La lubricación constituye una función importante dentro del mantenimiento que soporta el proceso productivo. Prácticamente todos los componentes mecánicos de máquinas que están en movimiento ruedan o deslizan sobre otras superficies. Si estas superficies no están adecuadamente lubricadas pueden desgastarse con rapi­ dez y consumir una gran cantidad de energía para el movimiento. En el funciona­ miento de equipos, muchas deficiencias de funcionamiento, excesos en costes de reparación y tiempos de parada son debidos a una lubricación inadecuada. Por otro lado, el entorno industrial habitual contiene silicatos, óxidos, limaduras de metal y otros materiales abrasivos que, si acceden al espacio entre dos superfi­ cies que contactan con movimiento relativo, ocasionan ralladuras y aceleran el desgaste. La presencia de un sistema adecuado de lubricación puede eliminar esta posibilidad, sirviendo de barrera que se opone a la entrada de estos elementos y, en caso de llegar a entrar, sirviendo de vehículo de eliminación. Un programa de lubricación bien planeado y correctamente ¡mplementado está diseñado para colocar la cantidad adecuada del material adecuado en el sitio ade­ cuado y en el instante adecuado, con el objetivo de incrementar la vida útil de los componentes, reducir costes de mantenimiento y reducir costes de energía de ac­ cionamiento. La utilización de lubricantes en maquinaria industrial puede tener diferentes y variados objetivos. Las funciones más importantes que se atribuyen a los lubrican­ tes son las siguientes: -

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Reducir la fricción y la energía de accionamiento. La inclusión de un fluido lubricante reduce el coeficiente de fricción de dos superficies materiales en con­ tacto. Dado que la fuerza de fricción se opone al movimiento, la lubricación re­ duce dicha oposición y con ello la energía necesaria para el accionamiento. Además, al ser menores las fuerzas de oposición, las fuerzas internas que han de soportar las diferentes partes de la máquina también son menores, incrementán­ dose la resistencia de los componentes frente al fenómeno de la fatiga. Reducir el desgaste. Cuando dos superficies están presionadas una contra la otra y poseen un movimiento relativo, se produce desgaste debido a la rugosi­ dad superficial (que presenta picos y valles microscópicos en forma de dientes

de sierra de manera que los de una superficie se incrustan en los de la otra, sien­ do arrancados durante el movimiento). Cuando el sistema está lubricado ade­ cuadamente, los valles se llenan de lubricante (figura 2.1), existiendo una pelí­ cula que separa ambas partes. Esta película se interpone entre ambas superfi­ cies, evitando el contacto entre materiales y eliminando con ello la posibilidad de desgaste.

Disipar calor. Otra función de los lubricantes es absorber calor y transferirlo fuera de las superficies en contacto. Sin embargo, la capacidad de disipación de un sistema de lubricación es limitada y, con frecuencia, se requiere de otro sis­ tema de refrigeración independiente. En ocasiones, es el propio lubricante el que se pasa a través de un intercambiador para su enfriamiento con el fin de in­ crementar la capacidad de disipación de calor del sistema. En cualquier caso, la temperatura del lubricante puede servir como indicador de la temperatura de funcionamiento de la máquina y, así, se puede utilizar para prevenir los fallos cuyo síntoma es el incremento de temperatura. Prevenir contra la oxidación, corrosión y herrumbre. La existencia de una película de lubricante en la superficie de los metales es de especial importancia para evitar que estos fenómenos se produzcan. Durante el funcionamiento, esta película evita el contacto del metal con el agua, con el aire y con posibles áci­ dos, que son agentes corrosivos para los metales puros. Incluso durante el alma­ cenamiento, muchos elementos mecánicos (rodamientos, engranajes, etc.) son cubiertos con lubricante para evitar su oxidación. La oxidación es un problema especialmente importante en industrias marítimas, de tratamiento q. productos explosivos, químicas y de alimentación, entre otras.

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Estas industrias necesitan equipos mecánicos aptos para trabajar en ambientes muy oxidantes y emplean lubricantes especiales que incorporan aditivos que mejoran la protección. Prevenir contra ia contaminación y el depósito de partículas sólidas. En muchos casos, la lubricación impide la entrada de partículas sólidas al contacto entre las superficies. En otros casos, la lubricación recirculada sirve de caudal al que se vierten todas las pequeñas partículas generadas durante el funcionamien­ to normal de la máquina. Este caudal de lubricante puede ser filtrado consi­ guiendo el aislamiento y la extracción de dichas partículas. De esta forma se consigue prevenir las superficies contra posibles ralladuras que ocasionarían las partículas de material. Amortiguar impactos. El lubricante atrapado entre dos superficies curvas que se comprimen una contra la otra por sus partes convexas (por ejemplo, los dien­ tes de un engranaje) es gradualmente comprimido a medida que las superficies se acercan hasta el contacto. Esta presión disminuye progresivamente a medida que el lubricante es expulsado de la zona de contacto. Este fenómeno incremen­ ta la progresividad del contacto y produce el amortiguamiento del impacto. Así, por ejemplo, se evita el castañeteo de los dientes de engranajes cuando entran en contacto. Amortiguar ruidos. De manera asociada a la amortiguación de impactos, los lubricantes en máquinas previenen contra la contaminación del ambiente de tra­ bajo por ruidos debido al funcionamiento más suave de todos los elementos lu­ bricados. Transmitir potencia. Los sistemas hidráulicos de aplicación de fuerzas se sir­ ven de un fluido a presión para transmitir potencia entre diferentes puntos. En la actualidad este fluido es, en casi todos los casos, un lubricante debido a que otros fluidos comunes (como el agua) son corrosivos u oxidantes para los meta­ les del sistema. El lubricante no solamente no es corrosivo sino que, además, cuenta con las importantes funciones básicas descritas anteriormente, lo que lo hace especialmente indicado.

Como se observa, la utilización de un sistema de lubricación adecuado durante el funcionamiento de máquinas y sistemas mecánicos resulta imprescindible. Su mal funcionamiento o su falta de utilización se traduce en gran cantidad de pro­ blemas que suelen derivar en un considerable gasto económico.

2.2. ESTADOS DE LUBRICACIÓN Se conoce como estado de lubricación a cada una de las posibles situaciones de dos superficies en movimiento relativo cuando existe un lubricante entre ellas.

Aunque se puede encontrar una variación continua de estados de lubricación, estos están clasificados en seis categorías que se exponen a continuación: -

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Lubricación de película gruesa o de película completa. Es el estado ideal en el que la película de lubricante permanece gruesa en todo momento, previnien­ do el contacto entre las superficies. Cuando se logra este tipo de lubricación, la importancia del acabado superficial del material disminuye, por lo que única­ mente es necesario que el material resista las tensiones provocadas por el mo­ vimiento relativo y las fuerzas de compresión. Lubricación límite y escasa. Son estados en los que coexisten dos fenómenos: contacto superficial entre los sólidos y existencia de película de lubricante en los valles de la rugosidad superficial. En la lubricación límite, pese a la existen­ cia de lubricante, el efecto dinámico de sustentación de la carga es nulo y la carga es soportada íntegramente por el contacto metal-metal. Por otro lado, en la lubricación escasa existe lubricante entre las superficies pero éste no llega a ser suficiente para separar completamente las superficies, existiendo contacto entre los picos mayores de la rugosidad superficial. Esto perturba las condicio­ nes para obtener un flujo laminar de manera que sólo una parte de la carga es soportada por las acciones hidrodinámicas, siendo la otra parte soportada por el contacto metal-metal. Los motivos que pueden llevar a la película de lubricante de una situación de película gruesa a una situación escasa pueden ser muy variados: superficie de contacto insuficiente, disminución de la velocidad relativa entre las superficies (posiblemente durante el arranque y la parada de la máquina), disminución de la cantidad de lubricante que accede a la interfase, incremento de la carga entre los sólidos en contacto, incremento de la temperatura (disminución de la viscosi­ dad), etc. En una máquina en funcionamiento, el cambio de lubricación de película gruesa a lubricación límite no es repentino ni instantáneo. Siempre ocurre primero un estado intermedio a los dos. A partir de ahí, dependiendo de la evolución de las condiciones de funcionamiento, el sistema tenderá hacia uno u otro estado. El problema fundamental de la lubricación límite es que, debido al contacto en­ tre las superficies, no realiza adecuadamente las funciones básicas de la lubrica­ ción. Por ello, las superficies terminan por sufrir el desgaste e incrementar sen­ siblemente su temperatura. Este aumento puede provocar microsoldaduras que, al continuar el movimiento relativo de las piezas, producen sucesivos arranques microscópicos de material, provocando un deterioro muy acelerado de las su­ perficies. Sin embargo, algunas combinaciones de metales poseen coeficientes de fricción muy bajos y son capaces de soportar cargas considerables sin llegar a soldarse. Otras soluciones van en la línea de utilización de lubricantes sólidos (grafito, disulfúro de molibdeno, etc.).

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-

Por otro lado, el funcionamiento de un sistema en lubricación límite puede verse afectado positivamente por la inclusión de ciertos aditivos en el lubricante. Es­ tos aditivos previenen contra una fricción excesiva proporcionando un lubrican­ te de mayor resistencia. Lubricación hidrodinámica. Corresponde a un estado similar al estado de película gruesa. En él, las presiones que el movimiento relativo produce en la película de lubricante de la interfase son suficientes para mantener las superfi­ cies separadas, soportando la carga de los elementos a los que corresponden di­ chas superficies. En este estado, la forma y el movimiento relativo de las super­ ficies es lo único que provoca la formación de una película de lubricante conti­ nua con la suficiente presión para soportar las cargas. Si el movimiento cesa, la película de lubricante se interrumpe dando lugar al contacto directo entre las superficies. Lubricación parcialmente hidrodinámica. Es un estado de lubricación hidro­ dinámica en el que las condiciones de funcionamiento no son ideales y la pelí­ cula de lubricante presenta un espesor intermedio entre lubricación de película gruesa y lubricación escasa. Lubricación hidrostática. Ocurre cuando el lubricante es inyectado a presión en la zona de contacto, soportando las cargas e impidiendo el contacto entre las superficies independientemente de que haya movimiento relativo entre ellas o no. Con frecuencia se diseña una lubricación hidrostática en sistemas que gene­ ran una gran cantidad de calor (por ejemplo, en cojinetes de fricción de alta ve­ locidad) ya que el caudal saliente de lubricante es mucho mayor (ya que la cir­ culación es forzada) y el sistema sirve para evacuar el calor que se genera debi­ do a la fricción viscosa. Lubricación elastohidrodinámica. Es el estado que ocurre cuando un lubri­ cante es introducido entre superficies que están en contacto con un movimiento relativo de rotación (tales como las bolas de un rodamiento y la pista sobre la que ruedan). Intuitivamente se puede pensar que el lubricante es forzado a salir fuera del contacto, apareciendo el contacto directo entre metales. Sin embargo, ante una gran presión, la viscosidad del lubricante crece enormemente (decre­ ciendo cuando cesa la presión) y esto impide la expulsión completa del mismo. Así, el contacto entre las partes no llega a suceder ya que aún permanece una delgadísima película que lo impide.

2.3. PROPIEDADES Y COMPOSICIÓN DE LOS LUBRICANTES La selección del lubricante se realiza en función de la aplicación a la que va destinado. Dependiendo de su aplicación, se requerirá que el lubricante posea de-

terminadas propiedades en cierto grado. Estas propiedades dependen de la materia base del lubricante, pero algunas pueden ser mejoradas por medio de aditivos lo­ grando lubricantes especializados que sirven para aplicaciones específicas.

2.3.1. P R O P IE D A D E S D E L O S L U B R IC A N T E S Las principales propiedades de los lubricantes son las siguientes: -

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Viscosidad absoluta o dinámica. Es un indicador de la resistencia del lubrican­ te a fluir. Se define como el cociente entre la tensión cortante aplicada y la velo­ cidad relativa conseguida por unidad de espesor de película de lubricante. Su unidad principal es el centiPoise (cP = 10'J P as). Así, esta propiedad muestra, por ejemplo, la lentitud con la que fluye el lubricante desde la interfase entre las superficies hacia afuera por las ranuras existentes. En igualdad del resto de con­ diciones, cuanto mayor sea la viscosidad, más lento será este flujo. Viscosidad cinemática. Se define como el resultado de dividir la viscosidad dinámica de un aceite por su densidad, expresadas ambas a una determinada temperatura. La unidad principal de medida de la viscosidad cinemática es el centiStoke (cSt = m nr/s). Diferentes escalas de clasificación de lubricantes han sido creadas a partir de esta propiedad. Las dos más comunes son la escala SAE y la escala VG. La viscosidad SAE es una escala definida por la Society o f Automotive Engineers (SAE) para aceites de automoción, que asigna un mismo número SAE a distintos rangos de viscosidades cinemáticas, tal como se muestra en la tabla 2.1. Un número SAE no identifica de forma precisa la viscosidad de un lubri­ cante sino que lo identifica como perteneciente a un determinado rango de vis­ cosidades. Por otro lado, los llamados aceites de automoción multigrado, tienen una composición especial para trabajar a diferentes rangos de temperatura. En estos aceites, el rango de temperaturas de funcionamiento viene calificado por dos números SAE (por ejemplo, SAE 10W40). El primer número indica el ran­ go de viscosidad del aceite a -18°C (posible situación de arranque de un motor en invierno), mientras el segundo indica la viscosidad a 98,9°C (es decir, similar a la temperatura del lubricante de un motor funcionando en régimen térmico permanente). Así, por ejemplo, un aceite multigrado SAE 10W40 presenta una viscosidad dentro del rango SAE 10W cuando está a una temperatura de -18°C, pero presenta una viscosidad dentro del rango SAE 40 a 98,9°C. Dado que du­ rante el arranque el lubricante debe ser poco viscoso (para una buena lubrica­ ción en frío), conviene que el primer número sea bajo. Sin embargo, como du­ rante el funcionamiento en régimen permanente es recomendable que la visco­

sidad del lubricante no descienda excesivamente (para que la película de lubri­ cante entre las partes no se rompa), conviene que el segundo número sea alto. Lubricante

Tipo

SAE OW Lubricante de motores S A E 5W Lubricante de motores SAE 10W Lubricante de motores SAE 15W Lubricante de motores SAE 20W Lubricante de motores SAE 25W Lubricante de motores SAE 20 Lubricante de motores SAE 30 Lubricante de motores SAE 40 Lubricante de motores SAE 40 Lubricante de motores SAE 50 Lubricante de motores SAE 60 Lubricante de motores SAE 70W Lubricante de transmisiones SAE 75W Lubricante de transmisiones SAE 80W Lubricante de transmisiones SAE 85W Lubricante de transmisiones SAE 80 Lubricante de transmisiones SAE 85 Lubricante de transmisiones SAE 90 Lubricante de transmisiones SAE 140 Lubricante de transmisiones SAE 250 Lubricante de transmisiones SAE son siglas de Society o f Automotive Engineers

Viscosidad mínima (cSt) a 100°C 3.8 3.8 4.1 5.6 5.6 9,3 5,6 9,3 12.5 12.5 16.3 21.9 4,1 4.1 7.0

11.0 7,0 11,0 13,5 24,0 41.0

Viscosidad máxima (cSt) a 100°C

ISO VG equi­ valente (aproximado)

_

15-22 22 22-32 32-46 46-68 100 46-68 100 150 150 220 320 22-32 22-46 46-100 100-150 45-100 100 150-320 320-680 1000

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< 9 .3 < 12.5 < 16.3 < 16.3 < 2 1 .9 <26.1 -

< 11,0 < 13.5 < 2 4 .0 < 4 1 .0 -

Tabla 2.1. Clasificación de lubricantes de automoción p o r viscosidades

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La viscosidad ISO o ISO VG ( Viscosity Grade) es otra escala de viscosidades (similar a la escala SAE) pero aplicada fundamentalmente a aceites industriales. En la tabla 2.2 se muestra el rango de viscosidades cinemáticas que caracteriza cada grado ISO. Punto de inflamación. Es la temperatura a partir de la cual una chispa provoca una llamarada sobre la superficie del lubricante, extinguiéndose momentos des­ pués. Este punto de inflamación proporciona información importante sobre la volatilidad del aceite, permitiendo realizar un pronóstico sobre su consumo du­ rante el régimen de funcionamiento de la máquina. Similar al punto de inflamación, aunque menos importante, existe otro punto llamado punto de combustión definido como la temperatura en la que la llama provocada por la chispa se mantiene viva al menos 5 segundos.

Viscosidad máxima Viscosidad mínima (cSt) a 40°C (cSt) a 40°C 2.42 ISO VG 2 1.98 3.52 2.88 ISO VG 3 4.14 5.06 ISO VG 5 7.48 6.12 ISO VG 7 11.0 9.0 ISO VG 10 16.5 13.5 ISO VG 15 24.2 19.8 ISO VG 22 35.8 28.8 ISO VG 32 50.6 41.4 ISO VG 46 74.8 61.2 ISO VG 68 110.0 90.0 ISO VG 100 165.0 135.0 ISO VG 150 242.0 198.0 ISO VG 220 352.0 288.0 ISO VG 320 506.0 414.0 ISO VG 460 748.0 612.0 ISO VG 680 1100.0 900.0 ISO VG 1000 1650.0 1350.0 ISO VG 1500 ISO son siglas de International Organization for Standarization VG son siglas de Viscosity Grade Lubricante

Tabla 2.2. Clasificación de lubricantes industriales p o r viscosidades

Punto de fluencia. Es la temperatura por debajo de la cual un lubricante deja de fluir bajo unas condiciones definidas. Es indicativo de la cantidad de cera a baja temperatura. La cera tiende a separarse en cristales, los cuales pueden inhibir la fluidez del aceite e impedir la lubricación adecuada en aplicaciones a bajas tem­ peraturas. Color. Puede variar dentro de una amplia gama (blanco, rojo, marrón, negro, etc.). Algunas marcas utilizan el color para hacer notar el grado de alguna pro­ piedad. Pero, en general, el color no indica calidad ni ninguna otra cualidad. Emulsificación y demulsibilidad. La emulsificación indica la tendencia de un aceite a mezclarse íntimamente con agua hasta lograr una emulsión más o me­ nos estable. La demulsibilidad indica la facilidad que el aceite presenta para se­ pararse del agua. Estas propiedades están relacionadas con la aptitud del lubri­ cante cuando es utilizado para lubricar sistemas en presencia de agua (turbinas de vapor y determinadas operaciones hidráulicas). El problema estriba en que la emulsión aceite-agua puede conducir a la oxidación del aceite en presencia de aire y altas temperaturas. Bajo estas condiciones, es recomendable un aceite ca­ paz de romper dicha emulsión, para lo cual se utilizan aditivos especiales. Número de neutralización. Esta es una propiedad relacionada con la acidez. Corresponde al número de miligramos de hidróxido de potasio que es necesario

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para neutralizar 1 gramo de aceite. Su valor en aceites bien refinados es muy ba­ jo, normalmente menor que 0,01, pero algunos aditivos pueden hacer crecer significativamente este número. Durante el funcionamiento, el número de neu­ tralización puede variar. Un incremento sustancial de su valor puede ser indica­ ción de oxidación del aceite. Los aceites de motor modernos son alcalinos y el grado de alcalinidad se mide en TBN ( Total Base Number). Este grado posee una especial relevancia ya que la alcalinidad es la que se encarga de neutralizar los ácidos que se formarán en el seno del aceite como consecuencia del proceso de combustión de gasóleos, ricos en azufre. Debido a esa neutralización, el TBN de un lubricante alcalino disminuye conforme progresa su utilización. Espuma. Es el resultado de aire que llega a ser absorbido y retenido por el acei­ te. La espuma en un lubricante es muy poco deseable ya que está compuesta por burbujas que reducen la presión de aceite, no lubrican y son compresibles, resultando en un flujo pobre de aceite hacia las partes lubricadas. Con frecuencia los aceites de turbinas y de aplicaciones hidráulicas contienen inhibidores de espuma para evitar estos problemas. Grado de protección contra la herrumbre (u óxido). Indica la capacidad del lubricante para evitar la herrumbre de las partes que recubre, en presencia de agua. Existen ensayos normalizados para cuantificar la calidad de los lubrican­ tes en este tipo de protección. Corrosión de tira de cobre (Copper Strip Corrosion). Es un indicador que expresa lo corrosivo que es el aceite lubricante para el cobre. Este valor resulta especialmente importante en algunas bombas que contienen piezas de cobre en contacto con el lubricante. Contenido en azufre. Está relacionado con el tipo de aditivo utilizado en el lubricante, el petróleo que ha servido como fuente (cuando el lubricante procede del petróleo) y las condiciones de refinamiento bajo las que los aceites base fue­ ron fabricados. Con excepción de los aceites de corte con azufre activo, la ma­ yoría de los aceites industriales contienen tipos de sulfuras no activos que no son corrosivos.

2.3.2. T IP O S DE L U B R IC A N T E S Existen lubricantes disponibles en forma de líquidos (aceites) y sólidos (aceites espesados o grasas y sólidos de película seca). En la actualidad, los lubricantes más utilizados son hidrocarburos líquidos debido a que son económicos, fáciles de apli­ car y presentan buenas propiedades a bajas temperaturas. En el caso de temperatu­ ras extremadamente altas, se utilizan líquidos sintéticos especiales. Finalmente, las grasas son generalmente utilizadas en aplicaciones en las que el aceite, por su flui-

dez, no permanece donde se necesita o en aquellas aplicaciones en las que se re­ quieren aditivos sólidos no solubles. -

Aceites. Se utilizan especialmente en aplicaciones en las que la temperatura es media o elevada. También cuando los períodos de relubricación exigidos son cortos. No contienen materiales sólidos o fibrosos, al contrario que las grasas. Su rango de consistencia varía desde líquidos delgados hasta sustancias semi-grasas. Dentro de los aceites lubricantes existen dos grandes grupos de los que el pri­ mero tiene un uso absolutamente mayoritario: lubricantes mineral-sintéticos y lubricantes con base animal o vegetal. Los lubricantes con base animal o vegetal se diferencian de los aceites minera­ les en que reaccionan con materiales alcalinos formando jabones (que es el componente más utilizado para espesar grasas). En ocasiones se añaden a los aceites minerales para aumentar su capacidad de impregnación. Su uso es muy limitado debido a sus importantes desventajas: se oxidan, se vuelven rancios y forman ácidos libres de grasa, terminan siendo gomosos y cuando son someti­ dos a altas temperaturas tienden a descomponerse en ácidos corrosivos; además, pueden contener y alimentar bacterias que pueden poner constituir un riesgo pa­ ra la salud de las personas. En los lubricantes minerales y sintéticos (tabla 2.3), los más convencionales son los basados en aceites minerales (petróleo), mientras que los puramente sintéti­ cos son más especializados (mayor poder contra la oxidación y mayor estabili­ dad frente a cambios de temperatura) pero también más caros ya que su produc­ ción (síntesis química) es más costosa. Comercialmente también existen mez­ clas de mineral-sintético llamados aceites semi-sintéticos. Dentro del grupo mi­ neral-sintético existen varias categorías: • Aceites minerales. El aceite mineral puro (derivado del petróleo) no suele contener compuestos reactivos (nitrógeno, oxígeno, azufre, etc.) ni ácidos que puedan afectar a la vida de servicio de la máquina. En la mayoría de los casos, los aceites minerales de alta calidad son los lubricantes más ade­ cuados para rodamientos. • Diésteres. Poseen una baja viscosidad y son generalmente utilizados en co­ jinetes. Presentan excelentes propiedades en el rango de temperaturas entre -60°C y 120°C, ofreciendo excelente resistencia a la corrosión. Su viscosi­ dad es más estable frente a la temperatura que en los aceites minerales. • Aceites fluorados. Son aceites especiales que presentan buena estabilidad frente a oxidación y excelentes propiedades frente a altas presiones. • Poliglicoles. Fundamentalmente son utilizados cuando las temperaturas de operación superan los 900°C. Su estabilidad frente a oxidación es excelente

y su vida de servicio llega a ser hasta 10 veces la de los aceites minerales. Su densidad es mayor que 1 (por lo que el agua flota sobre ellos), aunque puede llegar a formar una emulsión si la mezcla se agita violentamente. • Hidrocarburos sintéticos. Los hidrocarburos sintéticos son comunes en aplicaciones especiales. En general, su viscosidad es relativamente inde­ pendiente de la temperatura dentro del rango 70°C-200°C. Los dos tipos básicos son: polialfaolefínas (PAO) e hidrocarburos aromáticos alquilados. Las PAO son relativamente recientes y, aunque su coste es mayor, poseen varias ventajas frente a los lubricantes convencionales: soportan grandes cargas y temperaturas, son compatibles con plásticos y gomas, son menos volátiles, más resistentes al calor y más estables frente a oxidación a altas temperaturas. Por otro lado, los hidrocarburos aromáticos alquilados son similares a las PAO pero con diferente composición química. Su principal ventaja es que su índice de viscosidad es más bajo y más dependiente de la temperatura. • Aceites de silicona. Son lubricantes no orgánicos, muy útiles para altas temperaturas y para aplicaciones con gran variación de temperatura. Po­ seen propiedades limitadas de lubricación y resistencia a la corrosión. Son muy caros y generalmente se utilizan sólo en aplicaciones especiales.

Fluido

Esteres Acidos dibase De fosfato Polímeros fluorocar-bonados Poliglicoles Eteres polyfenilos Siliconas Otros hidrocar­ buros sintéticos

Indice de viscosidad (cSt)

Estabilidad frente a oxidación

Estabilidad térmica

Resistencia al fuego

140-175 -18-150

Buena Muy buena

Buena Buena

Baja Excelente

Aceptable Aceptable

Buena Buena

-1 3 0

Excelente

Buena

Excelente

Aceptable

Aceptable

100-200

Buena

Buena

Baja

Baja

Buena

140

Excelente

Excelente

Baja

Aceptable

Buena

175

Buena

Excelente

Baja

Baja

Baja

120-150

Buena

Buena

Baja

Aceptable

Excelente

Volatibili- Capacidad dad de lubrica­ ción

Tabla 2.3. Comparativa de lubricantes sintéticos no convencionales

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Grasas semisólidas y sólidas. Son compuestos sólidos o semisólidos basados en aceites lubricantes (hasta un 90%, generalmente aceites minerales), un espe­ sante (generalmente detergentes metálicos) y otros ingredientes tales como adi­ tivos y colorantes. Al contrario que los aceites, las grasas lubricantes pueden contener materiales fibrosos y sólidos. Las grasas presentan varias ventajas so­ bre los aceites lubricantes: los sistemas de aplicación son más simples y menos

caros, presentan mejores características de adhesión y de retención de película y constituyen una mejor protección contra la humedad y los contaminantes am­ bientales. Existen grasas de muy diversas consistencias, clasificadas según el número del Instituto Nacional (Americano) de Grasas Lubricantes (NLGI) (tabla 2.4). El rango de consistencia abarca desde líquidos finos hasta bloques sólidos y el rango de colores varía desde transparentes hasta negros. Se pueden encontrar grasas con texturas de muy diversos tipos (suaves, mantecosas, viscosas, fibro­ sas, esponjosas y gomosas) pero esto no necesariamente es un indicador de su calidad, sino que está relacionada con su composición y método de fabricación. Número de consistencia (NLGI) 000 00 0 1 2 3 4 5 6

Apariencia Semifluida Semifluida Semifluida Suave Media Media-dura Dura Muv dura Blocjue sólido

Tabla 2.4. Consistencias de grasas lubricantes

Lubricantes sólidos. Se utilizan en aplicaciones de muy altas temperaturas o cuando, por otros motivos, no es posible la utilización de lubricantes líquidos o grasas. La principal dificultad de su uso estriba en mantener una capa de lubri­ cante adecuada entre las superficies deslizantes ya que el lubricante sólido se desgasta. El desgaste puede ser crítico en aplicaciones de precisión debido a que conlleva un incremento de las holguras. Los lubricantes sólidos más útiles son aquellos con una estructura molecular laminada en la que las placas de moléculas deslizan fácilmente unas sobre otras. Dentro de éstos, los más comunes son: grafito, disulfuro de molibdeno, politetrafluoroetileno (PTFE), otros polímeros, talco, metales, óxidos de metal y sa­ les. Asimismo, existen muchas formas de aplicación en las superficies: cepilla­ dos, aplicados con aerosoles, transportados por líquidos o gases, etc. No todos los lubricantes sólidos tienen la misma aplicabilidad. El grafito y el disulfuro de molibdeno se oxidan rápidamente en el aire ante temperaturas su­ periores a 400°C, por lo que su uso no es recomendado en estas condiciones. El PTFE presenta uno de los menores coeficientes de fricción observados en lubri­ cación al límite (del orden de 0,05), pero la fricción crece hasta valores más propios de otros plásticos cuando la velocidad de deslizamiento sobrepasa cierto

límite, persistiendo aún cuando la velocidad disminuye a valores más bajos (lo cual constituye un punto de funcionamiento crítico).

2.3.3. A D IT IV O S Un aditivo es un compuesto químico que es añadido al lubricante en pequeñas cantidades con el fin de mejorar alguna de sus características o añadir otras nuevas. Con el uso de aditivos es posible producir lubricantes especializados para aplica­ ciones concretas. Existe una variedad muy extensa de aditivos que mejoran una o varias propiedades del lubricante. Algunos de ellos son los siguientes: -

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Aditivos para mejorar la viscosidad. Combaten la disminución de la viscosi­ dad con el aumento de temperatura. Suelen ser aceites ligeros espesantes con sustancias poliméricas. Aditivos antioxidantes. Evitan o retardan la oxidación del lubricante causada por la exposición al oxígeno atmosférico en condiciones desfavorables tales como alta presión y alta temperatura. Aditivos inhibidores de corrosión. Estos inhibidores colocan una barrera entre la superficie metálica y los ácidos que se generan en el funcionamiento habitual. Es de especial importancia en motores de combustión. Aditivos anti-desgaste y reductores de fricción. Se utilizan en condiciones extremas en las que la temperatura y la presión son elevadas. En estas condicio­ nes un lubricante normal no realiza su función debido a su baja viscosidad, lle­ gando a producirse una lubricación límite o escasa. Aditivos de presión extrema. Mediante su uso se incrementa la presión que el lubricante puede soportar antes de que se produzca la rotura de la película de lubricante, que conlleva el contacto entre las piezas. Los aditivos (habitualmen­ te azufre y cloro) reaccionan químicamente con la superficie del metal a la tem­ peratura de trabajo generando películas de sulfuro y cloruro que poseen resis­ tencia a la penetración. Dispersantes. Son aditivos que se utilizan para suspender los productos de la oxidación y otros contaminantes. Minimizan la formación de deshechos de refi­ no, el desgaste abrasivo, el incremento de viscosidad y la formación de depósi­ tos de deshechos de la oxidación. Detergentes. Su inclusión en lubricantes proporciona a éstos la capacidad de mantener limpias las piezas que bañan. Sus funciones son similares a las de los dispersantes, pero además neutralizan los productos de la combustión ácida, controlando la oxidación y la corrosión en la máquina. Se utilizan especialmen­ te en motores de combustión interna, que generan partículas y sustancias que pueden adherirse a las superficies.

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Aditivos anti-espuma y liberadores de aire. Estos aditivos previenen la for­ mación de espuma y facilitan la liberación de burbujas de aire mediante la alte­ ración de la tensión superficial del lubricante. Generalmente poseen una solubi­ lidad limitada en el aceite, por lo que se añaden en cantidades pequeñas. Aditivos emulsores y desmulsionantes. Los aditivos emulsores son compues­ tos químicos que hacen posible que dos fluidos inmiscibles se mezclen forman­ do una emulsión. Son muchas las aplicaciones en las que se mezcla agua (u otros fluidos) y aceite lubricante, requiriendo para ello el uso de aditivos emul­ sores. Por otro lado, los aditivos desmulsionantes son compuestos que facilitan la separación en dos fases de una emulsión fina. Son útiles en situaciones en las que los aceites se mezclan con agua durante el funcionamiento de la máquina, ya que permiten eliminar el agua del aceite en el depósito de recirculación. Aditivos para disminuir el punto de fluencia. Mejoran el comportamiento de los lubricantes a bajas temperaturas, asegurando una correcta lubricación en esas condiciones térmicas.

2.4. APLICACIONES La especialización creciente de los equipos ha llevado a la producción de lubri­ cantes específicos para aplicaciones determinadas. Así, estos lubricantes poseen las propiedades ideales para la aplicación para la que fueron diseñados. A continuación se describen algunas de estas aplicaciones y los lubricantes empleados en ellas. -

Lubricantes hidráulicos. Son utilizados para transmitir potencia a través de un sistema hidráulico. Existen tres clases principales: derivados del petróleo, acuo­ sos y sintéticos. De éstos, los derivados del petróleo son los más utilizados. La bomba es el componente más crítico del sistema hidráulico y, en la elección del lubricante se deben seguir las recomendaciones del fabricante de la misma (tabla 2.5). La utilización de un lubricante con muy baja viscosidad puede cau­ sar el resbalamiento de la bomba, un desgaste excesivo y fugas internas o exter­ nas. Por el contrario, la utilización de un lubricante de alta viscosidad puede re­ sultar en una operación lenta, mayor fricción, excesivo consumo de potencia y posible cavitación. En general, las propiedades recomendables para un fluido hidráulico son: alto grado de refinamiento, aditivos contra el desgaste, corrosión y oxidación inhibi­ das, viscosidad adecuada según la bomba e inhibición de la tendencia a producir espuma.

Tipo de bomba De rodete De engranajes De pistón

Presión máxima aproximada (MPa) 20 20 70

Presión de operación habitual (M Pa) 7 4 20

Grados de viscosidad (VG) recomendados ISO VG 15-68 ISO VG 46-100 ISO VG 32-220

Tabla 2.5. Viscosidades generales recomendadas p ara bombas hidráulicas

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Lubricantes para turbinas. Se utilizan en sistemas de circulación para lubricar y enfriar los cojinetes (apoyos) de turbinas y generadores, así como cojinetes de empuje. Los lubricantes de turbinas están continuamente expuestos a los efectos nocivos del calor, agua y desgaste del metal. Estas condiciones aceleran la de­ gradación del lubricante y provocan en el sistema mecánico la aparición de co­ rrosión y los problemas derivados de la existencia de espuma en el lubricante (véase el apartado 2.3.1). Las propiedades más recomendables para este tipo de lubricantes son: viscosi­ dad adecuada (tabla 2.6), elevada estabilidad frente a oxidación, buena protec­ ción contra la corrosión e inhibición de espuma. Además, los sistemas de lubri­ cación deben ser diseñados con una gran capacidad de refrigeración.

M étodo de lubricación Lubricación forzada Lubricación por goteo

Viscosidad recomendada a 40°C (cSt) 32-100 32-46

Tabla 2.6. Rango de viscosidad recomendados para lubricantes de turbinas

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Lubricantes para engranajes. La Asociación Americana de Fabricantes de Engranajes (AGMA) es la referencia más importante en cuanto a normativa re­ lativa a la clase de lubricante y el grado de viscosidad que se debe utilizar en cada aplicación. Sus normas establecen el lubricante a emplear (y sus propieda­ des) en función del tipo, tamaño, velocidad y temperatura del engranaje, además del método de aplicación del lubricante. La AGMA posee su propia clasifica­ ción de los lubricantes para engranajes en función de la viscosidad (medida a 40°C), tal como puede observarse en la tabla 2.7. La selección del lubricante adecuado para una determinada transmisión por en­ granajes es fundamental ya que condiciona su durabilidad, funcionamiento, desgaste, las pérdidas energéticas, etc. Los lubricantes utilizados específicamen­ te en engranajes se pueden clasificar en cinco grandes categorías, cada una de las cuales posee especiales cualidades para determinadas aplicaciones.

• Aceite de engranajes con oxidación v corrosión (R&O) inhibidas. Habi­ tualmente se utilizan en engranajes cilindricos, helicoidales y cónicos que operan con cargas ligeras o moderadas. Se recomienda que cuanto mayor es la velocidad de la aplicación, menor sea la viscosidad (ISO VG 65-150 para alta velocidad, ISO VG 220-680 para baja velocidad). Estos lubrican­ tes están especialmente recomendados en aplicaciones en las que engrana­ jes y cojinetes están lubricados por el mismo sistema.

N° AGMA de lubricante 1 2 3 4 5 6 7 8 8A 9 10 11 12

Viscosidad a 40°C (cSt) 41.4 61,2 90.0 135.0 198.0 288.0 414.0 612.0 900.0 1350.0 2880.0 4140.0 6120.0

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50.6 74.8 110.0 165.0 242.0 352.0 506.0 748.0 1100.0 1650.0 3520.0 5060.0 7480.0

Tabla 2 .7. Clasificación AGMA de lubricantes

• Aceite de engranajes de presión extrema. Contienen aditivos para presión extrema que mejoran la adherencia de la película al material sobre el que actúa y la capacidad de carga. Se utilizan en engranajes hipoidales, tom i­ llos sinfín y, en general, cuando las fuerzas de contacto son elevadas. • Aceites compuestos para engranajes. Vienen mezclados con pequeñas can­ tidades de grasa, que mejora la capacidad de impregnación y las propieda­ des antifricción. Se utilizan en engranajes en los que existe un gran desli­ zamiento, como en tomillos sinfín. . Aceites sintéticos para engranajes. Tienen propiedades mejoradas frente a los aceites minerales, tales como mayor estabilidad y mayor vida útil, te­ niendo buenas características en rangos de temperaturas mayores. Sin em­ bargo, también pueden tener inconvenientes: incompatibilidad con compo­ nentes del sistema, inestabilidad en presencia de humedad y peor poder de lubricación. Su utilización responde siempre a exigencias relacionadas con sus ventajas.

• Aceite compuesto de engranajes expuestos. Son productos residuales pesa­ dos y pegajosos que se utilizan fundamentalmente en trenes de engranajes lentos y con gran carga. También contienen grasas para mejorar la fuerza de la película, la adhesión y la capacidad de lubricación en presencia de agua. Se utilizan mucho en aplicaciones al aire libre y pueden venir mez­ clados con un disolvente para facilitar la aplicación (el disolvente se evapo­ ra, quedando el lubricante). -

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Lubricantes para compresores. Las funciones principales de un lubricante en un compresor son: minimizar el desgaste en engranajes y cojinetes, eliminar ca­ lor del área de compresión y, en algunos casos, sellar el sistema de compresión. Además, deben resistir la oxidación a elevada presión y temperatura y deben ser estables en presencia de agua, para lo que suelen contar con aditivos. Los requi­ sitos de lubricante no sólo dependen del tipo de compresor, sino también del ti­ po de gas que se comprime. Otros problemas asociados a esta aplicación son el incremento sustancial de su­ perficie de lubricante expuesta (especialmente en compresores dinámicos, es decir, de rodete espiral, en los que el lubricante se pulveriza en el área de com­ presión). En este tipo de máquinas, el aceite es recogido, reacondicionado y reutilizado una y otra vez. Lubricantes de recirculación. Son utilizados en grandes sistemas de circula­ ción, que suministran aceite limpio y seco desde un depósito centralizado hasta los diferentes puntos de lubricación (cojinetes, engranajes, etc.). La función principal es reducir el desgaste y eliminar calor y posibles contaminantes (su­ ciedad, agua, productos derivados de la oxidación, etc.). Tras la lubricación, el aceite es recogido de nuevo en el depósito, donde es conducido a través de va­ rios dispositivos para su purificación. Dicha purificación puede realizarse en di­ ferentes etapas: deshidratación (por asentamiento, centrifugado, etc.), filtrado grueso, filtrado fino y enfriado. Los sistemas de circulación mayores suelen ser los correspondientes a sistemas hidráulicos, turbinas de gas y vapor, maquinaria para la fabricación de papel y maquinaria para acerías. Otros lubricantes. Existe una gran diversidad de lubricantes para aplicaciones menores y con funciones específicas. Entre ellos se pueden encontrar los si­ guientes: • Lubricantes refrigerantes. Suelen estar mezclados con líquidos refrigeran­ tes y se utilizan en sistemas de eliminación de calor. Se han elaborado al­ gunos aceites con mayor mezclabilidad para asimilar el líquido refrigeran­ te. Su aplicación principal son los compresores.

• Lubricantes de ejes. Son lubricantes diseñados para cojinetes de alta velo­ cidad que soportan ejes de máquinas automáticas rápidas. Requieren una menor viscosidad respondiendo a una situación de mayor velocidad. • Lubricantes de cilindros de vapor. Son aceites mezclados con grasa para mejorar la capacidad de lubricación y la estabilidad del metal a altas tem­ peraturas en presencia de vapor condensado. Suelen ser inyectados dentro del cilindro para una mejor difusión. Análisis A gua por destila­ ción Análisis por infrarrojos

Descripción D eterm ina el nivel de agua presente en un lubricante. D eterm ina el nivel de degradación de un lubricante. Determ ina la cantidad de azufre en un lubri­ Azufre cante. Concentración de Determ ina la cantidad de cloro en el lubri­ ión clorhídrico cante. Determ ina el grado de contaminación y Conductividad cambios electroquímicos en un lubricante midiendo variaciones en su conductividad. Contaminación D eterm ina el tanto por ciento en volumen de contaminación en un lubricante. sólida Corrosión de Determ ina si un lubricante es inherentemen­ cobre te corrosivo para el cobre y sus aleaciones. Ferrografía Determina la presencia de partículas basadas en hierro. analítica Gravedad Determ ina la densidad de un lubricante. Determ ina el tanto por ciento en peso de Insolubles m ateria sólida en un lubricante. Determ ina la cantidad de material ácido en N úmero de ácido el lubricante. Determina la reserva alcalina (capacidad N úm ero de base para neutralizar ácidos corrosivos). Determina la tem peratura en la que el lubri­ Punto de com­ cante se quem a con una llama permanente bustión más de 5 segundos. Determina la tem peratura por debajo de la Punto de fluencia que el lubricante deja de fluir. Determina la tem peratura en la que el lubri­ Punto de ignición cante generará una llamarada instantánea. Determina la tendencia de un lubricante a Test de espuma producir espuma. Determina el grado de viscosidad de un Viscosidad lubricante a una determinada temperatura.

Aplicaciones principales Inspección de lubricantes Todas Lubricantes nuevos M áquinas con posible contam i­ nación por agua salada Todas M otores Diesel y cajas de engra­ najes Bombas que contienen elemen­ tos de cobre Sistemas de recirculación de lubricantes Verificación de lubricantes Lubricantes de motores funda­ mentalmente Combustibles azufrados y equi­ pos en general M otores de combustión interna Seguridad en el transporte, apli­ caciones de alta tem peratura Lubricantes nuevos Seguridad en el transporte, apli­ caciones de alta tem peratura Plantas industriales. Sistemas de transmisión de potencia Todos

Tabla 2.8. Tipos básicos de análisis de lubricantes

• Lubricantes de cable trenzado. Son utilizados para proporcionar lubrica­ ción y protección contra la corrosión del cable y para reducir la fricción en­ tre las hebras individuales.

2.5. ANÁLISIS DE LUBRICANTES Todos los lubricantes poseen unas propiedades que cambian con el tiempo de utilización. Algunas de sus capacidades pueden ser mejoradas de partida con aditi­ vos y su vida útil (o su capacidad) puede ser mejorada mediante sistemas de filtra­ ción y limpieza. Sin embargo, con el fin de asegurar el estado óptimo de los lubri­ cantes en circulación dentro de las máquinas críticas, es necesario implementar un programa de verificación. Este programa consiste en análisis periódicos que deter­ minarán el estado del lubricante en lo que se refiere a las características importan­ tes dentro de la aplicación. El programa de análisis permitirá obtener una información valiosa no solamente sobre el estado del lubricante, sino también sobre el funcionamiento de las máqui­ nas. Si una máquina está funcionando deficientemente el lubricante lo acusa de diferentes formas. Con los chequeos adecuados se puede realizar un diagnóstico preliminar que determine lo que está funcionando mal en la máquina y prevenir fallos mayores. En la actualidad, existe una gran cantidad de tipos de ensayos normalizados pa­ ra lubricantes que vienen regulados por diferentes instituciones (normas ISO, UNE, etc.). En la tabla 2.8 se muestran algunos de los más importantes.

2.6. SISTEMAS DE LUBRICACIÓN

2.6.1. L U B R IC A C IÓ N M A N U A L La lubricación manual está necesariamente vinculada a elementos mecánicos que no requieren una adición o renovación continua de lubricante. Sin embargo, en éstos sí se requiere que la cantidad y el estado del lubricante sean verificados pe­ riódicamente. Por este motivo, en una planta industrial que cuenta con diversas máquinas e instalaciones, es necesario implementar un programa de lubricación adecuado que permita que el nuevo suministro de lubricación llegue a cada máqui­ na con la periodicidad adecuada. Asimismo, cuando se instala una nueva máquina, la implementación debe repetirse para ella, de forma que quede abarcada por el programa.

El adecuado establecimiento de un programa de lubricación requiere una ins­ pección preliminar de las máquinas y una programación temporal y espacial de las tareas de lubricación. Para ello se llevan a cabo los siguientes pasos: -

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Identificación de las máquinas y, para cada máquina, identificación de los puntos en los que se requiere lubricación. Se ha de estudiar la posibilidad o necesidad de incluir algunos de estos puntos dentro de sistemas de lubrica­ ción automática. Estudio de las recomendaciones de lubricación hechas por el fabricante y la similitud de los elementos lubricados con otros pertenecientes a otras má­ quinas. Inspección visual detallada con el fin de localizar problemas existentes o potenciales que provoquen que la lubricación sea ineficiente o imposible. Determinación del tipo de lubricante a utilizar, considerando toda la infor­ mación recogida anteriormente. Estudio de las recomendaciones relativas a frecuencia de lubricación proporcionadas por el fabricante. Análisis de las rutas de lubricación para minimizar el espacio recorrido por el equipo de lubricación y para evitar la interferencia con las operaciones de producción. Confección de un programa de lubricación en base a toda la información recogida. Este programa debe contener todos los detalles relativos a fechas en las que se realizará la operación, trabajador que realiza la función, punto de lubricación, tipo de lubricante, cantidad a suministrar, método de lubricación (incluyendo utensilios), consideraciones especiales, etc. Confección de un sistema de recolección de la información derivada de las tareas de lubricación, que posteriormente puedan ser informatizadas con el fin de generar un archivo de incidencias. Este archivo permitirá en el futuro depurar el programa de lubricación eliminando los problemas que surjan.

Posteriormente, una vez que el programa de lubricación esté en funcionamiento, se debe realizar un análisis periódico del mismo con el fin de corregir insuficien­ cias y proponer mejoras hasta llegar a una situación de máxima calidad.

2.6.2. SIS T E M A S A U T O M Á T IC O S DE L U B R IC A C IÓ N Los sistemas automáticos de lubricación están siempre asociados a máquinas en las que la falta de lubricante crea una situación crítica que puede derivar en la rotu­ ra de los componentes, paradas de producción, disminución de la vida, pérdida de

precisión (calidad) en la fabricación, etc. Pero incluso en las situaciones en las que se puede optar por un sistema de lubricación automático o manual, los primeros presentan ciertas ventajas tales como la reducción de la dedicación de hombres a las tareas de lubricación, un mejor control del lubricante, mayor fiabilidad en el funcionamiento (ya que no depende de la actuación del hombre), reducción de la cantidad de lubricante consumido, etc. En contrapartida, los sistemas automáticos se caracterizan por ser más caros y, cuando están centralizados, por rigidizar la instalación de las máquinas. Dentro de los sistemas automáticos se pueden distinguir dos categorías: centra­ lizados y no centralizados. Los sistemas no centralizados son independientes y suministran lubricante en un punto atendiendo a un criterio (de forma constante, dependiendo de la presión, etc.). Generalmente, estos sistemas están constituidos por cilindros (figura 2.2) que suministran el lubricante por la acción de un pistón que es movido por uno de varios sistemas (resorte, gas a presión generado quími­ camente, etc.). La vida de los sistemas no centralizados es limitada, por lo que su rellenado debe ser incluido en el programa de lubricación.

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O rificios de adm isión de aire

Junta tórica Lubricante

Resorte

Pistón

V alvula de rellenado

Punto de sum inistro

O bturación para el control del flujo Figura 2.2. Cilindro para suministro automático (no centralizado) del lubricante

Por otra parte, los sistemas centralizados suministran lubricante a varios puntos (incluso a varias máquinas) y su empleo resulta conveniente por sus muchas venta­

jas: proporcionan mayor seguridad laboral, la lubricación es más eficiente, mejoran la productividad, reducen costes de producción y mejoran el estado general de lim­ pieza de la planta. Dentro de éstos, existe una gran diversidad de sistemas. A conti­ nuación se muestran algunos de ellos. -

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Sistema de mezcla de aceite. Consiste en la inyección de aceite gota a gota dentro de una corriente de aire a baja presión haciendo circular la cantidad de aceite suficiente para impregnar las superficies de operación. Es un sistema que se utiliza ampliamente cuando se requiere un servicio rápido y de precisión. Sistema de control de apertura. Son sistemas habitualmente económicos y fáciles de instalar. Modifican la apertura de un orificio para controlar la canti­ dad de lubricante que llega al punto deseado. El orificio cuenta habitualmente con una válvula que asegura la presión del circuito. Este tipo de sistemas no presenta un funcionamiento adecuado con lubricantes de baja viscosidad, espe­ cialmente si existe posibilidad de cambios de temperatura. Sistema de inyección. Puede ser utilizado con aceites y grasas ligeras (máx. NLGI 1). Funciona mediante una línea ligeramente presurizada de forma que el lubricante pueda ser inyectado en cojinetes y engranajes. El sistema requiere de una válvula de descarga con el fin de que los inyectores puedan cerrarse (sin riesgo para el circuito) hasta un nuevo ciclo de lubricación. El problema funda­ mental es que, al ser un sistema centralizado, la rotura de una rama de la línea ocasiona el fallo de todo el sistema. Por el contrario, posee la ventaja de que se pueden añadir fácilmente nuevos ramales con nuevos puntos de lubricación. Sistema de series progresivas. Puede ser utilizado con aceites y grasas. Este sistema, basado en suministro por desplazamiento positivo, utiliza un sistema de válvulas para abastecer cada punto con una predeterminada cantidad de lubri­ cante antes de lubricar el siguiente punto. La característica fundamental es que cuando una línea queda atascada, el sistema se bloquea. Por tanto, el fallo de una línea puede ser fácilmente detectado mediante un indicador de ciclo (que detecta la finalización del ciclo de lubricación). La inclusión de un nuevo punto de lubricación no es sencilla y requiere una modificación del sistema de válvu­ las. Además, es un sistema más caro que otros, quedando relegado su uso a un requerimiento de sus ventajas. Sistema de líneas gemelas. Este sistema se basa en dos líneas paralelas de su­ ministro de lubricante, cada una de ellas con sus propios inyectores, y una única bomba. La bomba suministra lubricante solamente a una línea en cada momen­ to, de forma que en cada ciclo de lubricación unos inyectores se abren cuando los otros están cerrados y viceversa. Constituye una alternativa al sistema de se­ ries progresivas, teniendo un mejor comportamiento ante la presencia de conta­ minantes. Como principal desventaja, no permite una detección tan sencilla de

los inyectores obstruidos. Además, la instalación de dos líneas supone un in­ cremento del coste. Sistema bomba a punto. Es un sencillo sistema indicado para máquinas con pocos puntos de lubricación (generalmente menos de 12). Consiste en un motor eléctrico que, mediante un sistema de leva excéntrica, acciona pequeñas bombas individuales de las cuales sale un conducto hacia un único punto de lubricación. Dependiendo de la longitud de la leva, se pueden instalar sucesivamente más o menos bombas de suministro. La desventaja de este sistema es que no propor­ ciona información alguna sobre posibles obturaciones o fallos del mismo. Otros. Existen otros sistemas automáticos centralizados, además de los expues­ tos. Algunos son una combinación de los anteriores, mientras que otros más avanzados utilizan sensores electromecánicos para determinar las condiciones en las que se debe suministrar el lubricante.

MANTENIMIENTO DE ENGRANAJES

3.1. INTRODUCCIÓN Los engranajes son sistemas mecánicos utilizados para transmitir potencia entre ejes en diferentes configuraciones espaciales. Al contrario que otros tipos de transmisiones (correas y cadenas), la transmisión por engranajes es muy rígida y no permite deformaciones sensibles en el sentido del movimiento. El diseño de engranajes utilizado por los fabricantes tiene en cuenta un gran número de consideraciones, entre las que se pueden citar: cargas estáticas y diná­ micas, par transmitido y velocidad de giro (potencia), vida de servicio esperada, eficiencia del sistema, temperatura ambiente, restricciones de peso, ambiente de trabajo, etc. Todas estas consideraciones ponen de manifiesto que la vida y el fun­ cionamiento de los sistemas de engranajes se ven influenciados por un gran número de aspectos que deben ser considerados para su mantenimiento. Existe una gran variedad de tipos de engranajes, con características de funcio­ namiento muy diferentes. Los engranajes cilindricos rectos (figura 3.1a) son los más sencillos ya que los dientes de cada rueda son paralelos a su eje de rotación. Permiten transmitir potencia entre ejes paralelos y el contacto entre dientes es idealmente lineal. Alternativamente existen los engranajes cilindricos helicoidales (figura 3.1b), en los que los dientes están inclinados (de forma que su directriz es una espiral cilindrica) respecto a los ejes de rotación. Permiten transmitir potencia entre ejes paralelos y entre ejes que se cruzan y el contacto entre dientes es ideal­ mente puntual. Para transmitir potencia entre ejes que se cortan pueden utilizarse engranajes cónicos. Dentro de éstos también existen las variedades recta y espiral. Los engra­ najes cónicos rectos (figura 3.2a) se caracterizan por que la directriz de los dientes pertenece a un plano axial que también contiene el eje de rotación de la rueda den­ tada. El contacto entre dientes es idealmente lineal. Sin embargo, en los engranajes cónicos espirales (figura 3.2b) los dientes son curvos siguiendo una espiral cónica. Estos engranajes pueden transmitir potencia entre ejes que se cortan y, en ellos, el contacto entre dientes es idealmente puntual. Además de estos, existen los engrana­ jes cónicos hipoidales que se caracterizan por poder transmitir potencia entre ejes que se cruzan gracias a la geometría curva de los dientes.

Figura 3.1. Engranajes cilindricos

b) Engranaje cónico espiral Figura 3.2. Engranajes cónicos

Finalmente, dentro de los tipos de engranajes básicos, existen los engranajes de tomillo sinfín (figura 3.3). Estos pueden ser considerados un caso extremo de en­ granaje cilindrico helicoidal en el que el diente de una de las ruedas se ha inclinado tanto que ha llegado a dar más de una vuelta al cilindro de la rueda. Este engranaje permite transmitir potencia entre ejes que se cruzan y se caracteriza por que la rela­ ción de transmisión puede ser muy elevada con poco espacio. Así, se puede llegar a obtener velocidades de la corona lentas a partir de velocidades elevadas del sinfín.

Dentro de las propiedades de los diferentes tipos de engranajes (tabla 3.1) tiene especial importancia la característica de movimiento relativo entre las superficies en contacto. Se observa que para los engranajes cilindricos rectos el movimiento es en gran parte rodadura y, en menor medida, deslizamiento (aunque esta proporción varía en función de la posición relativa de los dientes engranados). Sin embargo, para el caso de tomillos sinfín, el movimiento es fundamentalmente de desliza­ miento (aunque también cuenta con una pequeña proporción de rodadura). Debido a que la rodadura produce mucho menos desgaste que el deslizamiento, el tomillo sinfín estará mucho más afectado por el desgaste que otros tipos de engranajes. Consecuentemente, su funcionamiento y su vida útil son más dependientes del material con el que está fabricado, de las condiciones de lubricación y del mante­ nimiento en general.

Tipo de engranaje Cilindricos rectos Cilindricos helicoidales Cilindricos doble heli­ coidales Cónicos rectos Cónicos espirales Hipoidales Sinfín

Disposición espacial de los ejes

Contacto entre dien­ tes

Fuerzas de contacto (de mayor a menor) (en general)

Característica prin­ cipal del movimiento relativo

Paralelos

Lineal

Tangencial y radial

Rodadura

Paralelos o se cruzan

Puntual

Tangencial, radial y axial

RodaduraDeslizamiento

Paralelos

Puntual

Tangencial y radial (las dos fuerzas axiales se anulan mutuamente)

Rodadura

Se cortan

Lineal

Tangencial, radial y axial

Rodadura

Se cortan

Puntual

Tangencial, radial y axial

Se cruzan Se cruzan

Puntual Puntual

Tangencial, radial y axial Tangencial, radial y axial

RodaduraDeslizamiento Deslizamiento Gran deslizamiento

Tabla 3.1. Tipologías de engranajes y sus características

Los engranajes cilindricos rectos se utilizan habitualmente en aplicaciones con velocidades moderadas debido a su simplicidad de fabricación (lo que los hace económicos) y a su economía de mantenimiento. Los engranajes cilindricos helicoidales poseen mejor relación de contacto (igual al número promedio de dientes en contacto durante el funcionamiento) que ios rectos, lo que incrementa su capacidad de carga, asegura la transmisión a velocidad constante y proporciona un movimiento más suave. Sin embargo, estos engranajes cargan axialmente los ejes que los soportan (para evitar esta situación en aplicacio­ nes críticas se utilizan engranajes con dos hélices opuestas). Los engranajes cilin­ dricos helicoidales son los preferidos para la transmisión de potencias mayores entre ejes paralelos o que se cruzan. Estos mismos razonamientos son extensibles a la comparación entre los engra­ najes cónicos de dientes rectos y espirales. Los engranajes cónicos hipoidales tie­ nen un modo de funcionamiento intermedio entre un engranaje cónico helicoidal y un sinfín, por lo que el movimiento se compone de rodadura y deslizamiento. La proporción entre cada uno de estos dos tipos de movimientos relativo depende de la proximidad del engranaje al sinfín (gran deslizamiento) o al engranaje cónico (ma­ yor rodadura). Las transmisiones mediante tomillo sinfín poseen una gran aceptación en la in­ dustria debido a sus muchas ventajas: diversidad de configuraciones, gran capaci­ dad de reducción (de velocidades) en poco espacio, capacidad de carga y posibili­ dad de autobloqueo. Su funcionamiento se basa en el deslizamiento y, por tanto, es silencioso y sin vibraciones, produciendo una velocidad de salida constante. Sin embargo, este movimiento por deslizamiento provoca una disminución de la efí-

ciencia (con el rozamiento se disipa energía en forma de calor), quedando clara­ mente por debajo de otros sistemas de transmisión. Los engranajes internos son más compactos que los externos para la misma re­ lación de transmisión. En general, poseen una mayor capacidad de carga y su fun­ cionamiento es más suave. En contra, poseen restricciones de diseño importantes al intentar lograr índices de reducción mayores para una distancia entre centros de­ terminada.

3.2. CAJAS DE ENGRANAJES Las cajas de engranajes (o cajas reductoras) están compuestas de trenes de en­ granajes que poseen ejes intermedios con diferentes etapas de reducción. Se utili­ zan para transmitir potencia cuando se requiere relaciones de transmisión o rela­ ciones de par mayores que las logradas con engranajes simples. También se utili­ zan cuando se requiere una relación de transmisión variable, un cambio en el senti­ do de giro de los ejes o un ángulo de salida diferente. Existen dos tipos básicos de trenes de engranajes atendiendo a la movilidad de los ejes intermedios: trenes fijos y trenes planetarios (también llamados epicicloidales).

3.2.1. C A JA S C O N T R E N E S D E E N G R A N A JE S FIJO S La mayoría de las cajas reductoras cuenta con este tipo de trenes. En ellos los ejes mecánicos intermedios no poseen ningún tipo de movimiento de traslación, solamente giran alrededor de su eje geométrico. En la figura 3.4 se muestra un ejemplo de caja reductora, formada por un tren fijo, en la que los ejes de entrada y salida son perpendiculares. Se observa que esta caja cuenta con 3 etapas de reduc­ ción (la -Ib , 2a-2b, 3a-3b) y 2 ejes intermedios. Las cajas reductoras habitualmente se compran por catálogo. Los fabricantes ponen a disposición de sus clientes una gran variedad de modelos (con característi­ cas diferentes) que cubren la mayor parte de las necesidades industriales. Es posi­ ble, asimismo, encontrar cajas reductoras motorizadas (también llamados moto-reductores) en las que un motor primario acciona la caja reductora, formando un único componente que se puede incluir en cualquier ensamblaje. Las cajas reductoras vienen provistas de todo lo necesario para su mantenimien­ to. Dado que los engranajes necesitan estar bañados en lubricante para su funcio­ namiento óptimo, estas cajas cuentan con conductos para el suministro, la evacua­ ción y el purgado del lubricante (figura 3.5).

Alojamientos cónicos para rodamientos

Rodamientos cónicos. Engranaje cónico espiral

Eje de entrada Ejes intermedios Figura 3.4. Caja de engranajes de 3 etapas y ejes perpendiculares

Eje de salida Ojo de buey para verificación del lubricante

Tomillos para purgado del lubricante Figura 3.5. Reductor de 3 etapas y ejes paralelos

Las cajas también cuentan con visores u ojos de buey que permiten observar el estado (color) y nivel del lubricante. Además, las juntas vienen selladas asegurando la estanqueidad de la cámara. Esto es importante no sólo para evitar fugas de lubri­ cantes, sino también para evitar la entrada de contaminantes.

3.2.2. C A JA S C O N T R E N E S D E E N G R A N A JE S P L A N E T A R IO S Son elementos que, desde el punto de vista cinemático, cuentan con dos tipos de ruedas dentadas: unas que están provistas de un giro simple alrededor de su propio eje (que también es el eje del tren) y otras que giran alrededor de su propio eje a la vez que su eje gira alrededor del eje central del tren. Las primeras pueden ser de dentado interior o exterior y son llamadas “soles”, mientras que las segundas son siempre de dentado exterior y son habitualmente llamadas “planetarios”. En la figura 3.6 se muestra un reductor planetario. La figura 3.6b demuestra la existencia de dos soles y un planetario compuesto por 3 ruedas dentadas. Una de las características principales de los trenes planetarios es que la potencia es transmitida a través de múltiples engranes. Otra característica importante es que se pueden diseñar para grandes reducciones en relativamente poco espacio. Debido a esto, los trenes planetarios poseen habitualmente menor tamaño que los trenes fijos, para una misma capacidad de carga.

Eje de salida

Eje de entrada

Planetario

Sol central

Sol exterior

Brazo del tren planetario

(a)

(b) Figura 3.6. Reductor planetario o epicicloidal

Aparte de las ventajas anteriores, los trenes planetarios se prestan a un diseño en el que los ejes de entrada y salida están alineados (figura 3.6a); mientras que para

conseguir esta configuración con un tren fijo el tamaño ha de ser considerablemen­ te mayor. El principal problema que se les atribuye es que, debido a que las ruedas del planetario tienen un movimiento de rotación alrededor del eje central del tren, están sujetas a la acción de las fuerzas centrífugas y, consecuentemente, pueden soportar hasta un cierto límite de velocidad en condiciones de funcionamiento óptimas.

3.3. INSTALACIÓN DE SISTEMAS DE ENGRANAJES La instalación de sistemas de engranajes incluye la realización de 3 pasos: se­ lección, montaje y puesta en servicio.

3.3.1. S E L E C C IÓ N Para la selección del engranaje adecuado para una determinada aplicación es necesario tener en cuenta dos factores fundamentales: la potencia que se necesita transmitir y la relación de velocidades entre la salida y la entrada. Para el cálculo de potencia, es necesario tener en cuenta las pérdidas en cada etapa de reducción. Para los engranajes de dientes rectos y helicoidales (con ángulo de hélice modera­ do) se estima que la eficiencia está en tomo al 98% (tabla 3.2). Los tomillos sinfín, por el contrario, tienen generalmente una eficiencia menor y muy variable en fun­ ción de los materiales (coeficiente de rozamiento), del ángulo de hélice y de otros factores. Si la caja reductora posee varias etapas, la pérdida comentada anterior­ mente se produce en cada etapa, por lo que la eficiencia global de la caja es el pro­ ducto de las eficiencias de las etapas, pudiendo llegar a ser mucho menor que el 98%. Tipo de engranaje Cilindrico recto Cilindrico helicoidal Cónico recto Cónico espiral Hipoidal Sinfín

Rango de eficiencias

97% - 99% 90% - 99% 97% - 99% 90% - 99% 90% - 98% 60% - 99%

Tabla 3.2. Rangos de eficiencia en engranajes

Otra consideración importante de la que depende enormemente la vida útil de los engranajes es el tipo de carga que éstos soportarán durante su funcionamiento en la máquina que se instalan. Generalmente, este tipo de carga se clasifica dentro

de una de las siguientes categorías: carga uniforme, carga de choque moderado o carga de choque elevado. En función de este tipo, la AGMA {American Gear Manufacturer Association) recomienda coeficientes de mayoración de la potencia transmitida para la selección de la caja reductora. Finalmente, una vez que se ha seleccionado la caja reductora en base a todo lo anterior, es necesario comprobar la potencia a transmitir (mayorada como se ha explicado) frente al índice térmico, el cual se define como la potencia media que la unidad puede transmitir de forma continuada sin sufrir sobrecargas de temperatura ni requerir enfriamiento auxiliar.

3.3.2. M O N T A JE Las condiciones óptimas de funcionamiento de sistemas de engranajes deben asegurarse también durante el montaje. Deben estar bien sujetos a la bancada (con un apoyo firme y anclajes adecuados), para evitar posibles movimientos durante el funcionamiento. Los ejes de entrada y salida deben estar alineados correctamente y con precisión para evitar posibles sobrecargas que disminuyan la vida útil. Si los ejes son susceptibles de sufrir desalineaciones durante el funcionamiento, éstos deben ser conectados utilizando acoplamientos mecánicos de tipo flexible, que permiten este tipo de movimientos sin generar esfuerzos radiales importantes. De la misma forma, se pueden utilizar acoplamientos con flexibilidad a torsión para amortiguar las oscilaciones de par. Si se prevé la posibilidad de existencia de so­ brecargas importantes es recomendable la utilización de acoplamientos limitadores para evitar la rotura de la caja de engranajes. Todas estas y otras consideraciones deben consultarse en la información técnica que proporciona el fabricante.

3.3.3. P U E ST A E N SE R V IC IO Algunos fabricantes suministran las cajas reductoras llenas de lubricante en las condiciones de uso. Sin embargo, si el transporte o el almacenamiento va a ser largo o accidentado, las cajas reductoras se empaquetan con los engranajes protegi­ dos por un recubrimiento. Este recubrimiento es de una sustancia de tipo polar que, generalmente, es soluble en el lubricante. De esta forma, tras la instalación y relle­ nado de lubricante, éstos pierden la protección y quedan listos para el funciona­ miento. Algunas unidades requieren o llevan asociado un sistema de recirculación de lubricante. En tales casos, y tras el montaje, es necesario verificar que el lubricante está siendo trasegado por la bomba y que llega correctamente a los diferentes pun-

tos en los que es necesario. Esto puede realizarse observando los indicadores de presión e inspeccionando los ojos de buey (visores) que existen para tal efecto. En general, durante la puesta a punto de estos sistemas se requiere que el técnico ajus­ te la apertura de la válvula para obtener la presión que recomienda el fabricante. Después de la puesta a punto, la unidad está lista para el funcionamiento nor­ mal. Es una buena práctica realizar un reacondicionado tras 2 semanas de funcio­ namiento, para lo cual se requiere drenar el aceite y limpiar los alojamientos. La limpieza se realiza rellenando la caja con un lubricante de limpieza (por ejemplo un aceite mineral SAE 10 sin aditivos) y haciéndola funcionar en régimen normal durante breves minutos. Después de esto, se drena el aceite de limpieza y se rellena con el aceite apropiado (recomendado por el fabricante). Si el aceite inicial de la caja no está contaminado (lo cual se puede determinar con los ensayos oportunos), se puede utilizar el mismo y, si estuviera mínimamente contaminado se debe utili­ zar uno nuevo.

3.4. MANTENIMIENTO DE ENGRANAJES

3.4.1. T IP O S D E F A L L O S E N E N G R A N A JE S Los engranajes son sistemas de transmisión de potencia por contacto directo de superficies rígidas (contacto tipo leva-seguidor). En este tipo de transmisiones se puede producir fallo según dos categorías fundamentales: fallo superficial y rotura del diente. -

Fallo superficial. En el fallo superficial, la superficie del diente se deteriora hasta un nivel en el que las condiciones de funcionamiento resultan muy desfa­ vorables. Existen varios tipos de fallo superficial, que son explicados a conti­ nuación. • Desgaste. El desgaste hace referencia a la pérdida de material debido al ro­ zamiento de las superficies en contacto. El desgaste excesivo puede preve­ nirse con un sistema de lubricación adecuado y con dispositivos limitado­ res de par de forma que éste no supere el par nominal de la caja reductora. La pérdida de material debido al funcionamiento normal del sistema de en­ grane, pese a la existencia de una lubricación adecuada, constituye el des­ gaste normal. Este desgaste es poco importante y no afecta al funciona­ miento de la máquina dentro de su vida esperable. La situación de desgaste normal (o mínimo) no es completamente evitable. Su minimización y la

permanencia de la máquina en esa situación es el objetivo del manteni­ miento de engranajes. Por otro lado, el daño superficial provocado por partículas sólidas cuando éstas se introducen entre los dientes del engrane en el momento del contac­ to es denominado desgaste abrasivo. Este tipo de desgaste produce una ra­ lladura en el flanco del diente que es característica (figura 3.7). Su existen­ cia se debe a la incapacidad del sistema de lubricación para eliminar las partículas sólidas generadas en el funcionamiento de la máquina. Es posi­ ble detectar la existencia de una situación de desgaste abrasivo examinando el nivel de partículas metálicas en el lubricante (bien durante su sustitución o bien examinando periódicamente los filtros en el caso de lubricación re­ circulante). Si se detecta un desgaste abrasivo, la transmisión debe detener­ se inmediatamente y debe realizarse un procedimiento de limpieza similar al descrito en el apartado 3.3.3.

Figura 3 .7. D esgaste abrasivo

Si el desgaste abrasivo se produce de forma severa, recibe el nombre de raspadura. Este tipo de desgaste se caracteriza por líneas muy marcadas en la dirección de deslizamiento (figura 3.8) y es producido por el rallado de partículas de tamaño considerable.

Figura 3.8. Raspadura

• Desgaste por sobrecarga. Cuando se transmite un par excesivo a baja velo­ cidad mediante un sistema de engranajes se puede producir un desgaste su­ perficial. En esas condiciones, la velocidad no es suficiente para conseguir el efecto hidrodinámico que proporciona una película de lubricante ade­ cuada, produciéndose el contacto directo entre los metales. El resultado es un notable desgaste en la parte exterior del flanco de los dientes, tal como se muestra en la figura 3.9. El remedio para este tipo de desgaste es evitar, en la medida que sea posible, las condiciones de funcionamiento tan desfa­ vorables en las que se produce (en el caso de producirse sobrecargas pun­ tuales, se pueden instalar elementos limitadores de par). Si no fuera posible evitarlas, otra alternativa consiste en utilizar lubricantes con aditivos anti-desgaste y de extrema presión.

Figura 3.9. Desgaste p o r sobrecarga

• Fluencia. Es el deterioro de la superficie como consecuencia de la fluencia del metal ante cargas elevadas. Aunque generalmente está asociada a meta­ les blandos, también puede llegar a darse en metales endurecidos. El des­ gaste por fluencia se manifiesta de formas diferentes, dependiendo de las condiciones en las que se produce. Una de las formas más comunes consis­ te en el arrugado u ondulado de la superficie (figura 3.10). Se observa este fenómeno, por ejemplo, en piñones hipoidales y tomillos sinfín sometidos a cargas excesivas y lubricación inadecuada y termina por producir el fallo total del elemento. Otra forma de manifestarse consiste en la aparición de rebabas en los filos externos de los dientes rectos y helicoidales (figura 3.11). En ocasiones se observa no por la aparición de rebabas sino por el redondeo de los filos ex­ ternos de los dientes o, incluso, por un hundimiento en la base de los dien­ tes (donde comienza el contacto) de la rueda conductora (en general, la forma del perfil del diente es modificada por fluencia). Este tipo de desgas­ te por fluencia se produce ante cargas elevadas con impactos que hacen que los dientes en contacto se golpeen durante el movimiento.

Figura 3.10. Ondulado de la superficie p o r fluencia

Figura 3.11. Deformación del perfil del diente p o r fluencia

Teniendo en cuenta que la fluencia está vinculada a la aparición de cargas concentradas, el medio de evitar este tipo de desgaste pasa por utilizar en­ granes con mejor distribución de la carga, evitar los impactos de la carga y utilizar lubricantes con aditivos de alta presión. • Estriado. Este término da nombre a la eliminación rápida del material de la superficie de los dientes provocada por el arranque continuado de pequeñas partículas que se han soldado al metal debido a condiciones de funciona­ miento de gran presión y elevada temperatura. Tras el sufrimiento de este tipo de desgaste, la superficie presenta un aspecto de desgarro (figura 3.12) con estrías o surcos en la dirección de deslizamiento.

Figura 3.12. Fallo superficial p o r estriado

El estriado es causado habitualmente por cargas elevadas concentradas, que provocan la ruptura de la película del lubricante y, con ello, el contacto di­ recto entre metales y partículas. Como en otros casos de desgaste, el estria­ do puede prevenirse mediante sistemas de transmisión que moderen las cargas y utilizando un lubricante con aditivos de extrema presión. . Fatiga superficial. Es un tipo de deterioro que viene provocado por ciclos de tensión superficial o subsuperficial con valores alternantes entre cero y un valor máximo que supera el límite de fluencia del material. Puede mani­ festarse con diferentes grados de severidad desde pequeñas picaduras (figura 3.13) hasta el astillado de la superficie (figura 3.14). La prevención de este tipo de fallo pasa por la utilización de ruedas con tra­ tamientos de endurecido superficial y la utilización de lubricantes con adi­ tivos de extrema presión. Cuando se detecta, las tareas de mantenimiento se reducen al afilado y pulido de los dientes, para evitar la concentración de tensiones que provocan las oquedades y que aceleran de forma geométrica el fallo por fatiga superficial.

Figura 3.13. Picaduras superficiales

Figura 3.14. A stillado superficial

• Otros tipos de fallo superficial. Existe una gran cantidad de otros fallos su­ perficiales relacionados con el desgaste, distintos de los anteriores. Entre estos se puede encontrar el desgaste corrosivo que supone el deterioro su­

perficial derivado de la acción química de un ácido, de humedad o conta­ minación del lubricante, al estar en contacto con el metal. Se muestra en forma de picaduras en la superficie. Otro fallo superficial es la denominada quemadura, que se produce a ele­ vada temperatura (provocadas por una fuente externa o por el rozamiento ante sobrecargas) debido a la pérdida de dureza del material en esas condiciones. Habitualmente se muestra en forma de decoloración térmica en la superficie. El desgaste por interferencia ocurre cuando el contacto prematuro de los dientes concentra la carga del filo de un diente contra la base del opuesto. Se muestra por un desgaste (rallado) sensible en la base de los dientes de la rueda conducida. -

Fallo por rotura del diente. La rotura del diente es el resultado final de un proceso de deterioro continuado. Cuando se produce ya no es posible la realiza­ ción de mantenimiento y se debe proceder a la sustitución de la pieza. Como en el caso del deterioro superficial, existen varias causas que pueden provocar la rotura parcial o completa de un diente: • Rotura por fatiga. Es el resultado de múltiples ciclos de carga en el diente, con tensiones variables que en algún punto superan el límite de fluencia del material, normalmente favorecidas por la concentración de tensiones. Estas tensiones elevadas y localizadas pueden deberse a varias causas: sobrecar­ ga, vibración excesiva, mal diseño, mala alineación, etc. El síntoma de este fallo es similar a otros mecanismos de fallo por fatiga. Comienza con la aparición de grietas en el lado cargado del diente, progresando dentro de la sección hasta provocar la rotura completa. Tras la rotura, la sección presen­ ta el aspecto típico de fallo por fatiga: una zona brillante y pulida corres­ pondiente al avance de la grieta, y otra zona mate y fibrosa correspondiente a la última sección resistente antes de la rotura. • Rotura por sobrecarga. Es un tipo de fallo que se produce ante la aparición de una sobrecarga con aplicación brusca. La rotura es instantánea y sin ne­ cesidad de progresión de grieta, como ocurre en fatiga. La sección del corte presenta un aspecto fibroso (figura 3.15), muy diferente del fallo por fatiga. Aparte de una sobrecarga súbita, otras condiciones pueden propiciar la apa­ rición de este tipo de fallo: alineación deficiente (concentrando las cargas), lubricación deficiente (que puede llevar a los dientes a soldarse), etc. • Rotura por desgaste excesivo. Algunos tipos de desgaste superficial pueden llevar a una eliminación drástica del material que reduzca la sección del diente hasta su rotura. Este es un tipo secundario de rotura que viene pre­ cedido por una fase más o menos larga de desgaste.

• Otros. Además de los anteriores, existen otros tipos de causas que produ­ cen la rotura total o parcial del diente. Entre ellos cabe destacar el fallo de­ bido a tensiones internas excesivas provocadas por tratamientos superficia­ les inadecuados.

Figura 3.15. Rotura p o r sobrecarga

3.4.2. L U B R IC A C IÓ N Los engranajes constituyen una aplicación crítica en lo relativo a lubricación debido a que en ellos se transmiten fuerzas elevadas con contactos de pequeña área, lo que genera presiones muy elevadas. En esta situación, un lubricante normal tien­ de rápidamente a ser expulsado del área de contacto, sin poder ejercer su función principal. Para evitar esto, se utilizan lubricantes de alta viscosidad y, en ocasiones, con agentes de extrema presión (EP). Un lubricante para engranajes debe poseer unas características específicas: alta calidad, alto grado de refinamiento, inhibido en cuanto a corrosión, no reactivo, buenas propiedades anti-espuma y sin partículas abrasivas presentes. Cuando la aplicación es de elevada temperatura, además se requiere buena resistencia a la oxidación; mientras que en aplicaciones de baja temperatura se requiere que posea un bajo punto de fluencia. Cuando la aplicación presenta una temperatura variable dentro de un amplio rango, generalmente se requiere un alto índice de viscosidad. La tabla 3.3 muestra el número AGMA de lubricante recomendado para engra­ najes cilindricos rectos, helicoidales, cónicos rectos y espirales; en función de la temperatura ambiente. En tomillos sinfín se produce un gran deslizamiento con una presión muy ele­ vada. Para esta aplicación tan crítica, generalmente se recomienda la utilización de un lubricante compuesto (C) o un lubricante con agentes de extrema presión (EP). que evitan en lo posible el contacto directo entre las partes. Las recomendaciones de la AGMA para estos engranes vienen resumidas en la tabla 3.4.

Temperatura ambiente -10°C a 10°C 10°C a 50°C

Tipo de unidad (distancia entre centros) Ejes paralelos (una sola reducción) H asta 200 mm Entre 200 mm y 500 mm Más de 500 mm Ejes paralelos (doble reducción) Hasta 200 mm Más de 200 mm Ejes paralelos (triple reducción) Hasta 200 mm Entre 200 mm v 500 mm Más de 500 mm Ejes planetarios (diámetro del alojamiento) Hasta 400 mm Más de 400 mm

2-3 2-3 3-4

3-4 4-5 4-5

2-3 3-4

3-4 4-5

2-3 3-4 4-5

3-4 4-5 5-6

2-3 3-4

3-4 4-5

Cónicos rectos o espirales (distancia de cono) Hasta 300 mm Más de 300 mm

2-3 3-4

M otorreductores Unidades de alta velocidad

2-3 1

4-5 5-6 4-5 2

Tabla 3.3. Recomendación número de lubricante AGMA para engranajes cilindricos rectos, cilindricos helicoidales, cónicos rectos y cónicos espirales

Tipo de sinfín (diámetro)

Velocidad del sinfín (rpm)

Sinfín cilindrico Hasta 150mm <=700 Entre 150mm y 300mm ;= 450 Entre 300mm y 450mm <=300 Entre 450mm v 60mm <=250 Más de 600mm := 200 Sinfín doble envolvente Hasta 150mm <= 700 Entre 150mm y 300mm <=450 Entre 300mm v 450mm <=300 Entre 450mm y 600mm <=250 M ás de 600mm := 200 EP = Extrema Presión, C = Compuesto.

Temperatura ambiente -10°C a 10°C a 10°C 50°C

7 7 7 7 7

C, C. C. C. C.

7 7 7 7 7

8 8 8 8 8

C C C C C

EP EP EP EP EP

8 8 8 8 8

C. C. C. C. C.

8 8 8 8 8

EP EP EP EP EP

8A C 8A C 8A C 8A C 8A C

Velocidad del sinfín (rpm)

Temperatura ambiente -10°C a 10°C a 10°C 50°C

>700 >450 >300 >250 >200

7 C. 7 C. 7 C. 7 C. 7 C.

7 7 7 7 7

>700 >450 >300 >250 >200

8 8 8 8 8

C C C C C

EP EP EP EP EP

Tabla 3.4. Recomendación de número de lubricante AGMA p ara tornillos sinfín

8 7 7 7 7

C. C. C. C. C.

8 7 7 7 7

8 8 8 8 8

C C C C C

EP EP EP EP EP

En algunos casos, los engranajes pueden estar lubricados por grasas en lugar de aceites. Estas grasas deben poseer unas propiedades similares a las de los aceites. También es común (especialmente en cajas reductoras) que el mismo lubricante de los engranajes sirva para lubricar los rodamientos sobre los que apoyan los ejes de las etapas de reducción. En tales casos, el lubricante utilizado no debe ser noci­ vo para los elementos de los rodamientos y debe poseer unas propiedades de lubri­ cación adecuadas también para estos elementos. En cualquier caso, es importante que las cajas que albergan los engranajes que­ den perfectamente selladas durante el funcionamiento, ya que debido a su funcio­ namiento, son muy susceptibles de sufrir desgaste abrasivo y ralladuras por impu­ rezas que puedan entran del exterior.

3.4.3. A N Á L ISIS D E L E ST A D O . R E C O M E N D A C IO N E S Las transmisiones por engranaje son elementos valiosos que pueden llegar a ser muy caros, además de críticos para el proceso productivo. Es recomendable reali­ zar una inspección rutinaria diaria de estos sistemas con el fin de detectar posibles anomalías antes de que se produzca un daño irreparable. Esta inspección debe ba­ sarse en la observación de posibles fúgas de lubricante y de ruidos inusuales. Si se detecta una fuga, se debe detener el engranaje, corregir la causa y verificar el nivel de lubricante. Los ruidos inusuales son prueba de vibraciones y golpes que no de­ berían ocurrir. Se debe inspeccionar el engrane hasta determinar la causa y realizar su corrección. Si la unidad está lubricada por un sistema a presión, éste suele contar con un fil­ tro y, en tal caso, se debe inspeccionar y limpiar o reemplazar el filtro periódica­ mente.

MANTENIMIENTO DE TRANSMISIONES FLEXIBLES

4.1. INTRODUCCIÓN Tradicionalmente, la denominación transmisión flexible incluye la transmisión por correa (o banda), cadena y cable. En maquinaria industrial, la más utilizada es la transmisión por correa, aunque también es común encontrar transmisiones por cadena y, más raramente, por cable. La utilización de elementos flexibles en la transmisión obedece generalmente a uno o varios de los siguientes motivos: -

-

-

-

Transmisión entre ejes separados. En este caso, la utilización de una transmi­ sión rígida mediante engranajes implica la utilización de un gran número de ellos o bien la utilización de ruedas dentadas de gran tamaño. En cualquiera de los casos, la solución resulta ser desproporcionadamente aparatosa y cara en comparación con el uso de una transmisión flexible. Amortiguamiento de cargas de choque. Las transmisiones flexibles utilizan elementos (correas, cadenas y cables) que por su gran longitud y mayor elastici­ dad se comportan de forma mucho menos rígida que otros tipos de transmisión tales como los engranajes. En casos en los que una parte de la máquina desem­ peña un trabajo que involucra golpes o impactos, las transmisiones flexibles ac­ túan como amortiguadores atenuando las vibraciones provocadas por estos im­ pactos. Esta es una importante ventaja porque supone una mayor duración de la parte aislada. Transmisión con configuración compleja. Otra de las ventajas de las transmi­ siones flexibles es que se pueden configurar formando transmisiones complejas. Así, mediante una cadena, es posible transmitir potencia desde un eje a varios al mismo tiempo, con gran economía de medios. Esta ventaja es especialmente importante en el caso de transmisión por correas ya que, debido a su flexibili­ dad, permiten formar transmisiones especiales (por ejemplo, transmisiones entre ejes que se cruzan en el espacio, transmisiones variables mediante poleas cóni­ cas, etc.). Espacio reducido. La falta de espacio es otro motivo por el que se pueden em­ plear las transmisiones flexibles, especialmente en el caso de las cadenas, ya

que poseen un muy buen ratio entre su capacidad para transmitir potencia y el espacio que ocupan. Los dos sistemas flexibles principales de transmisión de potencia (correas y ca­ denas), aunque presentan algunos aspectos comunes, son muy diferentes desde el punto de vista de funcionamiento. Las correas transmiten potencia generalmente por fricción (a excepción de las correas dentadas) mientras que las cadenas trans­ miten por desplazamiento positivo. En cuanto a mantenimiento, estos elementos de transmisión también son muy distintos y conviene realizar una descripción separa­ da de los mismos.

4.2. MANTENIMIENTO DE CORREAS Aunque existe una amplísima gama de tipos diferentes de correas, la correa más utilizada en transmisión de potencia es la correa trapezoidal. En la actualidad, de­ ntro de este tipo de correas existe una variada subclasifícación atendiendo a las dimensiones de la sección transversal. Las secciones convencionales de correas siguen la denominación Z, A, B, C, D, E y sus dimensiones se muestran en la figura 4.1. Otros tipos de correas también utilizados para transmitir potencia son las co­ rreas planas (de sección rectangular) y las correas de sección circular. Cuando se requiere un sincronismo perfecto entre las poleas motriz y conducida, se utiliza una correa dentada, cuyo funcionamiento es sensiblemente diferente al de los tipos anteriormente descritos. Un sistema de transmisión de movimiento basado en correas y poleas funciona­ rá sin problemas durante gran tiempo si las condiciones de funcionamiento son óptimas y se realiza un mantenimiento adecuado. Las correas necesitan una revi­ sión regular de su estado de funcionamiento, de forma similar a otros componentes. Por este motivo, deben ser incluidas en programas de revisión de los componentes y la periodicidad de revisión necesaria depende de muchos factores: velocidad de las poleas, naturaleza crítica del equipo, temperatura de trabajo, factores ambienta­ les, accesibilidad del equipo, etc. Algunas recomendaciones generales relativas a esta periodicidad se muestran en la tabla 4.1. Es necesario hacer notar que los sistemas de transmisión de potencia por correas o cadenas pueden ocasionar graves lesiones en las personas. Existen riesgos impor­ tantes de atrapamiento y corte de extremidades. Por este motivo, antes de proceder con cualquier tarea de inspección o mantenimiento es siempre fundamental asegu­ rar la detención de la transmisión, cortando el suministro de energía y colocando todos los mandos de control en posición de parada.

Figura 4.1. Tipos de secciones convencionales de correas trapezoidales

Tipo de funcionamiento Crítico Normal Máquina cerrada

Frecuencia de inspección recomendada Entre 1 y 2 semanas Una vez al mes Entre 3 y 6 meses

Tabla 4.1. Frecuencia de inspección recomendada en correas

4.2.1. IN S P E C C IÓ N DE T R A N SM ISIO N E S PO R C O R R E A En el caso de transmisiones por correas, cada inspección rutinaria debe estar ba­ sada en dos tareas básicas: visualizar el estado de los componentes y en escuchar el funcionamiento para detectar posibles anomalías (una transmisión por correa bien diseñada y bien mantenida debe operar de forma suave y silenciosa). Las tareas de

inspección no se limitan exclusivamente a los componentes directamente involu­ crados en la transmisión, sino también a otros involucrados indirectamente. Un programa de inspección de correas bien elaborado incluirá la inspección de al menos los siguientes elementos de la transmisión: -

Correa. Se debe inspeccionar la existencia de desgaste excesivo o asimétrico, grietas (figura 4.2), deshilacliados, quemaduras y bultos o crecidas. En correas dentadas, además se debe inspeccionar la existencia de muescas y dientes per­ didos. También se debe inspeccionar la temperatura de operación (normalmente en tomo a 60°C). De forma aproximada, una correa a la temperatura de funcio­ namiento debe poder ser mantenida con las manos de manera cómoda. Si no es así, eso es indicativo de problemas en la transmisión.

Figura 4.2. Correas agrietadas tras agotar su vida útil

Dentro de la inspección de la correa, se debe comprobar su tensión (o pretensado). La tensión requerida es función de la potencia que se desea transmitir, la cual debe ser acorde con el tipo y modelo de la correa instalada (el fabricante proporciona información para la correcta selección). Una tensión excesiva dis­ minuirá la vida útil de la correa mientras que una tensión excesivamente baja provocará el deslizamiento de la correa sobre la polea y, consecuentemente, una transmisión deficiente y un desgaste excesivo. Cualquier lubricante es un gran enemigo para las transmisiones por correa. Da­ do que la transmisión se realiza por fricción, el acceso accidental de un lubricante a la interfase correa-polea reducirá drásticamente el coeficiente de rozamiento y provocará un funcionamiento deficiente. Además, los materiales con que se fabrican las correas se degradan rápidamente con el contacto de la mayoría de los lubricantes. Por este motivo, la inspección de la correa incluye examinar la posibilidad de acceso de lubricantes provenientes de otros elementos de la máquina. Se debe observar si la cubierta de protección u otros elementos cercanos presentan manchas de lubricantes provenientes de fugas. En tales casos, se debe limpiar concienzudamente cualquier signo de lubricante y se debe solucionar los problemas de fugas.

En algunos casos se pueden utilizar grasas anti-fricción para incrementar el co­ eficiente de rozamiento. Estas grasas presentan unos requerimientos de suminis­ tro y mantenimiento parecidos al de los lubricantes. Así, durante el manteni­ miento de la transmisión debe incluirse la verificación del nivel de grasa y su reposición en caso de ser necesario. Poleas. Se deben inspeccionar las poleas con el fin de verificar la correcta ali­ neación de las mismas y también para detectar la existencia de desgaste anor­ mal, muescas y bordes afilados. Se debe asegurar la limpieza perfecta de la po­ lea, ya que la suciedad supone siempre una disminución considerable de la vida de la polea. El desgaste de poleas con ranuras en V (correspondientes a correas trapezoida­ les) debe ser examinado con galgas (figura 4.3) suministradas por los fabrican­ tes. Si se detecta una holgura (h) entre la polea y la galga superior a 0,75 mm (750fim), la polea debe ser reemplazada.

En cuanto a la alineación, existen dos tipos básicos de desalineación: angular (figura 4.4a) y paralelo (figura 4.4b). La desalineación paralela es la más senci­ lla de corregir ya que sólo requiere recolocar adecuadamente una de las poleas

sobre su eje. La desalineación angular implica falta de paralelismo en los ejes y puede ser más compleja de resolver. Las desalineaciones máximas recomenda­ bles se muestran en la tabla 4.2. Cuando se detecta una desalineación excesiva es necesario realizar una operación de alineación. Tradicionalmente, esta tarea se realizaba mediante reglas y otros sistemas mecánicos de medida. En la actua­ lidad existen modernos sistemas de alineación por láser que, gracias a su preci­ sión, permiten asegurar unos márgenes de desalineación reducidos.

Figura 4.4. Tipos básicos de desalineación entre poleas: (a) angular, (b) paralela

Tipo de polea

Desalineación máxima recomendable en función de la distancia entre centros (C)

Ranura en V

Paralela: Angular:

Dentada

Paralela: Angular:

dmáx = 0,008 c amáx(°) = \,5-c(metros) dmáx = 0,005-c a máX(°) = 0,75-c(metros)

Tabla 4.2. Desalineaciones máximas recomendables en poleas

-

Cubiertas de protección. Las cubiertas de protección deben ser inspeccionadas para asegurar la inexistencia de desgaste o daños. Una cubierta desgastada indi­ ca una interferencia con la transmisión, mientras que una cubierta dañada puede suponer un riesgo para la salud. Las transmisiones por correa sufren calentamiento debido a que son sistemas de transmisión por fricción. Por este motivo, las cubiertas poseen habitualmente

-

orificios para permitir la ventilación. Una cubierta sucia supone una falta de ventilación que puede provocar sobrecargas de temperatura en el sistema co­ rrea-polea. Por este motivo, las cubiertas de protección deben mantenerse siem­ pre limpias. Otros. Se debe comprobar la correcta alineación y lubricación de cojinetes y rodamientos, ya que puede influir en el funcionamiento de la transmisión. Tam­ bién es recomendable verificar el anclaje firme del motor y la limpieza de sus guías de posicionamiento.

4.2.2. IN S T A L A C IÓ N D E C O R R E A S Una transmisión por correa debe diseñarse para permitir la instalación y el pretensado de la correa. Con este fin, se dispone una polea guía (o tensora) o, alterna­ tivamente, se diseña el apoyo de uno de los ejes de forma que se pueda desplazar manualmente una de las poleas en la dirección de la línea de centros. En la figura 4.5, el punto P indica la posición de diseño de la polea 2. Cuando se desea instalar la correa, esta polea es desplazada hacia la polea 3 recorriendo la distancia Y. Una vez instalada, la polea 2 se lleva de nuevo a la posición de la figura 4.5 y en dicha posición correa presenta una tensión cero (aunque tampoco presenta holgura). Para pretensar la correa, la polea 2 debe poder desplazarse (alejándose de la polea 1) hasta una distancia m áxim aX. Estas dos distancias máximas l e F so n función de la longitud entre ejes (c) y del tipo de correa. En la tabla 4.3 se muestran los valo­ res recomendados para correas trapezoidales convencionales, en función de la lon­ gitud de la correa (L).

Longitud de la

Y

X

(L,

(mm) Sección C

(mm)

correa

mm)

5 0 0 - 1000 1000- 1500 1 5 0 0 -2 5 0 0 2500 - 3000 3000 - 4000 4000 - 5000 5000 - 6000 6000 - 7000 7000 - 8500 8 5 0 0 - 10500 >10500

Sección Z

Sección A

Sección B

15 15 19

19 19 19 25 25

25 25 32 32 38

38 38 38 38 51 51 51 51 51

Sección D

51 51 51 63 63 63 76

Sección E

63 63 63 76 76 90

25 38 51 63 75 90 101 113 127 152 0.015-L

Tabla 4.3. Longitudes de carrera del tensor recomendables para correas trapezoidales convencionales

La durabilidad de la transmisión por correa depende en gran medida de la cali­ dad del procedimiento de instalación. En efecto, una instalación inadecuada puede provocar un funcionamiento deficiente caracterizado por un resbalamiento de la correa, un deterioro rápido de correa y polea, tensiones excesivas (e inútiles) en los sistemas de apoyo de los ejes, etc. De forma resumida, la instalación de correas debe contar con, al menos, los siguientes pasos: á) Aflojar el tensor con las herramientas adecuadas hasta poder retirar la correa que se va a sustituir. b) Limpiar las poleas y asegurar que los flancos de los canales están limpios. Para ello se puede utilizar un cepillo metálico suave. c) Colocar la correa en las poleas. d) Ajustar el tensor para que la correa no quede holgada, sin llegar a pretensar. e) Comprobar, y en su caso ajustar, el alineamiento de las poleas. Para ello se puede utilizar una pletina rectilínea o, de forma mucho más precisa, un equi­ po de alineación por láser. f)

Tensar la correa controlando el pretensado, siguiendo los pasos que se expli­ can en el apartado siguiente.

4.2.3. P R E T E N S IÓ N DE C O R R E A S Para la pretensión de correas es importante distinguir entre correas por fricción y correas sincronizadoras. Las primeras requieren una pretensión mayor ya que la fuerza de fricción depende de la fuerza normal entre las superficies de contacto y ésta es función de la tensión de la correa. Por otro lado, las correas sincronizadoras no transmiten potencia por fricción, sino que lo hacen por desplazamiento positivo. Se utilizan en conjunción con poleas dentadas y el movimiento se transmite a tra­ vés de los dientes de la correa. Por este motivo, aunque la pretensión es también crítica en correas sincronizadoras, ésta suele ser únicamente la necesaria para que la fuerza se transmita adecuadamente entre los dientes de polea y correa. En una correa trapezoidal, tras la instalación de una nueva correa es necesario pretensar la misma para que la transmisión de potencia sea posible. Como se ha mencionado anteriormente, una pretensión correcta es fundamental para el buen funcionamiento de la transmisión: si la pretensión es excesiva, la correa verá dis­ minuida su vida inútilmente; mientras que si es demasiado baja se producirá el resbalamiento de la correa sobre la polea. Así, pues, se puede señalar que la preten­ sión óptima de una correa es la mínima necesaria (con el coeficiente de seguridad adecuado) para que la correa no deslice ante las cargas más elevadas que tenga que soportar (considerando los picos de potencia que vaya a transmitir).

Figura 4.6. Método de fuerza-deflexión p ara la determinación de la pretensión de la correa

De entre los diferentes métodos que se pueden utilizar para determinar la pre­ tensión de una correa, el más utilizado por su simplicidad en tareas de manteni­ miento es el método fuerza-deflexión. Este método estima la pretensión de la co­

rrea a partir de la medida del desplazamiento (deflexión) de uno de los ramales de la misma ante una fuerza de flexión (figura 4.6), cuando el sistema está detenido. Despreciando la rigidez a flexión de la correa, la relación entre la fuerza de flexión (F), la deflexión obtenida (f) y la tensión en la correa (7) involucra diferen­ tes parámetros entre los que se cuenta la longitud del ramal en el que se realiza la medida ((), la longitud de la correa (L), el área de la sección transversal (A) y el módulo de elasticidad a tracción (F). Para simplificar el pretensado, el fabricante proporciona directamente para cada caso el rango de fuerzas de flexión admisible (Fmin, Fmax) para una determinada deflexión estándar (/). En general, esta deflexión/ se ha fijado en la longitud del tramo (?) dividida por 64 (algunos fabricantes pro­ porcionan datos considerando la longitud del tramo dividida por 100). Además, es habitual encontrar que el fabricante incluye coeficientes (tales como el tipo de car­ ga o el diámetro de la polea menor) que reflejan situaciones especiales. Considerando todo esto, para el pretensado de una correa, el método fuer­ za-deflexión consta de los siguientes pasos: a) Medir la longitud del tramo de correa (t) que se va a utilizar para medir la tensión. b) Determinar la flexión (/) que se va a ensayar (habitualmente / = ti64 ó / = í/100). c) Presionar con un dinamómetro la correa en el centro del tramo y de forma perpendicular a la misma hasta conseguir la deflexión (/) obtenida en el paso anterior. Determinar el valor de la fuerza de flexión (F) necesaria para esa deflexión. d) Comparar el valor de F obtenido con los valores máximos y mínimos (Fmm, Fmax) proporcionados por el fabricante para el tipo de transmisión de que se trate. Si F es menor que Fm,„, se necesitará tensar la correa; mientras que si F es mayor que Fmax, la correa estará demasiado tensa y es necesario aflojarla. El método de fuerza-deflexión, descrito anteriormente, no es el único existente para determinar la tensión de una correa. En la actualidad, existen otros métodos más precisos que se basan en el análisis de las ondas sonoras producidas por las vibraciones de la correa. Por ejemplo, el tensiómetro sónico (figura 4.7) se funda­ menta en el hecho de que una correa instalada y pretensada vibra a una cierta fre­ cuencia que depende de su tensión, de su masa y la longitud del ramal, determinan­ do la tensión de la correa a partir de estos datos. Si la transmisión es nueva, es muy posible que las correas pierdan tensión tras un período de rodaje debido al ajuste de los elementos. Para prevenir una caída de tensión importante, algunos fabricantes recomiendan pretensar las correas en estos casos hasta que F sea igual a 1,5 veces el valor de Fmax. Si la transmisión no es nueva, no ocurrirá esto aunque se instale una nueva correa. Sin embargo, en este

último caso, es recomendable realizar una inspección de la tensión al poco tiempo de ser instalada la nueva correa. Aparte de lo anteriormente mencionado, existen sistemas de pretensión continua de correas. Estos sistemas constan de una polea tensora acoplada a un brazo articu­ lado que es accionado por un muelle. Cuando la correa pierde tensión, el resorte reacciona empujando la correa y manteniendo, así, una tensión relativamente cons­ tante en la misma.

Figura 4 .7. Tensiómetro sónico para correas

4.2.4. F A L L O E N T R A N S M IS IO N E S P O R C O R R E A Los fallos más comunes en transmisiones por correa son los que se exponen a continuación: -

Rotura de la correa. Es el fallo más drástico y supone la interrupción de la transmisión de potencia. Constituye el fallo final y antes de producirse es habi­ tual que ocurran otros tipos de fallo. Las causas que directamente pueden pro­ vocar una rotura en la correa están relacionadas con el dimensionamiento insu­ ficiente (selección inadecuada) de la misma. El remedio para esta causa de fallo es el rediseño de la transmisión, utilizando una correa acorde con la potencia que se desea transmitir. Otra posible causa de la rotura instantánea de la correa es la existencia de sobrecargas. Si se detecta esta causa de fallo, se debe instalar un dispositivo limitador de par (tales como ciertos tipos de acoplamientos) o, por el contrario, rediseñar la transmisión para que sea capaz de soportar dichas sobrecargas.

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Desgaste excesivo. El desgaste es el tipo de fallo más común en correas. Debi­ do a la naturaleza de la transmisión (que se realiza por fricción), el funciona­ miento de la correa implica necesariamente el desgaste de la misma. Por ello, un desgaste paulatino es considerado normal y está relacionado con la vida útil de la correa. Por el contrario, un desgaste excesivo es anormal y puede deberse a causas muy diferentes, requiriendo acciones distintas correctivas. A continua­ ción se analizan las causas más comunes de desgaste en correas trapezoidales. • Desgaste en la cara exterior de la correa. Generalmente se debe a rozaduras con la cubierta de protección o, si existen, a un mal funcionamiento de las poleas tensoras (que, con frecuencia, apoyan sobre la superficie exterior de la correa). La corrección es, en general, sencilla y consiste en la reparación de los componentes anteriores que provocan el rozamiento. • Desgaste en las esquinas de la sección de la correa. Generalmente se debe a una discordancia entre la sección de la correa y el canal de la polea. Esto es provocado por una mala selección de la correa, pudiendo ser corregido sencillamente con una elección adecuada. Otra posible causa es la utiliza­ ción de una polea desgastada, lo cual requiere el reemplazo de la misma. • Desgaste en las paredes laterales de la correa. Puede deberse a diferentes factores, entre los que se cuenta el resbalamiento de la correa en la polea, la utilización de poleas desgastadas, una mala alineación de las poleas (figura 4.4), la utilización de una correa incorrecta o el depósito de suciedad en la polea. Las acciones correctivas cuando se produce un desgaste en las caras paralelas consisten en la búsqueda de una o varias de las causas anteriores: limpieza de las poleas y correa, verificación de la utilización de la correa correcta para el tipo de poleas utilizadas, verificación de la pretensión de la correa, verificación de la alineación de las poleas y comprobación del des­ gaste de las poleas mediante galgas calibradas. • Desgaste en la cara interna de la correa. La causa más común de este des­ gaste es el contacto entre dicha cara y la base del canal de la polea (en co­ rreas trapezoidales y poleas en V, estas dos superficies no deben contactar). Este contacto puede ser debido a diferentes factores, tales como el uso de una correa incorrecta o la utilización de una polea excesivamente desgasta­ da. También puede ser debido al depósito de suciedad en la cara interna de la polea. • Grietas en la cara interior de la correa. La aparición de grietas es también una causa de fallo común. Generalmente se debe a los siguientes motivos: diámetros excesivamente pequeños en poleas de transmisión y poleas ten­ soras, existencia de deslizamiento entre polea y correa y almacenamiento inadecuado. Por consiguiente, para evitar la aparición de este tipo de grie­ tas, se debe rediseñar la transmisión con diámetros mayores en las poleas.

En caso de que exista deslizamiento, se debe asegurar la tensión adecuada de la correa. Finalmente, las grietas también pueden aparecer debido a un almacenamiento descuidado. La causa principal en este caso es la exposi­ ción de la correa a la luz solar directa, que endurece el material de la correa y debe evitarse en todos los casos. • Quemado o endurecimiento de las superficies de la correa. Como otros fa­ llos superficiales anteriormente descritos, este tipo de fallo puede deberse a un resbalamiento de la correa sobre la polea, a la utilización de poleas ex­ cesivamente desgastadas o a un diseño inadecuado de la transmisión. Las acciones correctivas son similares a las expuestas en los casos anteriores. • Endurecimiento o agarrotamiento de la correa. Generalmente se debe a un ambiente de trabajo con excesiva temperatura (lo que puede comprobarse durante las inspecciones rutinarias). Para solucionar este problema se debe mejorar la ventilación del entorno de trabajo. • Superficie de la correa abultada, desconchada o pegajosa. Generalmente se debe a la contaminación de la transmisión por lubricante. Los lubricantes degradan el material con el que está hecho la correa y provocan la apari­ ción de estos tipos de fallo superficial. Si se produce, aparte de la sustitu­ ción de la correa, se debe verificar la contaminación por lubricante, realizar la limpieza, y eliminar la fuente de la contaminación. Ruido en la transmisión. Como se ha mencionado anteriormente, la transmi­ sión por correa es silenciosa y suave cuando funciona de forma óptima. Los rui­ dos son síntomas de que algo está funcionando mal y pueden servir para preve­ nir fallos mayores. Diferentes ruidos son indicadores de diferentes tipos de fa­ llos. A continuación se exponen algunos de los más comunes. • Chirrido. Generalmente se debe al resbalamiento de la correa. Se debe veri­ ficar la tensión de la misma. • Golpes similares a palmadas. Puede deberse a una holgura excesiva de la correa (pretensión menor que la requerida) o a un mal alineamiento de las poleas. • Ruido de fricción. Este tipo de ruido, muy característico, se debe general­ mente al rozamiento de la correa con la cubierta de protección que la en­ vuelve. La acción correctiva consiste en la reubicación de la cubierta para evitar el rozamiento. • Rechinamiento. Generalmente se debe a fallo en los cojinetes o rodamien­ tos. Deben ser revisados, realineados, lubricados o reparados. • Ruido fuerte. Un sonido anormalmente fuerte puede deberse al uso de una correa incorrecta, a un desgaste excesivo en las poleas o al depósito de su­

ciedad en la transmisión. En cualquiera de los casos, se debe localizar la fuente de ruido y determinar su causa. Retorcimiento o salida de las correas respecto de las poleas. Este tipo de fallo, muy común, puede ocurrir tanto en transmisiones con una única correa como en transmisiones con correas múltiples. Las causas posibles son numero­ sas. Una de las principales es la mala alineación de las poleas y puede corregirse con el procedimiento de alineación. Otra causas de este fallo es la existencia de golpes en la carga o vibraciones. También puede deberse a la existencia de ma­ teriales extraños en el canal de las poleas, lo cual puede solucionarse con las adecuadas cubiertas de protección. En ocasiones, la salida de la correa está aso­ ciada a la avería del elemento de pretensión de la misma. Se debe verificar su buen funcionamiento. También es posible que se produzca retorcimiento cuando se utilizan poleas muy desgastadas o se utilicen correas incorrectas. Su verificación y corrección se basa en la comprobación y sustitución en caso de que sea necesario. Problemas específicos de correas sincronizadoras. Aparte de los fallos ante­ riores, las correas dentadas son susceptibles de sufrir otros tipos de fallos debido a su naturaleza. Entre ellos figuran los siguientes: • Desgaste prematuro de dientes. Puede deberse a numerosas causas: tensión inadecuada (excesivamente alta o excesivamente baja), poleas mal alinea­ das, perfil dentado de la correa no correspondiente al perfil dentado de la polea, polea dentada desgastada o dañada, mala calidad superficial del den­ tado de la polea, interferencia (rozamiento) entre la correa y otro elemento ajeno a la transmisión, carga excesiva o sobrecarga e incluso suciedad de­ positada en correa y poleas. • Seccionado de dientes. Algunas de las causas más comunes de la pérdida de dientes en correas dentadas son las siguientes: golpes bruscos en la car­ ga. número de dientes en contacto demasiado pequeño en alguna polea (lo que implica polea demasiado pequeña, ángulo de abrazamiento demasiado pequeño o paso de correa excesivo), desgaste excesivo de la polea dentada, perfil dentado de la correa incorrecto para el perfil dentado de la polea, po­ leas mal alineadas o correa destensada. • Vibraciones. La aparición de vibraciones en correas sincronizadoras puede deberse a que el perfil dentado de la correa no corresponde con el perfil dentado de la polea. También es posible que la tensión de la correa sea in­ adecuada o a que se hayan aflojado los elementos de fijación de la polea. Finalmente, otra causa posible es el fallo en los apoyos (cojinetes, roda­ mientos, etc.) que soportan los ejes de las poleas.

Todos los fallos anteriormente expuestos pueden prevenirse con la inspección periódica de la correa. Cualquier inspección que refleje un posible fallo severo en un corto plazo debe desembocar una acción correctiva hacia la prevención. Además, se debe tener en cuenta la información proporcionada por el fabricante relativa a la vida útil de los elementos de la transmisión (fundamentalmente la co­ rrea), de forma que se incluya su sustitución en el programa de mantenimiento de la máquina.

4.3. MANTENIMIENTO DE CADENAS Las cadenas son sistemas de transmisión de potencia similares a las correas en los que las poleas son sustituidas por ruedas dentadas. Los dientes de las ruedas se introducen en los orificios de la cadena de forma que la rotación de la rueda es necesariamente solidaria con el movimiento de la cadena. Esto supone la gran dife­ rencia entre correas y cadenas: en las correas el movimiento se transmite por fric­ ción (salvo en correas sincronizadoras) mientras que en las cadenas el movimiento se transmite por desplazamiento positivo. Debido a sus características de capacidad de transmisión de potencia, espacio de montaje, necesidad de mantenimiento, etc., las transmisiones por cadena se sitúan en una posición intermedia entre las transmisiones por correa y los engranajes. Algunas de estas características son las siguientes: -

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Poseen una larga duración (incluso por encima de 15.000 horas de funcio­ namiento) si se han seleccionado correctamente para la aplicación a la que van destinadas. Considerando la gama y los tamaños fabricados, con una transmisión por ca­ dena se puede transmitir una amplio rango de potencias (desde potencias mí­ nimas hasta superiores a 200 kW para cadenas individuales). En condiciones óptimas de funcionamiento poseen un rendimiento elevado (del orden de 98%), superior al de las correas en las que se disipa mayor can­ tidad de energía debido a la fricción. La transmisión del movimiento está prácticamente sincronizada, lo que es consecuencia de que ésta se realiza por desplazamiento positivo. Permiten obtener relaciones de transmisión elevadas (de hasta 10:1 e incluso superiores). Pueden funcionar a velocidades de paso elevadas (hasta 40 m/s). La transmisión presenta una relativa flexibilidad que permite absorber y ais­ lar las cargas de choque o impacto. Gracias a la ductilidad de los elementos de la cadena y a la capa de lubricante entre rodillos, casquillos y pernos, su

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comportamiento presenta cierta elasticidad que le proporciona esta caracte­ rística. La carga en los cojinetes de apoyo de los ejes es menor que en el caso de co­ rreas, debido a que el lado relajado de la cadena no requiere ninguna tensión. Permiten transmitir potencia entre varios ejes, de forma similar a las correas. Permiten la realización de transmisiones con poca envoltura (es decir, con pequeño ángulo de abrazamiento) a uno de los piñones, al contrario que las correas. Permiten transmitir potencia entre ruedas a grandes distancias. Su instalación es sencilla y su mantenimiento también. Cuenta con elementos muy estandarizados, lo que permite el intercambio de piezas de forma fácil y económica. No se deterioran durante el desuso si están lubricadas. En estas situaciones son insensibles al calor y a la luz solar directa.

Existe una amplísima variedad de tipos de cadenas con finalidades diferentes. Los más utilizados en maquinaria industrial para transmisión de potencia son bási­ camente dos: las cadenas de rodillos y las llamadas cadenas silenciosas. Las cade­ nas de rodillos (figura 4.8) son la evolución de las antiguas cadenas de casquillos a las que se les ha añadido un rodillo suplementario de protección sobre cada casqui11o con el fin de reducir el desgaste y el ruido. En este tipo de cadenas, las mallas interiores y exteriores (figura 4.8) suelen ser fabricadas con aceros templados de primera calidad y, en ocasiones, posteriormente se les practica un granallado para aumentar su resistencia a fatiga. Los pernos (figura 4.8) se fabrican igualmente en acero y suelen remacharse a las mallas exteriores formando una unión permanente que no se afloja por la acción del arrastre. Los casquillos se fabrican en acero y, durante la fabricación, se les puede practicar un tratamiento térmico especial para mejorar la resistencia al desgaste y la calidad de la superficie. Finalmente, los rodi­ llos son fabricados con precisión practicándosele un tratamiento para el endureci­ miento superficial. Un efecto desfavorable que se produce en la transmisión por cadena es el lla­ mado efecto cuerda (figura 4.9). Es debido a que la línea de paso del piñón de la cadena no forma una circunferencia sino un polígono con tantos lados como dien­ tes tiene el piñón. Así, cuando la línea (o cuerda) de paso de la cadena se enrolla en el polígono de paso, no lo hace con radio constante (como correspondería a una circunferencia), sino que este radio varía dependiendo de la posición del polígono (es decir, del piñón). Por este motivo, si el piñón que acciona la cadena se mueve con velocidad angular constante, la velocidad de paso de la cadena no será constan­ te, sino que fluctuará alrededor de un valor medio.

Dado que el polígono de paso se parece tanto menos a una circunferencia cuan­ to menor sea el número de lados, el efecto cuerda es especialmente notorio y nega­ tivo en ruedas con pocos dientes. Produce pulsaciones en la cadena y provoca ruido y vibración, lo que está asociado a una disminución de la vida de la misma. Ade­

más, dado que los pulsos incrementan su frecuencia con la velocidad de rotación de la rueda, este efecto reduce la capacidad de transmisión de potencia (para una mis­ ma vida útil) y el rango de velocidades de la cadena. En este sentido, la recomen­ dación general consiste en evitar utilizar piñones con pocos dientes y, en cualquier caso, nunca inferior a 17. En el diseño de una transmisión de cadena se utilizan factores de servicio que aseguran la vida de la cadena frente a diferentes condiciones adversas para su fun­ cionamiento. En tareas de mantenimiento, es importante asegurar unas condiciones de trabajo óptimas con el fin de prolongar al máximo la vida de la cadena. Así, se debe tratar de conseguir, en la medida que sea posible, las condiciones de funcio­ namiento siguientes: -

Velocidades de operación lentas y carga suave. Relación de transmisión moderada, permitiendo que ambas ruedas sean grandes y posean un gran número de dientes en contacto. En cadenas muy largas, distancia entre centros ajustable. Buena lubricación.

De la misma forma y siempre que sea posible se deben evitar las siguientes condiciones de funcionamiento ya que, aunque algunas de ellas se utilizan habi­ tualmente, reducen en mayor o menor medida la vida de la cadena. -

Existencia de piñones pequeños en la transmisión, especialmente si existen pocos dientes en contacto con la cadena. Ruedas dentadas excesivamente grandes. Cargas de impulso y choque. Inversión de la carga durante el funcionamiento. Existencia de más de dos ruedas en la transmisión. Lubricación pobre. Ambiente de funcionamiento sucio o polvoriento.

4.3.1. IN ST A L A C IÓ N D E C A D E N A S La vida útil de una cadena depende en gran medida de si la transmisión se ha instalado correctamente o no. Así, en los procedimientos de sustitución de ruedas dentadas o de la cadena, es recomendable prestar una atención especial a varios aspectos. Entre ellos se pueden considerar los siguientes:

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La bancada de la máquina debe ser suficientemente consistente para soportar los esfuerzos derivados de la transmisión de potencia a través de la cadena. Los ejes deben estar bien sujetos, mediante los rodamientos adecuados, para evitar movimientos axiales que provoquen la desalineación de las ruedas dentadas. Los ejes deben ser perfectamente paralelos ya que los sistemas de transmi­ sión por cadena no son adecuados para ninguna otra configuración. Además, es recomendable que los ejes estén dispuestos horizontalmente. Las ruedas dentadas deben estar provistas de los adecuados sistemas de ubi­ cación axial. Estos sistemas deben ser suficientemente consistentes para evi­ tar la desalineación durante la transmisión de potencia. La tensión de la cadena debe ser la ideal. Una cadena excesivamente tensa provoca cargas inútiles en los apoyos de los ejes. Por el contrario, una cade­ na excesivamente aflojada provoca una operación ruidosa, un movimiento pulsante y la posibilidad de que la cadena se salga. Debe procurarse espacio suficiente entre la cadena y los objetos circundantes para asegurar que no habrá contacto.

El procedimiento de instalación sigue unos pasos destinados a conseguir las condiciones de funcionamiento óptimas, descritas anteriormente. -

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Alinear los ejes horizontalmente mediante un nivel de burbuja (figura 4.10). Asegurar el paralelismo de los ejes mediante una barra palpadora, si fuera necesario Repetir los dos pasos anteriores hasta que al ejecutarlos ya no se produzcan cambios en la posición de los ejes. Montar las ruedas dentadas en los ejes y realizar su alineación mediante una regla apoyada en los lados planos de las ruedas, tal como se muestra en la figura 4.10. Alternativamente se pueden utilizar sistemas basados en el posicionamiento mediante dispositivos láser para la alineación de poleas y cade­ nas. Estos sistemas proporcionan una alineación mucho más precisa, lo que repercute en una mayor vida útil de la cadena. Asegurar axialmente las ruedas dentadas en los ejes con el sistema de fija­ ción pertinente. Girar las ruedas y comprobar todas las alineaciones desde el primer paso hasta que no se aprecien movimientos de desalineación. Colocar la cadena abrazando las ruedas llevando los dos extremos libres jun­ tos en una misma rueda. Para ello, desplazar la parte móvil disminuyendo la distancia entre centros. Conectar los extremos libres mediante el eslabón de conexión o pasador dis­ ponible.

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Desplazar la parte móvil para tensar la cadena. Las cadenas no precisan de pretensión durante la instalación, por ello, se debe asegurar la existencia de una pequeña flexión (o curvado de la cadena) en el ramal que no transmite potencia. En éste, se recomienda una flecha máxima (distancia máxima entre la curva que forma la cadena y la línea tangente que formaría si tuviera ten­ sión) entre el 1% y el 2% de la distancia entre ejes.

En caso de grandes distancias entre ejes, transmisiones pesadas o ejes en posi­ ción vertical, la transmisión suele contar con ruedas de apoyo para soportar la ca­ dena o, alternativamente, carriles guía. Durante la instalación, se debe asegurar el buen estado y la limpieza de estos elementos. Las cadenas nuevas suelen sufrir un período de rodaje en el cual se detecta un cierto alargamiento que es mucho mayor que el que puede ocurrir en el resto de vida útil de la cadena. Este alargamiento inicial es causado por el asentamiento y ajuste de las piezas que componen la cadena.

Por este motivo, cuando se instala una cadena nueva, tras un cierto período de rodaje, es necesario realizar un procedimiento de ajuste de la tensión. Posterior­ mente, la cadena no volverá a alargarse/aflojarse durante un largo tiempo si cuenta con el mantenimiento y la lubricación adecuados.

4.3.2. L U B R IC A C IÓ N D E T R A N S M IS IO N E S P O R C A D E N A La resistencia al desgaste de una cadena está relacionada de manera fundamen­ tal con la lubricación. Un programa de mantenimiento periódico, así como un lu­ bricante y tipo de lubricación adecuados, son requisitos importantes para conseguir una duración prolongada de la cadena. Cuando la cadena pasa por las ruedas, los movimientos relativos entre pernos y casquillos dan lugar al desgaste de las articulaciones. El desgaste produce holguras en estas articulaciones, lo que se traduce en un alargamiento de la cadena. Por tan­ to, el alargamiento es función de la calidad del sistema de lubricación. Así, en la figura 4.11 se muestran las curvas de alargamiento temporal para diferentes siste­ mas de lubricación. Se observa que independientemente de la calidad del sistema de lubricación, la cadena sufre un cierto alargamiento correspondiente al período de rodaje en el que las piezas se ajustan. En una situación en que la cadena no se lubrica nunca (1), el funcionamiento en seco provoca el desgaste acelerado con el tiempo de utilización de la cadena. Una única lubricación (2) retrasa este desgaste acelerado durante un cierto tiempo, pero éste termina sobreviniendo. La lubricación manual (3) provoca un desgaste en forma de diente de sierra, ya que el desgaste se reduce cuando se aplica la lubricación y crece bruscamente cuando ésta se ha per­ dido (que es cuando se requiere una renovación de la misma). Una lubricación defectuosa (4) se traduce en un desgaste irregular, que puede venir provocado por una escasez momentánea de lubricante, por la utilización de un lubricante de baja calidad, por un exceso de suciedad en el lubricante o por la utilización de un grado de viscosidad inadecuado. Finalmente, la lubricación óptima (5) retrasa el alarga­ miento por desgaste, maximizando la vida útil de la cadena. Pero la lubricación no influye exclusivamente en el desgaste y alargamiento de la cadena, sino también en el rendimiento de la transmisión. Como se ha comenta­ do anteriormente, una cadena con un adecuado sistema de lubricación posee un rendimiento elevado cercano al 98%. Sin embargo, si no se mantiene la lubricación óptima, este valor decrece paulatinamente con el tiempo de utilización. Como ejemplo, en la figura 4.12 se muestra la curva aproximada de decrecimiento del rendimiento para una transmisión en la que se realiza exclusivamente una lubrica­ ción inicial. Se observa cómo en aproximadamente 80 horas de funcionamiento el rendimiento puede haber descendido hasta un 90%.

Figura 4.11. Alargam iento estimado de la cadena en función del tiempo para diferentes tipos de lubricación

Oh

20h

40h

60h

80h

Tiempo de funcionamiento (horas) Figura 4.12. Evolución del rendimiento de una transmisión por cadena con el tiempo de funcionam iento tras una lubricación puntual

En una transmisión por cadena, la lubricación es esencial por las funciones que realiza en la misma. Algunas de las más importantes son las siguientes:

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Lubricación. Es la función principal. Trata de evitar el contacto metal-metal que se podría producir entre las partes móviles de la misma mediante la forma­ ción de una película de lubricante. Refrigeración. Debido al rozamiento, en la cadena se produce calor que puede llegar a afectar a la vida de las piezas de metal que la compone. En general, se recomienda que la temperatura de la cadena no supere los 80°C. El baño en lu­ bricante produce la refrigeración de los elementos de la cadena. En aplicaciones de alta temperatura o velocidad extrema se suele colocar un sistema de refrige­ ración del lubricante para aumentar su capacidad de disipación de calor. Limpieza. La existencia en las cadenas de numerosas partes metálicas someti­ das a presión unas contra otras provoca que cualquier partícula que acceda al sistema pueda generar una abrasión importante. Por este motivo, la limpieza es fundamental y esta función del lubricante resulta esencial. En casos de suciedad extrema, el lubricante debe ser conducido a través de un filtro que elimina las partículas del circuito. Amortiguamiento. La película de lubricante que se inserta entre las piezas que transmiten la carga a lo largo de la cadena proporciona un colchón flexible ca­ paz de amortiguar (en cierta medida) las cargas de choque que se produzcan du­ rante el funcionamiento de la transmisión. Este efecto, unido a la flexibilidad de las piezas de la cadena, hace que las transmisiones de cadena sean considera­ blemente más flexibles que las transmisiones por engranajes, por lo que son más adecuadas para determinadas aplicaciones.

El papel del lubricante en transmisión de cadenas es tanto más importante cuan­ to mayor sea la velocidad de la cadena y la potencia transmitida. Para bajas veloci­ dades y pequeñas potencias, la importancia de la lubricación es tan pequeña que la cadena puede funcionar óptimamente con una lubricación mínima. La selección de la viscosidad del lubricante es un factor importante en el man­ tenimiento óptimo de las cadenas. En la tabla 4.4 se muestran las recomendaciones de viscosidad en función de la temperatura para cadenas de rodillos. Temperatura (°C) Entre -18 v -7 Entre -7 y 5 Entre 5 y 38 Entre 38 y 50 Entre 50 y 60

Lubricante recomendado SAE 10 SAE 20 SAE 30 SAE 40 SAE 50

Tabla 4.4. Viscosidad de lubricante recomendada p ara cadenas en función de la temperatura

Aparte de la selección del lubricante adecuado, el sistema de aplicación en la cadena también es fundamental para la vida de la misma. Así, por ejemplo, una

cadena puede destruirse de forma acelerada, aún cuando la cadena circule a través de un baño de aceite, si su velocidad es muy elevada (superior a los 10 m/s) ya que a estas velocidades la cadena expulsa hidrodinámicamente el lubricante de su paso sin permitir que éste penetre en la interfase de las piezas. Existen sistemas de lubricación adecuados para distintas velocidades, teniendo siempre en cuenta que cuanto mayor es la velocidad, mayores deben ser las presta­ ciones del sistema de lubricación. Los sistemas habituales son fundamentalmente cuatro, que se exponen a continuación ordenados de menores a mayores prestacio­ nes: -

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Lubricación manual. Se realiza periódicamente y es aplicada mediante una brocha (figura 4.13a) o una bomba manual con gotero. Cuando se utiliza este método, se recomienda lubricar cada 8 horas de funcionamiento. Pero, en gene­ ral, el volumen y la frecuencia deben ser suficientes para evitar el cambio de co­ lor del lubricante en los nudos de la cadena. Otro sistema de lubricación considerado también manual, aunque posee presta­ ciones un poco mayores, es la lubricación gota a gota (o por goteo). En esta va­ riante el suministro de lubricante es continuo mediante un sistema que gotea so­ bre la cadena. Al igual que en el caso manual, el caudal debe ser suficiente para asegurar la no decoloración del lubricante. En lubricación manual o por goteo, es necesario advertir que lo importante es que el lubricante penetre en la interfase entre el casquillo y el perno (figura 4.13b), por lo que el goteo del lubricante debe ser aplicado entre las mallas in­ terna y externa. Incluso en condiciones óptimas, estos sistemas de lubricación solamente son adecuados para transmisiones de pequeñas potencias a velocida­ des bajas. Lubricación por baño de aceite. En este tipo de lubricación, la parte más baja de la cadena pasa a través de un baño de aceite que suele depositarse en la parte inferior de la carcasa de protección de la cadena (figura 4.13c). El nivel de lu­ bricante debe ser tal que durante el movimiento llegue hasta la línea de paso de la cadena. Una inmersión mayor de la cadena provoca un calentamiento innece­ sario y la oxidación rápida del lubricante, además de una cierta pérdida de po­ tencia. En ocasiones se colocan discos centrífugos en la rueda que está parcialmente inmersa en el lubricante. Estos discos se impregnan de aceite durante su rota­ ción y luego lo expulsan por la acción centrífuga, salpicando la cadena directa­ mente o bien salpicando la carcasa que luego gotea sobre la cadena cayendo por unas regletas de goteo. En este caso, se debe asegurar siempre que el lubricante impregna completamente la cadena.

(a) Lubricación manual

(b) Lubricación por goteo

(c) Lubricación por baño Figura 4.13. Tipos de sistemas de lubricación p ara transmisiones de cadena

Lubricación por circulación forzada. En este caso, el sistema cuenta con un depósito en el que se recoge el lubricante que cae de la cadena (figura 4.13d). Una pequeña bomba succiona el lubricante de este depósito haciéndolo pasar por un filtro y lo proyecta a presión sobre la cadena a través de un pequeño tubo que termina en una boquilla. El caudal de lubricante bombeado depende del ta­ maño del accionamiento, de la velocidad de la cadena y del calor que se desee disipar. El lubricante debe proyectarse sobre la cadena en la cara interior del tramo que no lleva carga, ya que de esta forma se asegura la penetración del mismo en las interfases de las piezas que presentan movimiento relativo. Si la carga de la ca­ dena fuera muy elevada podría ser necesario un segundo tubo de proyección so­ bre el tramo cargado de la cadena para su refrigeración. La lubricación por circulación forzada debe utilizarse en los casos en los que la transmisión esté sometida a cargas elevadas y/o grandes velocidades. Lubricación por pulverización. En este caso, la disposición del sistema es parecida a la de lubricación forzada. Sin embargo, en lugar de proyectar sobre la cadena el lubricante, existen varias boquillas que pulverizan el lubricante en go­ tas minúsculas al ambiente encerrado por la carcasa de la cadena. Se forma, así, una niebla de lubricante que la impregna uniformemente, penetrando en cada ar-

ticulación de la misma. El exceso de lubricante va goteando y llegando de nue­ vo al depósito de recolección. En transmisiones por cadena, la selección del sistema de lubricación adecuado para cada aplicación responde a la potencia que se necesite transmitir. La potencia transmitida es el producto de la velocidad de paso de la cadena por la tensión de la misma en el tramo cargado. Como el paso de la cadena determina su tamaño y éste debe ser proporcional a la tensión soportada, se puede establecer que existe propor­ ción entre la potencia, la velocidad y el paso de la cadena. Teniendo esto en cuenta, el sistema de lubricación necesario para cada transmisión es función de la veloci­ dad de paso y del tamaño de la cadena, tal como se muestra en la figura 4.14. El gráfico se ha dividido en cuatro áreas que se corresponden con los cuatro sis­ temas básicos de lubricación. En cada área se propone un sistema como el óptimo y otro alternativo entre paréntesis. Debe considerarse que el sistema anterior al que figura entre paréntesis es siempre preferible al sistema indicado entre paréntesis.

Figura 4.14. Sistema de lubricación recomendado en función de la velocidad de la cadena y del tamaño de la misma

4.3.3. M A N T E N IM IE N T O D E T R A N S M IS IO N E S P O R C A D E N A Como cualquier otro elemento mecánico, las cadenas presentan un funciona­ miento óptimo y poseen una larga vida útil si cuentan con un mantenimiento ade­ cuado. Si la cadena transmite una potencia elevada o si se requiere que su movi­ miento sea de precisión entonces el mantenimiento es fundamental para el buen funcionamiento. Por el contrario, si la potencia transmitida no es elevada y la velo­ cidad es baja, se puede relajar el mantenimiento sin que la vida de la cadena se vea afectada enormemente. El mantenimiento debe ser periódico y, por lo tanto, debe ser incluido en el pro­ grama de mantenimiento de la máquina. La frecuencia de realización de tareas de mantenimiento depende de varios factores entre los que se encuentran la severidad de la utilización de la transmisión, la suciedad del ambiente, la existencia o no de una carcasa de protección de la transmisión, etc. Las tareas básicas que se deben realizar durante la sesión de mantenimiento de una transmisión por cadena son las siguientes: -

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Verificación de la tensión y el alargamiento de la cadena. Aún con la lubri­ cación adecuada, la cadena sufre desgaste y alargamiento por lo que, con el tiempo, se puede llegar a una situación de alargamiento excesivo que exija un reemplazo total de la misma. Esto puede verificarse estirando manualmente de la cadena en uno de los piñones, tal como se muestra en la figura 4.15. Si la ca­ dena tiende a despegarse de los dientes de la rueda (existiendo una holgura ra­ dial patente), es porque la longitud de cada eslabón se ha incrementado y ya no coincide exactamente con el paso del piñón. Una forma de estimar mediante es­ te procedimiento el alargamiento porcentual de la cadena consiste en medir la holgura radial (h) en un piñón o rueda que sea abrazado por la cadena aproxi­ madamente 180°. En el gráfico de la figura 4.16 se muestra la relación entre h/p (siendo p el paso) y el alargamiento de la cadena, en función del número de dientes de la rueda en la que se realiza la medida. Cuando la cadena ha sufrido un alargamiento excesivo ya no puede ser repara­ da. Su uso hace que la cadena tienda a saltar sobre los dientes del piñón más pe­ queño, provocando deficiencias en la transmisión y deteriorándose la cadena y el piñón rápidamente. Limpieza. La limpieza en una transmisión por cadena es fundamental para con­ seguir una larga duración. La presencia de suciedad adherida en el alojamiento de los rodillos de la cadena obliga a la cadena a incrementar su paso al pasar por la rueda (de forma similar a si la rueda fuese construida con un paso ligeramen­ te superior al de la cadena), resultando en un alargamiento acelerado de la cade­ na. Por otro lado, si existe suciedad en la cadena ésta penetrará en las articula­ ciones produciendo abrasión, lo que conlleva un desgaste acelerado.

Figura 4.15. Comprobación del alargamiento de la cadena

N úm ero de dientes de la rueda

Figura 4.16. Representación del alargamiento fren te al paso de la cadena, la holgura radial y el número de dientes de la rueda, para ángulos de abrazamiento aproximadamente iguales a 180°

La limpieza debe iniciarse eliminando la suciedad gruesa adherida en el exterior de la cadena, empleando un cepillo duro o una carda de acero. Esto puede reali­ zarse con la cadena montada o desmontada. Luego se debe limpiar la cadena in­ troduciéndola en un disolvente para limpieza de metales (gas-oil, petróleo, gasolina para lavado, etc.). A continuación, para eliminar la suciedad de las par-

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solina para lavado, etc.). A continuación, para eliminar la suciedad de las partes internas, se sumerge en el disolvente durante 24 horas. De esta forma se ablanda la suciedad y los restos de lubricante endurecido que existe en las articulacio­ nes. Para favorecer la limpieza en este baño, es conveniente agitar de vez en cuando la cadena de un lado a otro. La finalización del proceso se detecta cuan­ do la cadena ya no produce ninguna sensación de rascado cuando se mueven las articulaciones. Aparte de la cadena, se deben limpiar las ruedas cepillándolas y mojándolas con disolvente hasta que queden perfectamente limpias. Tal como se ha descrito an­ teriormente, se debe prestar especial atención al alojamiento de los rodillos, ya que la suciedad en ellos produce el alargamiento acelerado de la cadena. Verificación dei desgaste de ruedas y piñones. Cuando se desmonta la trans­ misión para realizar el mantenimiento, se debe comprobar el estado de ruedas y piñones. Cuando se detecta un desgaste excesivo, la rueda debe ser reemplaza­ da. Una rueda con un desgaste moderado no debe utilizarse nunca con una ca­ dena nueva ya que esta última será rápidamente dañada por la imperfección geométrica de la primera. Durante el examen de ruedas y piñones se debe prestar especial atención al den­ tado, verificando las superficies por las que rueda el rodillo y los flancos. Este examen debe realizarse siempre tras la limpieza de la rueda. Si el desgaste es moderado, y la transmisión es en un único sentido, se puede dar la vuelta a la rueda para que trabajen las superficies opuestas de los dientes, prolongando su vida útil. Verificación del estado del lubricante. Durante la sesión de mantenimiento de la transmisión se debe inspeccionar el estado del lubricante (en los casos de lu­ bricación por baño, a presión o por pulverización), según se describe en el capí­ tulo 2. Si el lubricante está muy degradado se debe proceder a la sustitución del mismo. Verificación de la alineación de las ruedas dentadas. Tras desmontar la ca­ dena, limpiar las ruedas y colocar las que hayan sufrido un desgaste excesivo, se debe comprobar la alineación de las mismas. Para ello se puede seguir un pro­ cedimiento similar al descrito para la instalación de transmisiones por cadena (véase el apartado 4.3.1)

Durante largas paradas se deben proteger las cadenas para evitar su deterioro. Es recomendable desmontar la cadena y cubrirla con una grasa de protección. Pos­ teriormente se envolverá en un papel grueso resistente a la grasa y se depositará en un lugar limpio, seco y libre de agentes químicos. En cuanto a las ruedas dentadas, se recomienda su permanencia en la máquina cubriéndolas con grasa de protección. La grasa de todos los elementos debe ser limpiada y eliminada en la nueva puesta a punto de la máquina.

MANTENIMIENTO DE SISTEMAS DE APOYO DE EJES

5.1. INTRODUCCIÓN Los sistemas mecánicos de apoyo proporcionan al eje que soportan libertad de movimiento según uno o varios grados de libertad. Las superficies de los dos ele­ mentos -el elemento portante y el elemento soportado- son presionadas una contra la otra por las fuerzas derivadas de funcionamiento de la máquina y también por las fuerzas gravitatorias, lo que genera fricción entre ambas. El objetivo primordial de los sistemas de apoyo es reducir al máximo esta fricción y sus consecuencias (des­ gaste, incremento de potencia consumida, sobrecargas térmicas, etc.). Existen dos categorías fundamentales bien diferenciadas de sistemas de apoyo: cojinetes y rodamientos. Los cojinetes (también llamados cojinetes de fricción) utilizan generalmente un lubricante que se interpone entre las dos partes evitando el contacto metal-metal. La carga se transmite desde una parte a la otra a través del fluido lubricante. Así el rozamiento seco entre las partes se elimina, siendo sustituido por la fricción viscosa del lubricante que es mucho menor y no deteriora las partes. Los rodamientos (también llamados cojinetes de rodamiento) reducen el roza­ miento colocando elementos rodantes entre las dos partes y transmitiendo la fuerza de sustentación a través de contactos de rodadura en vez de contactos de desliza­ miento. La reducción del rozamiento se consigue debido a que la resistencia a la rodadura es mucho menor que la resistencia al deslizamiento. Pero además, los rodamientos también suelen ir lubricados con lo que el rozamiento es llevado a niveles mínimos. Aunque la finalidad es la misma, los cojinetes y rodamientos presentan caracte­ rísticas muy diferentes que los hacen indicados para diferentes aplicaciones. En la tabla 5.1 se muestra una comparación cualitativa entre sus características. El tipo de sistema de apoyo a utilizar (cojinete o rodamiento) en una determina­ da aplicación depende de diversas consideraciones entre las que figuran: la veloci­ dad. la carga, el espacio disponible, etc. En general, los cojinetes lubricados están indicados para grandes máquinas que operan a alta velocidad con cargas elevadas, tales como turbinas de vapor. Los rodamientos, por el contrario, están especialmen­ te indicados para aplicaciones con velocidades hasta moderadas y cargas hasta incluso elevadas. Sin embargo, existen casos especiales que inclinan la balanza

hacia el uso de un determinado sistema independientemente de otras consideracio­ nes. Así, es recomendable el uso de rodamientos cuando se requiere un posicionamiento preciso del eje (ya que en cojinetes la holgura radial permite que éste se mueva). También es imprescindible el uso de rodamientos cuando la máquina no dispone de un sistema de lubricación (excepto en máquinas pequeñas, en las que se pueden utilizar cojinetes no lubricados).

Característica Ensamblado en configuraciones extrañas (por ej. cigüeñal) Coste Dureza requerida en el eje Peso Rigidez requerida en el aloja­ miento Influencia de la fatiga en la vida del elemento Criticidad de la lubricación Ruido en operación Tolerancia a la flexión del eje Tolerancia a partículas de sucie­ dad Espacio longitudinal requerido Espacio diametral requerido Fricción a baja velocidad Fricción a alta velocidad Holgura radial

Cojinetes de fricción

Rodamientos

Sencillo (cojinetes partidos)

Imposible

Relativamente bajo Elevada Relativamente bajo

Relativamente elevado Baja Relativamente elevado

Elevada

Baja

M uy baja

Elevada

Muy elevada Ninguno

Relativamente baja M ayor que en cojinetes Baja (excepto rodamientos especiales)

Elevada Elevada

Baja

M ayor que en rodamientos Pequeño Elevada Moderada M ayor que en rodamientos

Pequeño M avor que en cojinetes Muy baja Relativamente elevada Pequeña

Tabla 5.1. Comparación cualitativa de características de cojinetes y rodamientos

Dentro de cojinetes y rodamientos existen tres subtipos fundamentales según el movimiento relativo entre las partes y el tipo de carga. Los cojinetes o rodamientos radiales permiten un movimiento relativo de rotación soportando cargas radiales y, opcionalmente axiales. Los cojinetes o rodamientos de empuje permiten un movi­ miento relativo de rotación soportando cargas exclusivamente axiales. Finalmente, las guías permiten un movimiento relativo de traslación (y, en ciertos casos, de rotación) soportando diferentes tipos de carga.

5.2. MANTENIMIENTO DE COJINETES DE FRICCIÓN

5.2.1. E L E M E N T O S D E U N C O JIN E T E D E F R IC C IÓ N Los cojinetes de fricción existen en una gran multitud de configuraciones. Co­ mo mínimo siempre cuentan con un eje y un soporte, existiendo una superficie de fricción entre ellos. Sin embargo, con el fin de mejorar la mantenibilidad del con­ junto, en muchos casos se utiliza un elemento intermedio -e l casquillo- que consti­ tuye el cojinete propiamente dicho. En la figura 5.1 se muestra un cojinete radial hidrodinámico de casquillo partido que se coloca sobre un soporte también partido y cerrado por 4 tomillos. En este caso, el lubricante entra (generalmente por grave­ dad) a la interfase eje-casquillo a través de un orificio superior, formando una pelí­ cula que evita el contacto entre las partes. El lubricante viaja a lo largo de la inter­ fase y va saliendo lentamente por las caras laterales del cojinete, en la zona de pre­ sión. Para evitar movimientos no deseados en los casquillos (tanto axiales como de rotación), éstos y el soporte cuentan con un taladro donde se coloca un tomillo de posicionamiento Aparte de éste, existen otros sistemas de posicionamiento para evitar el movimiento tales como orejas y resaltes. El montaje de la figura 5.1 está especialmente indicado para facilitar el mante­ nimiento. El sistema se monta y desmonta con facilidad y permite de forma sencilla la limpieza, inspección y sustitución de los componentes dañados. Mientras que el eje y el soporte se fabrican con materiales de gran dureza (gene­ ralmente acero), el casquillo suele fabricarse con materiales más blandos. De esta forma, cuando se produce un deterioro del cojinete, siempre es el casquillo el que acusa el daño, siendo sustituido en la siguiente operación de mantenimiento. Por el contrario, tanto el soporte como el eje (elementos más caros) cuentan con una larga vida útil.

5.2.2. T IP O S D E C O JIN E T E S Existen muchos tipos de cojinetes de fricción atendiendo a diferentes clasifica­ ciones. Cada uno de estos tipos presenta unas ventajas que lo hacen indicado para determinadas aplicaciones.

5.2.2.1. TIPOS DE COJINETES SEGÚN EL TIPO DE L UBRICACIÓN - Cojinete externamente presurizado o hidrostático. En este tipo de cojinete, la separación entre el eje y el cojinete se debe a la inyección de lubricante en la zona de presión. Debido a la presión del lubricante, la separación está asegurada independientemente de la existencia de movimiento relativo. Los cojinetes externamente presurizados están especialmente indicados en apli­ caciones de alta temperatura (aunque también tienen un funcionamiento óptimo a baja temperatura), soportan de forma excelente el funcionamiento con vibra­ ciones externas y tienen una buena tolerancia a la suciedad y la humedad. Por el contrario, no están indicados para aplicaciones en las que existe vacío. - Cojinete de sustentación hidrodinámica. El movimiento relativo entre las partes produce un efecto hidrodinámico en el lubricante que evita el contacto entre el eje y el cojinete. En este caso, la separación depende del movimiento, produciéndose contacto entre las partes en ausencia de éste. Este tipo de cojinetes presenta un buen funcionamiento en un amplio rango de temperaturas, aunque siempre en función de las capacidades del lubricante. So­ porta bien las vibraciones externas y los ambientes húmedos. Pueden funcionar en situaciones de vacío si se utilizan lubricantes especiales. Sin embargo, pre­ sentan una muy baja tolerancia a la suciedad. - Cojinete autolubricado. Algunos cojinetes están fabricados a base de materia­ les porosos cuyos huecos son rellenados con un lubricante. Durante el funcio­ namiento estos materiales van liberando el lubricante que contienen consiguien­ do un efecto de sustentación sin contacto. Por este motivo, estos lubricantes no requieren un aporte continuo de lubricante y pueden funcionar durante largo tiempo de forma autónoma sin ningún tipo de suministro Estos cojinetes no poseen un buen comportamiento a altas temperaturas debido a que el lubricante (que no recircula) se oxida. Como en el caso de cojinetes de sustentación hidrodinámica estos cojinetes pueden funcionar en situaciones de vacío si se utilizan lubricantes especiales. También presentan buena tolerancia a la humedad, a las vibraciones externas y a la existencia de suciedad. - Cojinete de fricción seca. Este tipo de cojinetes no utiliza lubricante para evitar la fricción durante la sustentación. Por el contrario, el cojinete está fabricado con un material blando (generalmente no metálico) que presenta un muy bajo coeficiente de fricción en contacto con el metal del eje. De esta forma, aún exis­ tiendo el contacto, se reduce la fricción durante el movimiento. El rango de temperatura de funcionamiento suele ser amplio en este tipo de co­ jinetes, aunque dado que no existe lubricante líquido, siempre es función de la temperatura que es capaz de soportar el material. Tienen un comportamiento óp­ timo en situaciones de vacío debido a la solidez de los elementos. Dado que el material del cojinete es blando, presentan un comportamiento relativamente

bueno ante situaciones de humedad (siempre que el eje esté protegido contra la corrosión), suciedad y vibraciones externas.

5.2.2.2. TIPOS DE COJINETES A TENDIENDO A LA DIRECCIÓN DELA CARGA SOPORTADA -

Cojinetes radiales. En este tipo de cojinetes, el contacto entre las partes es una superficie cilindrica con capacidad para soportar cargas radiales. La mayor parte de estos cojinetes se fabrican en dos partes (o casquillos) para facilitar el monta­ je (figura 5.1). Existen diferentes configuraciones geométricas comúnmente uti­ lizadas en este tipo de cojinetes que son descritas en la siguiente clasificación. - Cojinetes de empuje. Consisten en hombros en el eje o collares que descansan sobre cojinetes anulares planos (figura 5.2), capaces de soportar una carga axial. En este tipo de cojinetes, el estado de lubricación puede ser semifluido y, en ge­ neral, la fricción es relativamente alta. Sin embargo, el funcionamiento puede ser mejorado incluyendo ranuras en el anillo del cojinete, con el fin de facilitar la entrada del lubricante a la interfase entre las partes.

Figura 5.2. Cojinete de empuje

5.2.2.3. T IP O S D E C O JIN E T E S R A D IA L E S A TE N D IE N D O A S U C O N F IG U R A C IÓ N G E O M É TR IC A

- Cojinete plano cilindrico. Es el tipo de cojinete más simple. En estos cojinetes

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las dos superficies son cilindricas y generalmente no poseen ranuras (figura 5.3a). Se utilizan en maquinaria de baja velocidad están casi exclusivamente li­ mitados a la lubricación con gas. Cojinete ranurado. Es una variación del tipo anterior, al que se han incluido ranuras con el fin de posibilitar la entrada de lubricante a la interfase. Existen diversos tipos de ranurados. desde una única ranura circunferencial en el centro del cojinete hasta diversas ranuras axiales. El cojinete ranurado en cuatro ejes es uno de los más comunes (figura 5.3b). Cojinete

Cojinete

(a) Cojinete plano cilindrico

Ranuras

Cojinete

(c) Cojinete elíptico

(b) Cojinete ranurado en 4 ejes Almohadillas o zapatas

Cojinete

(d) Cojinete con almohadillas

Figura 5.3. Tipos de cojinetes según su configuración geométrica

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Cojinete elíptico. Es un tipo de cojinete lubricado normalmente utilizado en turbinas. Posee dos lóbulos en lugar de ranuras y está formado por dos arcos de circunferencia cuyos centros no coinciden (figura 5.3c). Esta configuración tie­ ne el efecto de precarga del cojinete, donde la excentricidad del eje con respecto al centro del arco cargado es mayor y nunca decrece hasta cero. Como resultado se obtiene un cojinete más rígido y estable. Cojinete estabilizado con almohadillas. Es un tipo de cojinete en el que la posición del eje es estabilizada mediante el uso de almohadillas (o zapatas) montadas sobre pivotes (figura 5.3d) actuando como cojinetes de arco parcial. Las almohadillas siguen los movimientos del muñón del eje proporcionando es­ tabilidad e inercia. El lubricante que utilizan suele ser líquido. Aunque son poco comunes, también existen cojinetes de empuje estabilizados con almohadillas. Se utilizan ampliamente en aplicaciones de alta velocidad en las que la inestabi­ lidad hidrodinámica y la desalineación son problemas habituales.

5.2.3. M A T E R IA L E S Dado que en un cojinete en movimiento existe un contacto potencial entre dos superficies metálicas, la selección del material supone un aspecto fundamental no solo para el funcionamiento sino también para la vida útil de este elemento mecá­ nico. Cuando dos metales similares entran en contacto sin la presencia de una lubri­ cación adecuada, la fricción es generalmente alta y las dos partes se sueldan ante presiones relativamente bajas. Con el fin de evitar el desgaste y, en extremo, la soldadura, se buscan combinaciones de materiales entre las que exista un coeficien­ te de rozamiento lo más bajo posible. En esta búsqueda hay que tener en cuenta una consideración fundamental relativa a las dos partes que intervienen: es mucho más económico reemplazar un casquillo desgastado de un cojinete que un eje desgasta­ do. Por este motivo, el eje se fabrica con un material muy duro, mientras que el cojinete es fabricado a base de un material blando. De esta forma se asegura una larga vida del eje sacrificando la vida del elemento más económico y fácil de re­ emplazar: el cojinete. Aparte de la consideración anterior, existen otras que imponen una serie de re­ querimientos en los materiales destinados a la fabricación de cojinetes. Las capaci­ dades principales necesarias en un cojinete son las siguientes: -

Compatibilidad o resbalamiento. Es la capacidad del material para no griparse al contactar con el eje. En muchos cojinetes el contacto tiene lugar durante los transitorios de arranque y parada y, ocasionalmente, cuando existen sobrecar­ gas.

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Incrustabilidad. Es la capacidad del material para absorber partículas que cir­ culan en la corriente de lubricante. Una buena incrustabilidad es fundamental ya que evita que dichas partículas produzcan abrasión en el eje. Conformabilidad. El material debe ser lo suficientemente blando para defor­ marse compensando las irregularidades geométricas menores debidas a peque­ ños defectos de fabricación, desalineaciones, etc. Resistencia a la fatiga. Es la capacidad del material para resistir cargas varia­ bles sin romperse. Una gran resistencia a fatiga es recomendable para una larga vida útil y para evitar la rotura del material. Resistencia a la temperatura. En cojinetes la temperatura asciende considera­ blemente haciendo que disminuya la resistencia del material. Un material ópti­ mo para cojinetes debe poseer una buena estabilidad frente a cambios de tempe­ ratura. Conductividad térmica elevada. Aunque una parte del calor generado en el cojinete es evacuado por el lubricante, es importante que el material del cojinete permita una rápida conducción del calor desde la superficie interior hasta la ex­ terior y, posteriormente al soporte para ayudar a la disipación de calor e impedir que se produzcan sobrecargas térmicas que pueden terminar dañándolo. Resistencia a la corrosión. Normalmente se requiere que el material de los cojinetes sea resistente a la corrosión ya que los aceites lubricantes se oxidan con el uso y los productos de esta oxidación pueden ser corrosivos.

Los cojinetes en máquinas se construyen habitualmente con materiales metáli­ cos debido a la necesidad de una buena conductividad térmica (en máquinas pe­ queñas, que producen fuerzas menores, se utilizan cojinetes fabricados con otros materiales como plástico y materiales sintéticos). Aunque inicialmente se fabrica­ ron con un único metal, en la actualidad es normal encontrar cojinetes fabricados mediante varias capas de metales diferentes con el fin de mejorar sus característi­ cas. Atendiendo a este criterio se pueden encontrar cojinetes según las siguientes categorías: -

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Cojinetes de 1 capa. Tradicionalmente, los cojinetes estaban fabricados a partir de un tubo de aluminio o aleación de bronce de considerable espesor. En la ac­ tualidad estos cojinetes han sido relegados a aplicaciones en las que las cargas son poco elevadas. Cojinetes de 2 capas. Son cojinetes hechos a base de una capa externa de acero a la que se ha adherido otra capa interna de babbit (aleación suave de plomo o estaño con diferentes aditivos tales como cobre, antimonio y arsénico), aleación de cobre y plomo o aluminio. El babbit posee unas cualidades excepcionales como material blando para cojinetes: elevada incrustabilidad, conformabilidad y compatibilidad con el acero. Sin embargo, posee una resistencia a fatiga relati­

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vamente baja. Las otras aleaciones (cobre y plomo, aluminio) poseen mejor re­ sistencia aunque el resto de propiedades son peores que las del babbit. Cojinetes de 3 capas. Con el fin de servir en aplicaciones de servicio pesado, se han desarrollado cojinetes de 3 capas que cuentan con las propiedades ópti­ mas del babbit y la resistencia de otras aleaciones. La técnica utilizada consiste en galvanizar o fundir una capa extremadamente delgada (25 fim de espesor) de material blando sobre la capa interior de cobre-plom o o aluminio en un cojinete de dos capas. Esta delgada superficie proporciona las propiedades suaves reque­ ridas que, dado su pequeño espesor, su resistencia es mejorada por la capa exte­ rior que la soporta.

5.2.4. T IP O S D E F A L L O E N C O JIN E T E S Los cojinetes pueden ser considerados elementos mecánicos críticos ya que pre­ sentan unas características óptimas cuando funcionan en las condiciones apropia­ das, pero se deterioran rápidamente cuando las condiciones de funcionamiento son inadecuadas. Las causas que pueden provocar que el sistema salga de las condicio­ nes óptimas de funcionamiento son numerosas y llevan asociadas multitud de tipo­ logías de fallo diferentes. De entre todos los posibles fallos, a continuación se ex­ pone una selección de los más habituales, describiendo algunas de sus característi­ cas.

Figura 5.4. Desgaste provocado p o r una lubricación inadecuada

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Lubricación deficiente. En general, una lubricación no acorde con las caracte­ rísticas de funcionamiento del cojinete termina provocando el contacto entre los metales. El contacto durante el movimiento conlleva desgaste y una generación excesiva de calor (que, en muchos casos, el cojinete no es capaz de disipar). Las virutas producidas por el desgaste pueden llegar a calentarse hasta el punto de

fusión y, cuando salen de la zona de presión (que es donde se genera el calor) se enfrían soldándose entre ellas y con la superficie del cojinete. En la figura 5.4 se muestra un típico fallo debido a una situación de lubricación deficiente. Se aprecia cómo el material fundido proveniente del desgaste de la superficie del cojinete se ha solidificado en una zona más fría (derecha de la fotografía), ocu­ pando el espacio de una de las ranuras de suministro. Algunas de las causas que pueden llevar a una situación de lubricación deficiente son las siguientes: • Escaso suministro de lubricante. • Utilización de un lubricante con una viscosidad excesivamente baja para la aplicación. • Suministro de lubricante a temperatura excesiva para formar la película de lubricante. • Desalineación. • Carga excesiva, que incrementa la temperatura y provoca que la película de lubricante sea excesivamente delgada. También carga excesiva en arran­ ques y paradas de la máquina. • Oscilación excesiva del eje debido a inestabilidad en el cojinete. Esta causa puede también provocar fatiga. • Línea de carga del eje excesivamente cercana a una ranura del cojinete, provocando la rotura de la película de lubricante. • Pérdida de superficie del cojinete debido a otro tipo de fallo.

Figura 5.5. Abrasión severa debido a la existencia de partículas en la interfase eje-cojinete

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Abrasión. La suciedad es uno de los peores enemigos de los cojinetes. Cuando existen partículas de suciedad en el lubricante en cantidad o tamaño suficiente

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para contactar con ambas partes -eje y casquillo-, éstas producen ralladuras en las superficies (generalmente mucho más en la del cojinete debido a que el ma­ terial es más blando) llegando, en extremo, a producir una abrasión severa como la que se muestra en la figura 5.5. Este tipo de fallo puede deberse, entre otras causas, a la incapacidad del lubri­ cante para eliminar las partículas generadas durante el funcionamiento. En coji­ netes con lubricación forzada, buena parte de sus efectos pueden reducirse me­ diante la utilización de sistemas efectivos de filtrado del lubricante. Fatiga. La fatiga es un fenómeno que no puede ser eliminado completamente cuando existen cargas que provocan tensiones variables con el tiempo en el ma­ terial. En el caso de cojinetes, de una forma general, la fatiga ocurre cuando bien la carga o bien el tiempo de servicio exceden las capacidades del material. Existen causas que provocan una fatiga acelerada y severa: • Concentración de tensiones debido a la existencia de partículas de sucie­ dad. • Tolerancias excesivas en la fabricación de los elementos. • Fallo en el ensamblado del cojinete. • Baja resistencia del material debido a las altas temperaturas o a la corro­ sión. El fenómeno de fatiga en cojinetes se inicia con la aparición de grietas perpen­ diculares a la superficie en el cojinete. Estas grietas avanzan radialmente dentro del material hasta llegar a una cierta profundidad. A partir de ahí, cambian su avance a una nueva dirección tangencial, lo que produce un desconchado de la capa interior que es característico (figura 5.6).

Figura 5.6. Desconchado característico en la fatiga de cojinetes

En el funcionamiento normal de un cojinete, éste sufre el fenómeno de fatiga en mayor o menor grado. Lo importante, en este caso, es que los materiales y las condiciones de funcionamiento contribuyan a alargar la vida útil de los compo­ nentes lo suficiente como para que no se produzca un fallo grave entre las ins­ pecciones programadas. - Erosión por cavitación. Es un tipo de fallo inducido por fluctuaciones rápidas en la presión del lubricante. Cuando la presión en un punto queda por debajo de la presión de vapor del lubricante, éste se vaporiza formando burbujas. Tras es­ to, cuando la presión se incrementa de nuevo, las burbujas se colapsan provo­ cando que el lubricante adyacente golpee las superficies metálicas erosionándo­ las. Este fenómeno puede ser potenciado por la existencia de espuma o de bur­ bujas en el lubricante, por lo que esta situación debe ser evitada. Su efecto es el de cierta erosión suave (figura 5.7) que termina deteriorando el material del co­ jinete.

S entido de ro ta ció n del eje Figura 5.7. Erosión debida a la cavitación del lubricante

Figura 5.8. Fallo p o r desgaste estático

Desgaste estático. Este fallo se produce en cojinetes hidrodinámicos cuando la máquina está parada (no existe, por tanto, sustentación hidrodinámica y existe contacto directo entre los metales de ambas partes) y, además, está sometida a algún tipo de vibración. El desgaste por rozamiento aparece en la vertical del eje (por la acción de la gravedad), en lugar de aparecer desplazado hacia el punto de mínimo espesor de película como ocurriría en el caso de desgaste durante el funcionamiento. En la figura 5.8 se muestra el aspecto de un cojinete que ha su­ frido este tipo de desgaste. Fallos de fabricación y montaje. Existe una gran diversidad de fallos deriva­ dos de defectos de fabricación o de un montaje inadecuado. Generalmente se deben a defectos en las dimensiones del cojinete, a una maquinación incorrecta de ranuras y orificios para el suministro de lubricante, a una falta de limpieza durante el montaje o a defectos en la colocación. El depósito de partículas de suciedad entre el casquillo del cojinete y su aloja­ miento es un fallo común durante el montaje. Aunque puedan parecer pequeñas, estas partículas actúan como aislante entre el cojinete y su alojamiento, provo­ cando un sobrecalentamiento puntual del cojinete que puede llegar hasta la fu­ sión localizada del mismo. Durante una inspección, este tipo de fallo se puede apreciar fácilmente por el cambio de color del metal en los puntos en los que se ha producido el sobrecalentamiento (figura 5.9). Si no se detecta con prontitud, este defecto puede provocar el agrietamiento y la rotura completa del cojinete.

Figura 5.9. Fallo provocado p o r un montaje defectuoso

5.2.5. O P E R A C IO N E S D E M A N T E N IM IE N T O Y R E A C O N D IC IO N A D O D E C O JIN E T E S Los cojinetes son componentes muy susceptibles a fallar debido a su principio de funcionamiento. Son elementos con tendencia a la inestabilidad ante condicio­ nes de funcionamiento anormales (que, por otra parte, se producen al menos oca­ sionalmente en toda máquina). Por este motivo, con frecuencia los cojinetes deben ser reemplazados debido no al desgaste normal que sufren, sino a otros fallos des­ critos anteriormente que se pueden producir fácilmente y que impiden que el coji­ nete desempeñe la función para la que fue diseñado. Como ocurre con otros componentes, si tras el fallo solamente se reemplaza el cojinete sin buscar la causa, la nueva pieza sufrirá el mismo tipo de fallo. Por este motivo, es importante que en el caso de cojinetes se desempeñen tareas de mante­ nimiento correctivo que subsanen las causas originales del fallo. Los cojinetes deben estar sujetos a inspección periódica, por lo que deben ser incluidos dentro del programa de mantenimiento de la máquina y de la planta. La frecuencia de inspección puede variar desde relativamente pocas horas hasta me­ ses, dependiendo de una gran cantidad de factores entre los que se encuentran: las características de funcionamiento (velocidad, carga, etc.), la estabilidad de diseño del cojinete, la criticidad de la máquina dentro del proceso productivo, la suavidad de la carga, etc. La inspección se basa en el desmontaje del cojinete y la observa­ ción de los elementos en la búsqueda de algún tipo de fallo de los descritos ante­ riormente. Cuando se desmonta un cojinete para su inspección, es necesario tener en cuen­ ta dos consideraciones fundamentales: -

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Asegurar la limpieza de la zona de trabajo. La suciedad es el enemigo más importante de los cojinetes, llegando a reducir su vida útil a una pequeña frac­ ción de la vida para la que fueron diseñados. Por este motivo el desmontaje, inspección y montaje del cojinete debe realizarse en un entorno tan limpio como sea posible. Realizar un desmontaje/montaje ordenado. El fin es asegurar que tras el montaje, todas las piezas quedarán exactamente en la misma posición en la que fueron extraídas. Una herramienta útil para conseguir esta seguridad consiste en marcar las piezas. El motivo de esta precaución es que los cojinetes se adaptan geométricamente a las condiciones de funcionamiento de la máquina y son muy sensibles a variaciones dimensionales pequeñas. La alteración de la colocación de un casquillo del cojinete (por ejemplo, por rotación alrededor de un eje ra­ dial) puede provocar una situación de inestabilidad o de contacto entre las par­ tes.

La mayor parte de los tipos de fallo, descritos en el apartado 5.2.4, pueden ser evitados mediante un mantenimiento que asegure unas condiciones de funciona­ miento adecuadas. Sin embargo, los cojinetes tienen una vida útil limitada y en algún momento necesitan ser reemplazados. En una operación de mantenimiento, incluso cuando se produce el reemplazo del cojinete, es importante tener en cuenta que no solamente se debe realizar la sustitución. Otras tareas de inspección y reacondicionado son necesarias. Así, una operación de inspección y mantenimiento de cojinetes debe contar con, al menos, los siguientes pasos: -

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Limpieza del entorno. Como se ha comentado anteriormente, se debe asegurar la limpieza del entorno en el que se va a trabajar. Desmontaje del conjunto. Debe realizarse teniendo en cuenta la consideración de desmontaje ordenado. Esto implica que las piezas deben marcarse según se van desmontando y colocarse sobre una superficie de forma lo más parecida po­ sible a como estaban ensambladas. Inspección del cojinete. Tras el desmontaje se debe proceder a la limpieza e inspección del cojinete. Es importante conocer los tipos de fallo (véase el apar­ tado 5.2.4) para detectar cualquier indicio de que se haya producido uno de ellos. En algunos casos el fallo puede ser evitado con operaciones de limpieza y reacondicionado. Sin embargo, si el cojinete está severamente dañado, se debe proceder con su sustitución. Inspección del eje. El eje debe ser limpiado e inspeccionado en su superficie. Se deben buscar marcas de desgaste provocado por algún tipo de disfunciona­ miento. También se debe verificar su dimensión a lo largo de la longitud del mismo que queda dentro del cojinete. Para ello se pueden utilizar instrumentos de medida de precisión. La tolerancia admitida en la dimensión depende de la aplicación y de las especificaciones del fabricante. Sin embargo, estas toleran­ cias son, en general, estrechas (del orden de 25 (im) ya que la estabilidad del co­ jinete depende en gran medida de la holgura radial. En algunas ocasiones puede ser necesario pulir el eje para eliminar material adherido al mismo. Inspección del alojamiento del cojinete. El cojinete es un elemento que transmite el esfuerzo hacia su alojamiento y soporte. Por este motivo es funda­ mental que ambas piezas coincidan al máximo en su geometría, lo que implica verificar las dimensiones e inspeccionar posibles deformaciones. La verifica­ ción de la holgura entre cojinete y alojamiento se realiza habitualmente colo­ cando calces de 100 (jiti en la junta del pedestal (figura 5.10). En la cima del co­ jinete se coloca una lámina de un material deformable. Se aprietan los pernos de cierre del cojinete, deformando la lámina. Posteriormente se desmonta el con­ junto y se mide el espesor de la lámina. Un espesor menor que el de los calces indica interferencia del soporte con el casquillo del cojinete (tendiendo a aplas­ tarlo) mientras que un espesor mayor indica holgura que impide una buena disi­

pación del calor y puede permitir el movimiento del casquillo. Ambos casos de­ ben ser reparados. En el alojamiento es también importante asegurar la limpieza ya que el depósito de partículas de suciedad entre el cojinete y su alojamiento pueden provocar di­ ferentes tipos de fallo.

Figura 5.10. M edida de la holgura entre cojinete y alojamiento

- Ensamblado del conjunto. El re-ensamblado del conjunto es una tarea crucial que debe ser realizada con especial cuidado. Es importante asegurar que las pie­ zas son colocadas en la misma posición y orientación en la que fueron extraídas. También es recomendable prelubricar las piezas antes del montaje. Una vez montado el conjunto se debe girar el eje manualmente (cuando sea posible) con el fin de verificar que no existe interferencia entre las piezas. En caso de que el movimiento no sea suave o se advierta rozamiento, se debe desmontar de nuevo el conjunto y verificar la limpieza y el estado de las piezas. En el montaje es especialmente importante cuidar la limpieza del entorno y de las piezas, ya que suele ser el momento en el que partículas nocivas entran en el sistema.

5.3. MANTENIMIENTO DE RODAMIENTOS

5.3.1. E L E M E N T O S D E U N R O D A M IE N T O Como se ha puesto de manifiesto al principio de este capítulo, los rodamientos constituyen una buena solución como sistema de apoyo cuando se requiere una fricción mínima en el movimiento hasta velocidades moderadas. Los rodamientos

están diseñados para soportar las cargas mientras tiene lugar un movimiento relati­ vo que es de rodadura. Dado que el rozamiento en rodadura es siempre menor que en deslizamiento (con rozamiento seco), las pérdidas energéticas por fricción en este tipo de sistemas son menores. Un rodamiento está compuesto por cuatro elementos básicos (figura 5.11), al­ gunos de los cuales pueden no existir en determinados tipos: -

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Aro interior. Sirve como pista interna de rodadura y se mueve solidariamente con el eje. Aro exterior. Sirve como pista externa de rodadura y su movimiento es solida­ rio con el alojamiento exterior del rodamiento. Elementos rodantes. Su función es transmitir las cargas desde el aro interior al exterior (o viceversa) y generalmente son bolas, rodillos cilindricos o rodillos cónicos. Jaula. Su misión es asegurar la distribución de los elementos rodantes de forma uniforme en todo el perímetro y evitar que puedan concentrarse en un arco me­ nor que la circunferencia, provocando el fallo del rodamiento. Aro exterior

En función de los elementos incluidos, su geometría y su disposición se obtie­ nen distintos tipos de rodamientos con características diferentes, que son descritos a continuación.

5.3.2. T IP O S D E R O D A M IE N T O S Los diferentes tipos de rodamientos existentes permiten satisfacer multitud de necesidades en diseño de máquinas, cada una de ellas con unas características muy determinadas. Estos tipos pueden ser clasificados dentro de dos grandes grupos: -

Rodamientos radiales. Dentro de este grupo figuran todos los rodamientos que están diseñados principalmente para soportar cargas de tipo radial, existiendo algunos que pueden soportar además cargas axiales desde magnitudes mínimas hasta moderadamente elevadas. En función del tipo de elemento rodante, los ro­ damientos radiales se subdividen en tres categorías principales: • Rodamientos radiales de bolas. Pueden contar con una (figura 5.12a) o va­ rias hileras (figura 5.12b) de bolas y, dependiendo de la geometría de los diferentes elementos que componen el rodamiento, pueden soportar cargas axiales hasta un nivel intermedio. Dentro de esta categoría existen tres sub­ tipos: los rodamientos rígidos de bolas (figura 5.12a y figura 5.12b), los rodamientos de bolas a rótula (figura 5.12c) y los rodamientos de bolas de contacto angular (figura 5.12d). También existen rodamientos con contacto angular en un aro (figura 5.12e) que se emplean habitualmente cuando se requiere precisión en el movimiento. • Rodamientos radiales de rodillos. También pueden contener una o varias hileras de rodillos. Debido a que la superficie de contacto entre los elemen­ tos es mayor, generalmente pueden soportar cargas radiales mayores que los rodamientos radiales. Sin embargo, salvo casos especiales (por ejemplo, rodamientos de rodillos cruzados), este tipo de rodamientos no está diseña­ do para soportar cargas axiales. Dentro de esta categoría se encuentran los rodamientos de rodillos (figura 5.12f y figura 5.12g) y los rodamientos de rodillos a rótula (figura 5.12h). Además, cuando el espacio radial disponible es muy reducido, se utilizan rodamientos en los que el diámetro de los rodillos es muy pequeño. Estos rodamientos reciben el nombre de rodamientos de agujas (figura 5.12i). • Rodamientos radiales cónicos. En este tipo de rodamientos los elementos rodantes son rodillos cónicos (figura 5.12j ) y están dispuestos para soportar cargas axiales elevadas. Los de una hilera de rodillos están diseñados para ser colocados opuestos por parejas, pero también existen rodamientos cóni­ cos de dos hileras (con rodillos opuestos) que ejercen perfectamente su función de forma individual.

(a) R odam iento rígido de bolas

(b) R odam iento rígido de doble hilera de bolas

(d) R odam iento de bolas de contacto angular

(e) R odam iento de precisión

(f) R odam iento de rodillos con aro interior libre

(g) R odam iento de rodillos con aro exterior libre en un sentido

(i) R odam iento de agujas

(j) Rodamiento de rodillos cónicos

(c) R odam iento de bolas a rótula

(h) R odam iento de rodillos a rótula

(k) R odam iento axial rígido de bolas

Figura 5.12. Sección diametral de los tipos de rodamientos más comunes

Rodamientos axiales o de empuje. Son rodamientos diseñados para soportar carga axial. Aunque existen configuraciones en las que, además, pueden sopor-

tar cargas radiales, como es el caso de los rodamientos axiales de rodillos a rótula. Los rodamientos axiales pueden contener bolas (figura 5.12k) o rodillos (cilindricos y cónicos) como elementos rodantes, dando lugar a una subclasificación similar a la de los rodamientos radiales. Además, para cada tipo se pueden obtener múltiples variaciones añadiendo más elementos (como por ejemplo, un manguito interior de montaje) o cambiando el diseño de los existentes. Una variante habitual ya comentada consiste en fabricar la pista de rodadura exterior como parte de una superficie esférica (rodamientos autoalineantes o rodamientos a rótula, figura 5.12c y figura 5.12h). Debido a su dise­ ño, estos rodamientos permiten desalineaciones entre los aros interior y exterior sin sobrecargar los elementos rodantes. Están especialmente indicados para situaciones en las que las cargas en los ejes ocasionan una flexión que provoca una inclinación sensible los mismos en los puntos de apoyo (figura 5.13).

Figura 5.13. Desalineación angular en un rodamiento de bolas a rótula

Tal como se ha puesto de manifiesto, los rodamientos no se diseñan junto con otros elementos de la máquina, sino que se seleccionan dentro de una amplia gama que existe en el mercado. Los parámetros básicos de selección son las dimensiones (frecuentemente impuestas por condicionantes externos del diseño de la máquina) y la capacidad de carga. Esta última está relacionada con la carga máxima que puede resistir el rodamiento con una vida útil esperable determinada. La unidad básica de vida útil es el número de revoluciones que el rodamiento persiste en unas determi­ nadas condiciones de carga hasta el primer signo de fallo por fatiga. El estándar ISO define esta unidad básica de vida útil como 1 millón de revoluciones, aunque

otros sistemas utilizan valores superiores. De esta forma, según el estándar ISO, la capacidad dinámica de carga de un rodamiento es estadísticamente la máxima car­ ga que el 90% de los rodamientos soporta durante al menos 1 millón de ciclos antes de presentar el primer signo de fatiga.

5.3.3. SIS T E M A S D E F IJA C IÓ N D E R O D A M IE N T O S

5.3.3.1. FIJACIÓN RADIAL DE RODAMIENTOS Una regla básica en el diseño de apoyos con rodamientos es que no debe existir movimiento relativo de rotación entre el aro interior del rodamiento y el eje sobre el que está ubicado, ni entre el aro exterior y su alojamiento. La fijación ra­ dial de rodamientos atañe a cómo se asegura el cumplimiento de esta regla. En la práctica, el objetivo puede conseguirse mediante un amplio abanico de posibilida­ des, aunque la más utilizada consiste en diseñar la unión aro-alojamiento con un ajuste de interferencia (o ajuste a presión) que limita el movimiento relativo por la fricción entre las superficies. Cuando existe un ajuste de interferencia, el montaje ya no se puede realizar ma­ nualmente, sino que hay que emplear técnicas y herramientas especialmente dise­ ñadas para ello. Además, se ha de tener en cuenta que los ajustes a presión defor­ man radialmente los aros del rodamiento. Así. si existe un ajuste a presión entre el aro interior y el eje, dicho aro tiene, después del montaje, un radio mayor que el que tiene antes del montaje. Y a la inversa, el aro exterior se comprime radialmente durante el montaje cuando existe un ajuste de interferencia entre éste y su aloja­ miento. Para permitir estas pequeñas deformaciones sin que los elementos rodantes y las pistas de rodadura resulten comprimidos (sobrecargados), los rodamientos son fabricados con una cierta holgura interna (o juego interno). En algunos tipos de rodamientos, un mismo modelo se fabrica con diferentes magnitudes de juego in­ terno para poder seleccionar el más adecuado a cada aplicación. El juego interno se mide según dos parámetros fundamentales: el juego radial y el juego axial. El juego radial es la distancia en sentido radial que un aro puede desplazarse si se mantiene fijo el otro aro (figura 5.14). El juego axial es la misma magnitud pero medida en sentido axial (figura 5.14). Dependiendo del tipo de rodamiento, puede ser necesario eliminar completa­ mente el juego o permitir la existencia de cierto juego interno durante el funciona­ miento (es decir, después del montaje). Como regla general, el juego interno en funcionamiento de los rodamientos de bolas debe ser nulo o casi nulo (incluso es

beneficiosa una pequeña precarga). Por este motivo, los rodamientos de bolas se fabrican con un juego mínimo que es eliminado mediante el ajuste a presión de uno o los dos aros. Por el contrario, en el caso de rodamientos de rodillos (cilindricos, a rótula y cónicos) es recomendable la existencia de un cierto juego interno durante el funcionamiento. Esta regla tiene una importante excepción cuando se instalan en un eje dos rodamientos de rodillos cónicos opuestos y se necesita rigidez en la transmisión. En este caso, se realiza una pequeña precarga que conlleva un juego nulo y cierta presión sobre los elementos rodantes.

Figura 5.14. Juegos radial y axial en un rodamiento de bolas

En un rodamiento puede existir un ajuste a presión en uno de los aros o en am­ bos al mismo tiempo. La norma es imponer un ajuste a presión en el aro que pre­ senta movimiento relativo (de rotación) en relación a la dirección de la carga. Así, en el caso de un eje giratorio y un soporte inmóvil, el aro a ajustar con presión debe ser el interior. En los casos en los que las dos partes -eje y soporte- puedan mover­ se en relación a la dirección de la carga, se deben ajustar con presión los dos aros del rodamiento. En cuanto a la magnitud del ajuste, debe ser proporcional a la magnitud de la carga soportada por el rodamiento, ya que las cargas mayores son las que hacen que el aro en rotación tenga más tendencia a girar respecto a su alojamiento. Como el tamaño del rodamiento también está relacionado directamente con la magnitud de la carga, se puede decir que en general existe una relación directa entre la mag­ nitud del ajuste y el tamaño del rodamiento.

13.3.2. FIJACIÓN AXIAL DE RODAMIENTOS En el sentido de libertad o fijación axial, existen dos tipos de rodamientos: los rodamientos sin posibilidad de desplazamiento axial interno (o rodamientos no desmontables) y los rodamientos con posibilidad de desplazamiento axial interno (o rodamientos desmontables). Los primeros se pueden utilizar para constituir so­ portes axialmente libres y también axialmente fijos mientras que los segundos so­ lamente sirven para constituir soportes axialmente libres debido a que son diseña­ dos con posibilidad de movimiento axial interno. Generalmente, los ejes de máquinas vienen soportados en dos puntos constitu­ yendo un sistema externamente isostático. La configuración habitual para permitir deformaciones axiales (alargamientos y acortamientos debido a dilataciones térmi­ cas o sencillamente al funcionamiento de la máquina) cuando se utilizan rodamien­ tos consiste en colocar uno axialmente fijo y otro axialmente libre. Sin embargo, en algunas aplicaciones, ambos rodamientos comparten la responsabilidad de fijar el eje axialmente (rodamientos de fijación cruzada).

Arandela de seguridad con pestaña doblada

Tuerca de seguridad

Figura 5.15. Apoyos con rodamientos axialmente fijos

-

Apoyo axialmente fijo. En lo relativo a la ubicación axial de los rodamientos, el ajuste de apriete no se considera generalmente suficiente para la correcta fija­ ción axial del aro (salvo en aplicaciones de pequeña potencia). Así, en roda­ mientos fijos, los aros deben estar sujetos axialmente por medios mecánicos en ambas caras (mediante hombros, separadores, tuercas, etc.), tal como se muestra en la figura 5.15a. Cuando se requiere que el apoyo soporte carga axial, que la transmisión sea rígida o que el movimiento sea de precisión se utilizan dos ro­ damientos opuestos colocados uno a continuación del otro (figura 5.15b) (nóte­ se que si los rodamientos no están juntos no se tratará de un apoyo fijo, sino de un apoyo axialmente cruzado). Al disponer los rodamientos en una configuración opuesta, existen dos posibili­ dades mostradas en la figura 5.16. En el montaje cara a cara, los conos de las pistas de rodadura están enfrentados en su base con los vértices hacia afuera. Por el contrario, en el montaje espalda contra espalda, los conos de rodadura se cierran cada uno sobre el otro. La diferencia entre los dos montajes es que los centros efectivos de carga de ambos rodamientos están más cerca en el caso ca­ ra a cara que en el caso espalda contra espalda. Esto implica que las superficies de rodadura en el montaje cara a cara se parecen más a una superficie esférica (ver figura 5.16) que en el montaje espalda contra espalda. Consecuentemente, el montaje espalda contra espalda es mucho más rígido ante la flexión (o incli­ nación) del eje que el primero, proporcionando un movimiento más preciso y tensiones de contacto menores en situaciones en las que existe tendencia a la flexión.

(a) M ontaje cara a cara

(b) M ontaje espalda contra espalda

Figura 5.16. Posibles montajes de apoyos fijo s con dos rodamientos

Una vez montado el soporte cruzado, éste debe ser precargado adecuadamente para evitar holguras en el funcionamiento. En el montaje cara a cara esto se consigue cerrando axialmente los aros exteriores de los rodamientos, uno contra el otro. En el montaje espalda contra espalda son los aros interiores los que de­ ben ser empujados axialmente uno contra el otro. Para lograr esta fuerza de em­ puje se utilizan elementos habituales de fijación axial, tales como tuercas de se­ guridad, platos atornillados, etc. Alternativamente, muchos fabricantes de rodamientos suministran parejas ya ensambladas de rodamientos de contacto angular o de rodillos cónicos, con una cierta precarga lograda durante la fabricación. Estas parejas pueden ser utiliza­ das para simplificar las operaciones de sustitución. Apoyo axialmente libre. Se requiere este tipo de soporte para permitir movi­ miento axial del eje en una sección del mismo. Se puede diseñar un soporte axialmente libre utilizando un rodamiento sin posibilidad de desplazamiento axial interno (rodamiento no desmontable) o utilizando uno con posibilidad de desplazamiento interno (rodamiento desmontable). En el primer caso, la libertad de movimiento axial se logra permitiendo, al dise­ ñar el soporte, el desplazamiento axial de uno de los aros del rodamiento (gene­ ralmente el exterior) respecto de su alojamiento. Para ello se evita la colocación de elementos de fijación axial que restrinjan el movimiento y, al mismo tiempo, se proporciona un ajuste flojo entre el aro y su alojamiento. En la figura 5.17a se observa que el apoyo es axialmente libre gracias al juego (o ajuste flojo) existente entre el aro exterior del rodamiento y su alojamiento. En el segundo caso -rodam ientos con posibilidad de desplazamiento axial in­ terno-, el desplazamiento axial se produce dentro del rodamiento (entre los elementos rodantes y una de las pistas de rodadura) ya que éste ha sido diseñado para tal efecto. Así, en la figura 5.17b, pese a que los dos aros están fijos en sus alojamientos mediante ajustes de apriete, la geometría del rodamiento permite el movimiento libre del aro interior. Esto produce un efecto de libertad axial per­ mitiendo el movimiento del eje en la dirección de su eje geométrico. Apoyos axialmente cruzados. Este sistema de apoyo requiere la utilización de rodamientos capaces de soportar cargas axiales y suele diseñarse utilizando ro­ damientos de rodillos cónicos o de contacto angular. Dado que estos rodamien­ tos solamente soportan carga axial en un sentido, los dos rodamientos necesa­ rios suelen colocarse en disposición opuesta (figura 5.18) de manera que uno soporte la carga axial cuando sea en un sentido y el otro la soporte cuando sea en el sentido contrario. Dado que se restringe el movimiento axial del eje en toda su longitud, este sis­ tema de apoyo de ejes debe ser utilizado solamente en diseños en los que los ro­ damientos estén muy cerca o, estando alejados, cuando no se prevean cambios de temperatura durante el funcionamiento. En caso contrario, la dilatación del

eje provocará sobrecargas en los rodamientos ocasionando un fallo acelerado de los mismos.

(a) Rodamiento no desmontable

(b) Rodamiento desmontable

Figura 5 .1 7. Apoyos axialmente libres con rodamientos

Figura 5.18. Apoyos axialmente cruzados

5.3.4. M O N T A JE Y D E SM O N T A JE DE R O D A M IE N T O S

5. 3.4.1. RECOMENDACIONES DURANTE EL MONTAJE

Y DESMONTAJE Los rodamientos son elementos mecánicos diseñados y construidos con el obje­ tivo de alargar al máximo su vida útil. Para ello, se fabrican con una precisión ele­ vada y con materiales de alta resistencia. Durante el montaje y el desmontaje es imprescindible tratarlos con sumo cuidado pues su vida útil es muy sensible a la forma en que son manipulados. En concreto se deben evitar golpes y caídas que pueden desconchar el material y provocar marcas en los elementos rodantes y en las pistas de rodadura (las marcas conllevan un fallo por fatiga acelerado de los rodamientos). Por este motivo, nunca se debe realizar un montaje golpeando direc­ tamente el rodamiento, sino utilizando un elemento (generalmente un casquillo) que amortigüe los impactos y reparta uniformemente la fuerza en todo el aro en el que está siendo aplicada. Cuando se monta o desmonta un rodamiento es imprescindible realizar la fuerza directamente sobre el aro que presenta ajuste a presión y nunca sobre el otro aro. De no cumplir esta regla, se estaría haciendo pasar la fuerza de inserción o extrac­ ción a través de los elementos rodantes y muy probablemente terminaría dañando dichos elementos o sus pistas de rodadura, bien por deformación permanente o bien por la generación de marcas. En el caso de que los dos aros del rodamiento presen­ ten ajuste de interferencia con sus respectivos alojamientos, se debe utilizar una herramienta especial que ejerza la fuerza axial sobre ambos aros al mismo tiempo. De esta forma se asegura que los elementos rodantes están libres de cargas durante la instalación o desmontaje. Cuando los rodamientos son muy grandes y la interferencia dimensional es ele­ vada, la técnica comúnmente utilizada para el montaje y desmontaje consiste en aplicar calor sobre el aro interior para, al dilatarse, poder montarlo cómodamente evitando la interferencia. Durante estas operaciones es de gran importancia aplicar el calor de manera uniforme ya que los calentamientos y enfriamientos diferencia­ les de los puntos de la pieza provocan tensiones residuales que, junto a las tensio­ nes de funcionamiento, pueden terminar haciendo fallar aceleradamente el roda­ miento por fatiga. Así, nunca se deben calentar los rodamientos empleando una llama directa (por ejemplo, con un soplete), sino que se deben utilizar medios espe­ ciales tales como el calentador de inducción o la inmersión en aceite caliente. Finalmente, la vida útil de los rodamientos es muy sensible a la existencia de suciedad en su interior. En efecto, una partícula de suciedad situada en la pista de rodadura provoca, cuando el elemento rodante pasa sobre ella, tensiones puntuales muy concentradas que pueden superar el límite de fluencia del material y acelerar

el fallo por fatiga del elemento. Consecuentemente, es importante que durante las labores de montaje y desmontaje se asegure siempre la limpieza del entorno tanto como sea posible y que se limpien todos los elementos (incluido el eje y el roda­ miento) antes de proceder con su instalación o desinstalación. Cuando se monta un rodamiento con interferencia, es importante limpiar y lubricar las superficies de interferencia para evitar el rallado de los elementos provocado por partículas de suciedad.

5.3.4.2. MONTAJE DE RODAMIENTOS CON AGUJERO CILÍNDRICO Cuando se requiere montar un rodamiento con agujero cilindrico sobre un eje de forma que exista un ajuste a presión, existe un problema de interferencia dimensio­ nal -el diámetro del agujero cilindrico es menor que el diámetro del eje- que se ha de vencer durante el montaje. Las técnicas de montaje habitualmente empleadas pueden clasificarse en dos categorías: -

Montaje en frío. Esta técnica de montaje está indicada para rodamientos pe­ queños con ajustes a presión leves o moderados. Consiste en empujar axialmen­ te el rodamiento sobre su alojamiento mediante pequeños golpes (acción mecá­ nica). Para contemplar las recomendaciones descritas anteriormente, nunca debe golpearse directamente el aro de interferencia, sino que se debe utilizar un cas­ quillo (fabricado con un material blando y en una única pieza) que apoya sobre el aro que presenta interferencia y que distribuye la carga de los impactos uni­ formemente en el mismo (figura 5.19). Martillo y casquillo suelen estar fabrica­ dos con un materia] blando ya que. de esta forma, los impactos son mas suaves y la transmisión uniforme de los esfuerzos es más efectiva. Para este tipo de montaje se requiere, pues, un casquillo con las dimensiones adecuadas (las del aro de interferencia). Cuando existe interferencia entre los dos aros y sus respectivos alojamientos, el esfuerzo axial debe aplicarse sobre los dos aros simultáneamente para evitar que los elementos rodantes sufran car­ ga alguna. Para ello se utiliza un anillo apoyado sobre el rodamiento, abarcando toda su pared lateral, y sobre él se apoya el casquillo anterior. De esta forma se asegura un empuje axial uniforme. Nótese que, durante el montaje, el anillo de­ be entrar junto con el rodamiento en el hueco entre eje y alojamiento, por lo que su tamaño debe ser poco inferior al hueco radial que queda entre ambos. Los fa­ bricantes de rodamientos comercializan juegos de anillos de diferentes tamaños aptos para las dimensiones de sus rodamientos. Cuando el montaje de rodamientos de este tipo es una tarea repetitiva (montaje en serie), resulta más eficiente utilizar una prensa (de acción mecánica o hidráu­

lica) en lugar de un martillo. Su efecto es positivo no sólo por la mayor rapidez, sino también porque el empuje es gradual (y no de impacto).

Figura 5.19. Montaje en fr ío de un rodamiento con agujero cilindrico e interferencia en el aro interior

- Montaje en caliente. Cuando los rodamientos son de tamaño moderado o gran­ de, las fuerzas que se producen por la interferencia dimensional son tan grandes que no es posible realizar un montaje en frío. Para disminuir el efecto de estas fuerzas y posibilitar el montaje se hace uso de la dilatación de los materiales an­ te el aumento de temperatura. Si la interferencia se produce entre el rodamiento y el eje, se calienta el rodamiento (o el aro interior) hasta unos 80°C o 90°C por encima de la temperatura del eje (que suele ser la temperatura ambiente). La di­ latación incrementa notablemente su diámetro permitiendo un montaje cómodo. Sin embargo, antes de emplear esta técnica de montaje, se deben tener en cuenta las siguientes consideraciones: • La técnica de montaje en caliente nunca es aplicable a rodamientos con protecciones u obturaciones, ya que el calor las deteriora.

• Nunca se debe calentar un rodamiento por encima de los 125°C, ya que puede producir cambios metalúrgicos en el material llegando a provocar variaciones de dureza o dimensionales. Para evitar el sobrecalentamiento, se debe monitorizar en todo momento la temperatura del rodamiento (me­ diante un termómetro) durante el calentamiento. • Deben evitarse sobrecalentamientos locales, para lo que han de emplearse dispositivos de calentamiento uniforme. • Debe preservarse la seguridad utilizando guantes especiales para manejar el rodamiento una vez se ha calentado. • Si el rodamiento es muy pesado, debe emplearse un equipo de elevación (con eslingas) que facilite el montaje. • Una vez calentado el rodamiento, el montaje debe realizarse con cierta ra­ pidez ya que, de lo contrario, el rodamiento se enfriará recuperando su di­ mensión original e impidiendo el montaje.

(a) Montaje en caliente con error de inclinación

(b) El enfriamiento durante el montaje provoca daños en el eje

Figura 5.20. Error de inclinación durante el montaje en caliente de rodamientos con agujero cilindrico

• Durante el montaje es importante colocar bien el rodamiento de forma que los ejes geométricos del eje y del rodamiento coincidan en todo momento. La dilatación puede proporcionar cierta holgura y permite cometer el error de introducir el rodamiento inclinado (figura 5.20). En tal caso, el roda­ miento suele encallarse y al contactar con el eje (mucho más frío) se enfría rápidamente (a la vez que se calienta el eje). Así, aparece interferencia y si el rodamiento sigue inclinado, la contracción del rodamiento y la dilatación

del eje provocarán tensiones concentradas que pueden marcar el eje (gene­ ralmente más blando que el rodamiento) o incluso dañar el rodamiento. Por este motivo, se ha de poner especial cuidado durante la operación de mon­ taje en caliente. Para lograr un calentamiento uniforme del rodamiento, existen diferentes apara­ tos que poseen un campo de aplicación determinado en función del tamaño del mismo. Los rodamientos pequeños pueden ser calentados por medio de una estufa de calentamiento (figura 5.21). Cuenta con un termostato y un armario dentro del cual se alojan los rodamientos. Tiene la ventaja de que permite calentar varios rodamientos al mismo tiempo, así como otros tipos de elementos (casquillos, alojamientos, etc.). También es útil para mantener la temperatura de rodamien­ tos calentados por otros medios. En rodamientos de tamaño hasta mediano, la mejor forma de calentamiento es utilizar un calentador de inducción con desmagnetización automática (figura 5.22). Este tipo de aparatos funciona por inducción de corrientes eléctricas en el interior del rodamiento. Producen un calentamiento muy rápido y uniforme in­ cluso en rodamientos de tamaño considerable. Permiten regular el tiempo de ca­ lentamiento o la temperatura y cuentan con un termómetro-sonda que mide la temperatura de forma continua deteniendo el proceso cuando se alcanza el valor deseado.

Figura 5.21. Estufa p ara el calentamiento de rodamientos

Figura 5.22. Calentador de inducción para rodamientos

-

Finalmente, la forma más adecuada de calentar rodamientos de hasta gran tama­ ño consiste en la inmersión en baño de aceite caliente (figura 5.23). Existen apa­ ratos específicos para este fin que cuentan con un recipiente (más o menos grande) para el aceite y los rodamientos, un sistema de calentamiento y un sis­ tema de control de la temperatura. Los rodamientos que se calientan con este sistema no deben nunca contactar directamente con el fondo ni con las paredes laterales (ya que de ser así estarían recibiendo directamente el calor y el calen­ tamiento no sería uniforme). Para evitarlo, cuentan con una bandeja o separador que se coloca en el fondo (figura 5.23a) y que mantienen el rodamiento a una cierta altura, o ganchos laterales (figura 5.23b) que permiten colgar los roda­ mientos. Si se utilizan calentadores por inmersión en aceite, debe mantenerse siempre limpio el aceite para evitar que el rodamiento llegue a contaminarse con la su­ ciedad. Aunque los calentadores de aceite constituyen una de las mejores mane­ ras de calentar rodamientos, también sirven para calentar otros elementos como casquillos o para mantener calientes rodamientos y elementos calentados por otros medios. Montaje mediante enfriamiento. Como alternativa a los métodos de montaje en caliente, existen métodos basados en enfriar la parte interior del ajuste. El más habitual es el montaje por enfriamiento en baño de nitrógeno líquido, que reduce rápida y drásticamente la temperatura del elemento. Si la interferencia es entre el aro exterior del rodamiento y su soporte, entonces se enfría el rodamiento, el cual se contrae permitiendo el montaje. Si la interferencia es

miento, el cual se contrae permitiendo el montaje. Si la interferencia es entre el aro interior del rodamiento y el eje, en algunos casos puede enfriarse el eje.

Figura 5.23. Calentamiento p o r inmersión en baño de aceite

5.3.4.3. DESMONTAJE DE RODAMIENTOS CON AGUJERO CILÍNDRICO El desmontaje de rodamientos debe realizarse siguiendo las mismas reglas que en el montaje. Así, para el desmontaje, se debe empujar (o se debe estirar de) el aro que posee la mayor interferencia y nunca se debe golpear un rodamiento directa­ mente. La herramienta a utilizar para el desmontaje de un rodamiento depende del tamaño del mismo (ya que el tamaño está directamente relacionado con la carga que debe soportar y, por tanto, con el grado de apriete del ajuste a presión) y del aro que posee mayor presión de ajuste. Como en el caso del montaje, el desmontaje se puede realizar sin la aplicación o con la aplicación de calor. -

Desmontaje en frío. El desmontaje en frío se realiza empleando herramientas de acción mecánica o hidráulica. Las herramientas mecánicas más utilizadas en el desmontaje son extractores, casquillos, botadores y martillos. Los rodamientos pequeños (con escasa interferencia) pueden ser extraídos me­ diante un casquillo metálico y un golpe seco con un martillo. El casquillo debe apoyar sobre el aro de mayor interferencia. Aunque el rodamiento se vaya a desechar, no conviene golpearlo directamente ya que la fuerza de empuje no se reparte uniformemente en todo el aro y esto hace que el rodamiento tienda a in­ clinarse, pudiendo llegar a dañar el eje. Alternativamente se puede utilizar un botador de metal blando y un martillo cuando el aro de interferencia es de difícil

acceso (generalmente se da en el aro exterior). En este caso, los golpes deben ser de pequeña intensidad y sucesivamente repartidos a lo largo de toda la longi­ tud del aro de interferencia.

Rodamiento

Eje Extractor

Figura 5.24. Extractor exterior de rodamientos

Para rodamientos mayores (en los que la presión de interferencia es considera­ ble), se utiliza un extractor mecánico. Existen diferentes tipos que permiten ex­ traer rodamientos de hasta tamaño medio con ajuste a presión en cualquiera de los dos aros. Un extractor (figura 5.24) consiste en un sistema de garras (con dos o más uñas) conectadas a una base roscada por la que pasa un tomillo. Al apoyar el extremo del tomillo en el extremo del eje y atornillar el mismo, la ba­ se del extractor sale hacia afuera y las garras estiran suavemente del rodamien­ to. Debido a la desmultiplicación que proporciona la rosca, con un momento de apriete del tomillo moderado se consigue una fuerza de extracción elevada, ca­ paz de vencer el rozamiento en el ajuste a presión. Existen extractores exteriores e interiores. Los exteriores se colocan por fuera del rodamiento y sirven exclusivamente cuando el aro de interferencia es el in­ terior y el alojamiento del aro exterior se puede desmontar y retirar. En los ex­ tractores interiores existen dos subtipos. En el primero las pestañas se insertan entre los dos aros (figura 5.25), mientras que en el segundo se insertan por de­ ntro del aro interior. Son útiles, por tanto, cuando la mayor interferencia ocurre entre el aro exterior y su alojamiento o cuando dicho alojamiento es no desmon­ table. También existen extractores en los que el accionamiento axial no es mediante elementos roscados sino hidráulico. Utilizados conjuntamente con una bomba

manual se consigue una fuerza de extracción muy superior, capaz de extraer ro­ damientos con mayor interferencia.

Figura 5.25. Extractor interior de rodamientos

Uno de los problemas de los extractores es que, en ocasiones, la geometría del sistema no permite enganchar el aro de mayor interferencia. Por ejemplo, cuan­ do la interferencia es con el eje y existe un hombro sobre el que se apoya el ro­ damiento, el hombro puede llegar a tapar totalmente el aro interior de forma que las uñas de un extractor exterior no puedan llegar a engancharlo. En este caso la única solución es enganchar el aro exterior con el extractor, pero se debe girar el extractor (y, con ello, el aro exterior) a medida que se realiza la extracción. De esta forma, se consigue distribuir más uniformemente la fuerza axial entre todos los elementos rodantes y en las superficies de las pistas de rodadura. Sin embargo, la situación descrita en el párrafo anterior se puede evitar fácil­ mente creando muescas en el hombro del eje que permitan a las uñas del extrac­ tor acceder al aro interior (de interferencia) del rodamiento (figura 5.26). En grandes rodamientos, la presión de interferencia es tan elevada que ni siquie­ ra con extractores de gran tamaño es posible vencer el rozamiento. Aunque uti­ lizando un extractor de accionamiento hidráulico (capaz de generar fuerzas de extracción de hasta 500 kN) probablemente se pueda conseguir extraer el roda­ miento, el rozamiento y la posible existencia de partículas en la zona de interfe­ rencia, terminarían dañando seriamente el eje y disminuyendo la interferencia con el nuevo rodamiento que se montara después. Por este motivo, para la ex­ tracción de rodamientos de gran tamaño se suele utilizar un método de inyec­ ción de aceite (que generalmente se aplica al aro interior del rodamiento). Esta técnica, descrita en detalle más adelante, se basa en la generación (mediante

presión) de una película de lubricante entre el aro y el eje. De esta forma se con­ sigue sustituir el rozamiento seco por un rozamiento viscoso que es casi nulo. Al anular el rozamiento se puede extraer el rodamiento con gran facilidad (ma­ nualmente o con la ayuda de un extractor).

Figura 5.26. Muescas en el eje p ara la utilización de un extractor

-

Desmontaje en caliente. Este método es aplicable al desmontaje de aros inte­ riores de rodamientos de rodillos cilindricos sin pestañas en el aro interior (figura 5.27a). Estos rodamientos son desmontables permitiendo, tras desmontar el alojamiento exterior del rodamiento, desmontar la parte externa del mismo (extrayendo el aro exterior junto con la jaula y todos los elementos rodantes) (figura 5.27b). De esta forma solamente queda el aro interior que posee la inter­ ferencia con el eje (figura 5.27c). Para su desmontaje existen aros especiales ranurados que se calientan a una temperatura de hasta 280°C y se colocan recu­ briendo el aro ajustado del rodamiento. A continuación se cierra con presión el aro calentado sobre el aro ajustado y tras la transferencia de calor por conduc­ ción este último se dilata. Ejerciendo una suave fuerza axial se extraen ambos aros simultáneamente (figura 5.27d). Cuando la tarea de desmontaje en caliente se ha de realizar con gran frecuencia, también se puede utilizar una herramienta anular de calentamiento por induc­

ción, que se ajusta sobre el aro interior del rodamiento y lo calienta provocando su dilatación.

(c)

(d)

Figura 5.27. Desmontaje del aro interior de un rodamiento de rodillos mediante la utilización de un aro de calentamiento

5.3.4.4. MONTAJE DE RODAMIENTOS CON AGUJERO CÓNICO Los rodamientos con agujero cónico tienen multitud de aplicaciones debido a sus importantes ventajas. Entre éstas se encuentra el hecho de que sin cambiar la geometría del eje ni del agujero, se puede conseguir cualquier ajuste (variación continua) dentro de un rango determinado. Esto permite restar holgura interna al rodamiento hasta el nivel deseado. Además, no requieren de un hombro en el que apoyar el rodamiento y las operaciones de montaje y desmontaje se pueden realizar sin aplicación de calor. Por estos y otros motivos, los rodamientos con agujero

cónico son muy utilizados, especialmente en maquinaria de tamaños medio y ele­ vado. Al montar rodamientos con agujero cónico es importante colocar bien los conos (de forma que coincidan en el lado en el que se encuentra el vértice del cono). En ocasiones, la conicidad es pequeña y no resulta sencillo determinar cuál es el lado de menor diámetro del agujero. Para evitar este problema, los rodamientos son habitualmente etiquetados solamente por un lado, coincidiendo con el lado de me­ nor diámetro. Durante el montaje no sólo las superficies cónicas del eje y del agujero deben estar limpias sino que, además, es importante aplicar aceite lubricante a las superfi­ cies de forma que queden cubiertas por una fina película. Al igual que en rodamientos con agujero cilindrico, los rodamientos con agujero cónico se pueden montar en frío o en caliente, aunque el montaje en frío es el em­ pleado en la mayoría de las aplicaciones. -

Montaje en frío. La técnica de montaje en frío consiste en empujar axialmente el rodamiento de forma que, debido a su conicidad, éste es obligado a deformar­ se. En el montaje, la distancia axial que el rodamiento recorre recibe el nombre de calado axial. En la figura 5.28 se observa la situación del rodamiento antes y después del ca­ lado de un rodamiento de rodillos a rótula. Debido a que tanto los elementos ro­ dantes como el aro exterior caen por gravedad, cuando el rodamiento se coloca sobre el eje, el juego interno aparece sobre el elemento rodante situado en la parte inferior (figura 5.28a). Tras empujar axialmente el rodamiento (figura 5.28b), se observa cómo el juego interno se va reduciendo porque el aro interior es obligado a expandirse (apareciendo, además, el ajuste a presión con el eje). El aro exterior, por el contrario, no sufre deformación alguna mientras exista al­ gún juego interno en el rodamiento. Como la existencia de un pequeño juego in­ terno durante el funcionamiento es recomendable en rodamientos de rodillos a rótula, el ajuste cónico proporcionará deformación únicamente en el aro interior del rodamiento. La eliminación del juego interno es uno de los objetivos de los rodamientos con agujero cónico. Los rodamientos de rodillos a rótula se fabrican con dos conici­ dades (1:12 y 1:30) y tres magnitudes de juego interno (Normal, C3 y C4). Para un correcto funcionamiento, estos rodamientos deben instalarse de forma que quede un pequeño juego interno durante el funcionamiento. Este juego es reco­ mendado por el fabricante y se resume en la tabla 5.2. En ella se especifica el juego que debe quedar después del montaje (jueg° en funcionamiento) para di­ ferentes rangos de tamaños de rodamientos. Dado que la reducción del juego in­ terno que se obtiene durante el montaje es función de la conicidad y del calado axial, la tabla aporta el rango de calado axial (los valores son orientativos) que

será necesario en cada rango de tamaños para reducir el juego interno hasta el valor recomendado. Durante el montaje, este calado axial puede medirse con la ayuda de un reloj comparador.

Figura 5.28. Calado axial de un rodamiento con ajuste cónico

Con el fin de obtener el juego recomendado durante el montaje, el calado axial necesario se debe realizar en varios pasos, de forma que sea posible medir el juego interno entre paso y paso y, así, observar en todo momento la evolución del mismo. El juego interno del rodamiento se verifica haciendo pasar, entre el elemento rodante y la pista de rodadura, galgas de espesor calibrado para roda­ mientos a modo de calibre "‘pasa-no pasa”. Estas galgas son láminas de acero de espesor calibrado y se proporcionan en un juego con diferentes espesores. In­ troduciéndolas desde el menor espesor hasta el mayor espesor se logra determi­ nar la cota superior del juego interno del rodamiento (indicada por la primera galga que no pasa). Pero, para introducir las galgas, hay que tener en cuenta dónde se sitúa el juego del rodamiento. Cuando el rodamiento está sujeto por el eje, el juego se sitúa sobre el elemento rodante que queda en la parte inferior (figura 5.28a). En ocasiones, este lugar resulta inaccesible ya que queda oculto tras la tuerca que empuja el rodamiento. Para lograr que el juego interno se co­ loque sobre el elemento rodante situado en la parte superior (lugar mucho más accesible) hay que levantar (empujando el aro exterior desde abajo) el roda­ miento, lo que puede realizarse con una mano en rodamientos hasta un peso moderado.

Diámetro del agujero (mm) >

Juego interno (mm) admisible en funcionamiento, en función del juego interno inicial Normal C3 C4

Calado axial necesario* (mm) Conicidad 1:12 Conicidad 1:30

mín 24 30 0.015 0.020 0.035 0,30 30 40 0.015 0,025 0.040 0,35 40 50 0.020 0.030 0.050 0,40 50 65 0,025 0.035 0,055 0,45 65 80 0.025 0.040 0.070 0,60 80 100 0.035 0.050 0.080 0,70 100 120 0,050 0,065 0.100 0,75 120 140 0.055 0.080 0,110 1,10 140 160 0.055 0.090 0,130 1.20 160 180 0.060 0.100 0,150 1.30 180 200 0.070 0.100 0.160 1,40 200 225 0.080 0.120 0.180 1,60 225 250 0.090 0.130 0.200 1,70 250 280 0.100 0.140 0.220 1.90 280 315 0.110 0.150 0.240 2,00 315 355 0.120 0,170 0,260 2,40 355 400 0.130 0.190 0.290 2.60 400 450 0.130 0.200 0.310 3.10 450 500 0.160 0.230 0.350 3.30 500 560 0.170 0.250 0,360 3,70 560 630 0.200 0.290 0.410 4.00 630 710 0.210 0.310 0.450 4.60 710 800 0.230 0.350 0.510 5.30 800 900 0,270 0.390 0.570 5.70 900 1000 0.300 0.430 0,640 6.30 1000 1120 0.320 0.480 0.700 6.80 1120 1250 0.340 0.540 0.770 7.40 * Valores orientativos válidos únicamente para ejes macizos de acero.

máx 0,35 0.40 0,45 0.60 0.75 0.90 1.10 1.40 1.60 1.70 2.00 2.20 2.40 2.70 3.00 3.30 3.60 4.00 4.40 5.00 5.40 6.20 7.00 7.80 8.50 9.00 9.80

mín 1.70 1.90 2.70 3.00 3.20 3,50 4.00 4.20 4.70 5.00 6.00 6.50 7.70 8.20 9.20 10.00 11.50 13.30 14.30 15.80 17.00 18.50

máx 2.20 2.70 3.50 4.00 4.20 5,00 5.50 6.00 6.70 7.50 8.20 9.00 10.00 11.00 12.50 13.50 15.50 17.50 19.50 21.00 23.00 25.00

Tabla 5.2. Juego interno admisible en funcionam iento para rodamientos de rodillos a rótula

En rodamientos de bolas a rótula, la comprobación de eliminación del juego in­ terno debe realizarse girando el rodamiento y ladeándolo. Cuando el rodamiento gira con facilidad pero presenta una ligera resistencia al ser ladeado, el roda­ miento está bien calado y listo para su uso. La herramienta que se debe utilizar para empujar axialmente el rodamiento y proporcionar el calado axial necesario depende del tamaño del rodamiento. Cuanto mayor sea su tamaño, el aro interior será más rígido y. consecuentemen­ te, será necesaria una mayor fuerza de empuje axial para calar el rodamiento hasta el nivel recomendado. En rodamientos pequeños, el calado se puede realizar utilizando un casquillo apoyado sobre el aro interior y golpeando con un martillo (de forma similar al

montaje de rodamientos pequeños con agujero cilindrico, figura 5.19). Como se ha mencionado anteriormente, tanto el calado axial como el juego interno deben ser medidos varias veces durante el montaje. Debido a la falta de control en los impactos, este método de montaje no es recomendable en aplicaciones de preci­ sión.

Figura 5.29. Llaves de gancho y de impacto p ara el calado de rodamientos con agujero cónico

Si el asiento tiene rosca, los rodamientos pequeños también pueden ser calados utilizando una tuerca de fijación y una llave de gancho (figura 5.29). Altemati-

vamente, los rodamientos de hasta tamaño medio, se pueden montar utilizando una tuerca de fijación, una llave de impacto y un martillo (figura 5.29). Como en el resto de casos, el eje y el agujero deben estar bien lubricados y los golpes deben ser firmes pero de intensidad moderada. Junta tórica

Sin embargo, la forma más adecuada de montar rodamientos con un diámetro de agujero mayor que 50 mm es utilizando una tuerca hidráulica o un método de inyección de aceite. La tuerca hidráulica (figura 5.30) consiste en una tuerca con un émbolo que se desplaza axialmente y es empujado por el lubricante introdu­ cido a presión a través de una válvula. Dado que la superficie del émbolo ex­ puesta a la presión es grande, el émbolo proporciona fuerzas elevadas que per­ miten calar el rodamiento cómodamente utilizando una bomba manual. Por otro lado, el método de inyección de aceite consiste en introducir aceite lu­ bricante a presión en la zona de interferencia a través de una pequeña ranura circunferencial practicada en la superficie cónica del eje (figura 5.31). El aceite a presión forma una película entre el aro interior del rodamiento y el eje que disminuye el rozamiento y permite empujar axialmente el rodamiento con faci­ lidad utilizando una llave de gancho o, en caso de ser necesario, una llave de impacto. Al contrario que en otros métodos de montaje en frío, la formación de una película de aceite impide que el eje sea dañado (rallado y desgastado) por el rozamiento inherente del proceso. Así, este método está especialmente indicado para los casos en los que el montaje y desmontaje del rodamiento se realiza con

cierta frecuencia o cuando el rodamiento es de tamaño considerable (ya que en­ tonces las fuerzas de fricción son elevadas). Finalmente, los casos más severos pueden ser montados cómodamente y sin provocar daños en los elementos mediante la utilización combinada del método de inyección de aceite y una tuerca hidráulica.

Montaje en caliente. Los rodamientos con agujero cónico se pueden montar en caliente utilizando cualquiera de las técnicas explicadas para rodamientos de agujero cilindrico. Sin embargo, dado que en este caso el agujero es cónico, la intensidad de la interferencia final dependerá del calado axial del rodamiento. Como la dilatación debida al calentamiento proporciona una holgura considera­ ble, si no se tiene especial cuidado en proporcionar el calado adecuado, se pue­ de llegar a una situación de presión de ajuste excesiva que reduzca notablemen­ te la vida útil del rodamiento. Por este motivo, cuando se emplea una técnica de montaje en caliente conviene utilizar un resalte (elemento anular) que se coloca antes que el rodamiento, apoyando sobre un hombro del eje (figura 5.32). La longitud (axial) del resalte debe ser la adecuada para que cuando el rodamiento

se monte haciendo tope en el mismo, la interferencia final (tras el enfriamiento) sea la deseada.

5.3.4.5. DESMONTAJE DE RODAMIENTOS CON AGUJERO CÓNICO Cuando un rodamiento con agujero cónico va a ser montado directamente sobre el eje, las dos únicas alternativas para su desmontaje son la utilización de medios mecánicos y el método de inyección de aceite. -

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Desmontaje por medios mecánicos. Consiste en la utilización de extractores de forma similar al desmontaje en frío descrito anteriormente para rodamientos con agujero cilindrico. Se debe cuidar especialmente el centrado del extractor, con el fin de no dañar el asiento cónico. Además, siempre que sea posible, las pestañas del extractor deben apoyarse sobre el aro interior (de interferencia). Si esto no fuese posible, debe realizarse la extracción suavemente y girando lenta­ mente el rodamiento con el fin de repartir la fuerza de extracción. Los extractores convencionales permiten desmontar rodamientos de pequeño tamaño. Para rodamientos de tamaño medio, se pueden utilizar extractores hidráulicos en los que, gracias a la presión de una bomba hidráulica manual, se consiguen fuerzas de extracción muy superiores. En el caso de grandes roda­ mientos, los medios mecánicos no suelen ser suficientes para extraer el roda­ miento sin dañar el eje, por lo que se recomienda el método de inyección de aceite. Desmontaje por inyección de aceite. El método de inyección de aceite resulta particularmente útil para el desmontaje de rodamientos con agujero cónico, es­ pecialmente cuando su tamaño es considerable. Para ello, el eje debe estar pre­ parado con un conducto por el que se inyecta el lubricante y una ranura circun­ ferencial en la zona de interferencia (figura 5.33). Al inyectar el aceite por dicho conducto, la presión expande el aro interior del rodamiento formando una pelí-

cula entre éste y la superficie del eje. Así, la fricción seca entre las dos partes es sustituida por la fricción viscosa del lubricante, que es mucho menor. Debido a su rigidez, el aro interior del rodamiento tiene gran tendencia a recuperar su forma inicial y, al disminuir el coeficiente de rozamiento, lo consigue movién­ dose axialmente hacia afuera.

Figura 5.33. Desmontaje de un rodamiento con agujero cónico mediante inyección de aceite

Debe notarse que en rodamientos de tamaño medio o grande, la rigidez del aro interior frente a la expansión del mismo es enorme. Por esto, cuando se forma la película de lubricante, el rodamiento tiene tal tendencia a cerrarse recuperando su forma que sale disparado axialmente hacia afuera, pudiendo provocar daños en la rosca del extremo del eje o incluso en las personas. Por este motivo, antes de la inyección del aceite, se debe colocar una tuerca (sin arandela ya que la arandela puede dañar los filetes de la rosca a la salida del rodamiento) que haga de tope a una distancia del rodamiento no superior a 1 mm (figura 5.33). Cuan­ do se inyecte el lubricante, el rodamiento saldrá con gran velocidad impactando en la tuerca. Si, tras desenroscar la tuerca, el rodamiento no se puede extraer manualmente, se debe repetir el proceso colocando de nuevo la tuerca a menos de 1 mm del rodamiento y volviendo a inyectar aceite. Generalmente, en uno o dos pasos, el rodamiento queda completamente libre y se puede desmontar ma­ nualmente.

El método de inyección de aceite es preferible a cualquier otro. Sus ventajas son numerosas pero la más importante es que, debido a que se elimina completa­ mente la fricción, el eje nunca resulta dañado por el rozamiento (desgaste). Así, el número de operaciones de montaje y desmontaje que puede soportar antes de presentar síntomas de daño es virtualmente ilimitado.

5.3.4.6. MONTAJE Y DESMONTAJE DE RODAMIENTOS CON AGUJERO CÓNICO UTILIZANDO MANGUITOS Una alternativa para el montaje y la ubicación de rodamientos con agujero cóni­ co consiste en la utilización de manguitos. Los manguitos son casquillos cónicos con agujero cilindrico, ranura y extremo roscado que se ubican sobre ejes cilindri­ cos y sobre los que se sitúan los rodamientos con agujero cónico (figura 5.34)

Ranura

Figura 5.34. Montaje de un rodamiento con agujero cónico sobre un manguito

Las ventajas de la utilización de manguitos son numerosas. A continuación se describen las más importantes:

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El empleo de manguitos evita tener que mecanizar con precisión la superfi­ cie cónica en el eje. Así, el eje puede ser cilindrico y mecanizado con la misma precisión en toda su longitud. En algunos casos, la utilización de manguitos permite ubicar el rodamiento en cualquier posición a lo largo del eje. Los manguitos simplifican notablemente el montaje y desmontaje, lo cual es práctico cuando la frecuencia de cambio de rodamiento es elevada.

Cuando se utilizan manguitos, el aro interior del rodamiento se monta siempre con interferencia. Como en el caso de ejes cónicos, el control de la interferencia se realiza controlando el calado axial del rodamiento sobre el manguito. Dicho man­ guito posee una ranura longitudinal (figura 5.34) que facilita el cierre del cono sobre el eje cuando el rodamiento es calado axialmente. De esta forma se asegura un perfecto ajuste entre las superficies en contacto. Debido a que existen dos formas posibles de colocar el cono en relación al ex­ tremo del eje. existen dos tipos de manguitos para el montaje de rodamientos con agujero cónico (figura 5.35): manguito de montaje y manguito de desmontaje.

(a) Manguito de montaje

(b) Manguito de desmontaje

Figura 5.35. Tipos de manguitos para rodamientos con agujero cónico

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Manguito de montaje. El montaje de rodamientos con agujero cónico sobre manguito de montaje se realiza empleando los mismos métodos que cuando es montado sobre un eje con asiento cónico. Así. en rodamientos pequeños, se pueden utilizar llaves de impacto o de gancho, mientras que para rodamientos de mayor tamaño se puede utilizar una tuerca hidráulica. Cuando se emplea un manguito de montaje, es habitual utilizar una brida sobre el que apoya el rodamiento (figura 5.36a). Esta brida solamente sirve de tope que ubica axialmente el rodamiento, sino que también asegura la existencia del hueco necesario (distancia de desmontaje) para el posterior desmontaje del ro­ damiento.

En la figura 5.36 se muestra la forma de montar y desmontar un rodamiento so­ bre un manguito de montaje utilizando una tuerca hidráulica. En la figura 5.36a se observa cómo al inyectar a presión el aceite en la tuerca hidráulica, el émbolo de ésta empuja el rodamiento. Pero como el rodamiento no tiene posibilidad de moverse hacia la izquierda (ya que está apoyado en la brida), es la base de la tuerca la que se mueve hacia la derecha, arrastrando el manguito y consiguiendo así el ajuste a presión. El desmontaje se realiza empujando el manguito hacia adentro, de forma que se anule la presión del ajuste. Para ello se suele emplear el extremo roscado del eje. Pero, para no necesitar otra tuerca hidráulica de diferente diámetro, se pue­ de invertir la tuerca hidráulica utilizada para el montaje y apoyar el émbolo so­ bre una tuerca normal enroscada en el eje (figura 5.36b). Al inyectar aceite a presión el émbolo tiende a moverse hacia la derecha, pero como la tuerca fija en el eje se lo impide, será la base de la tuerca hidráulica la que se mueva a la iz­ quierda, arrastrando el manguito y desmontando el rodamiento. La forma de controlar el ajuste cuando se utiliza un manguito de montaje con­ siste, como cuando se monta directamente sobre un eje con asiento cónico, en medir tanto el calado axial como la holgura interna del rodamiento. Para ello se puede utilizar un reloj comparador orientado axialmente y apoyado sobre el ex­ tremo externo del manguito (o cualquier tuerca que se mueva solidariamente con él). Émbolo

(a) Montaje

Tuerca hidráulica

(b) Desmontaje

Figura 5.36. Montaje y desmontaje de un rodamiento sobre un manguito de montaje utilizando una tuerca hidráulica

Con un manguito de montaje también es posible emplear la técnica de montaje en caliente. En este caso, se ha de poner especial cuidado en medir la distancia axial que se desplaza el manguito cuando el rodamiento está dilatado y apoyado

sobre la brida. No se debe estirar axialmente del manguito tanto como se puede, ya que la holgura tras la dilatación puede ser elevada y, tras el enfriamiento, la presión del ajuste puede ser excesiva. Manguito de desmontaje. El manguito de desmontaje constituye una alternati­ va útil para la sujeción de rodamientos con agujero cónico. La posición del manguito con el vértice del cono hacia adentro hace más cómodo el montaje y desmontaje contra un hombro del eje, no siendo necesario el empleo de bridas o distanciadores en la mayoría de casos (figura 5.37). Cuando se emplea un manguito de desmontaje, las técnicas que se pueden utili­ zar son las mismas que cuando se emplea un manguito de montaje, cambiando el sentido en cada operación. Así, para el montaje, se ha de empujar el casquillo hacia adentro (figura 5.37a) mientras que para el desmontaje se ha de estirar de él hacia fuera (figura 5.37b). Para ello se recomienda utilizar una tuerca hidráu­ lica, especialmente para rodamientos de tamaño moderado y elevado. Existen ciertos manguitos de desmontaje aptos para el método de inyección de aceite. Poseen conductos y ranuras circunferenciales similares a los de los ejes (explicados anteriormente). Estos manguitos están indicados para el montaje de rodamientos de gran tamaño con gran ajuste a presión y su uso combinado con la utilización de tuercas hidráulicas constituye el método ideal para el montaje de dichos rodamientos.

Tuerca hidráulica

(a) Montaje

Émbolo

(b) Desmontaje

Figura 5.37. Montaje y desmontaje de un rodamiento sobre un manguito de desmontaje utilizando una tuerca hidráulica

5.3.5. F A L L O E N R O D A M IE N T O S El fallo de un rodamiento siempre supone un daño físico en el material del mismo. Este daño, que puede ser provocado por numerosas causas analizadas a continuación, tiene siempre un comienzo y se intensifica con el tiempo de funcio­ namiento (aunque excepcionalmente puede incluso intensificarse cuando la máqui­ na esté parada). El daño físico de un rodamiento suele estar asociado a la pérdida de material, a la rotura del mismo o a un cambio en su estructura química. Las diferentes modali­ dades de daño físico se clasifican en: -

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Desgaste. El desgaste es la consecuencia del rozamiento entre piezas del roda­ miento. Todo rodamiento sufre desgaste en la práctica incluso cuando el roda­ miento funciona en condiciones óptimas. Sin embargo, si las condiciones no son óptimas o si el rodamiento no es adecuado, el desgaste se intensifica dando lu­ gar a abrasión, ralladuras o muescas que deben siempre considerarse un síntoma de falta de calidad en el funcionamiento. En ocasiones, un desgaste severo se debe a que las piezas contactan en condi­ ciones de elevada temperatura, produciéndose micro-soldaduras. Sin embargo, éstas no son suficientes para el gripado total del elemento y la inercia de los elementos rodantes provoca la separación violenta, arrancando partes microscó­ picas del material. Este fenómeno repetido da lugar a cráteres pequeños (pero visibles) que reflejan un deterioro acentuado de la superficie. Estriado. El estriado es un desgaste peculiar, de forma que las superficies des­ gastadas presentan surcos más o menos rectilíneos, que pueden deberse a dife­ rentes causas. La más importante es el paso de corriente eléctrica a través de las partes metálicas del rodamiento, dando origen a microsoldaduras que poste­ riormente producirán el estriado. Aparición de grietas. Las piezas que constituyen los rodamientos están some­ tidas a cargas que varían con frecuencias relativamente elevadas. La variabili­ dad de estas cargas da lugar al fenómeno de fallo por fatiga del material, que generalmente se da en la superficie de las piezas y es debido a las elevadas ten­ siones de contacto entre los elementos rodantes y los aros, necesarias para transmitir la carga que soporta el rodamiento. La fatiga superficial se inicia con la aparición de micro-grietas en las pistas de rodadura o en los elementos rodantes. Estas micro-grietas provocan una concen­ tración de tensiones elevada que acentúa la plastificación localizada del mate­ rial, lo cual ayuda al crecimiento de las primeras hasta convertirlas en grietas observables a simple vista. Desconchado. Suele estar provocado por dos causas fundamentales. La primera es la existencia de golpes durante la instalación o el funcionamiento y obedece a una manipulación incorrecta del rodamiento. La segunda, mucho más común, es

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la consecuencia del fallo por fatiga. Las grietas provocadas por el fenómeno de la fatiga superficial continúan creciendo hasta unirse unas con otras provocando el desprendimiento de una porción de material, que da lugar al desconchado. En este punto, el rodamiento está ya muy deteriorado y ha consumido la mayor par­ te de su vida útil. Esto significa que está dando muestras de su deterioro (grie­ tas) desde muchas horas atrás. Agrietamiento o rotura. Generalmente es la consecuencia de un trato incorrec­ to (golpes) proporcionado al rodamiento. Esto significa que si un rodamiento es tratado correctamente en todo momento (especialmente durante su montaje), terminará fallando antes por otro motivo que por el agrietamiento hasta la rotura de uno de sus componentes. Oxidación o corrosión. Se produce cuando líquidos nocivos para el acero, co­ mo agua o ácidos, llegan a contactar con el mismo. Este fallo suele, por tanto, estar asociado con defectos en la lubricación y en las obturaciones del roda­ miento. Cambios de color. Están siempre asociados a sobrecalentamientos localizados en el metal, llegando a temperaturas cercanas al punto de fusión. Conllevan un cambio metalúrgico importante que reduce notablemente las capacidades mecá­ nicas del material. Generalmente se debe a un trato indebido (calentamiento con un soplete) o a una sobrecarga térmica durante el funcionamiento.

5.3.5.1. SÍNTOMAS DE FALLO Los rodamientos son un tipo de elemento mecánico que muestra síntomas evi­ dentes cuando su funcionamiento es inadecuado. Para el diagnóstico de problemas de funcionamiento en rodamientos es fundamental detectar los primeros síntomas, ya que las causas principales del mal funcionamiento generan con rapidez otras causas secundarias que, a su vez, manifestarán síntomas secundarios que pueden enmascarar las causas principales. Los síntomas principales que reflejan un mal funcionamiento de los rodamien­ tos son los siguientes: -

Rodamiento sobrecalentado. Los rodamientos en perfecto estado de funcio­ namiento sufren en su interior dos tipos de fricciones. Por un lado, la fricción debida a la rodadura de los elementos y, por otro, la fricción viscosa debida al movimiento del lubricante. Cuando la lubricación es adecuada, la primera es prácticamente inexistente, quedando solamente la segunda. En cualquier caso, esta fricción provoca calor que termina por incrementar la temperatura del ro­ damiento. Así. desde la puesta en marcha de la máquina, el rodamiento se va ca­ lentando (régimen térmico transitorio) hasta que el calor generado se iguala con

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la consecuencia del fallo por fatiga. Las grietas provocadas por el fenómeno de la fatiga superficial continúan creciendo hasta unirse unas con otras provocando el desprendimiento de una porción de material, que da lugar al desconchado. En este punto, el rodamiento está ya muy deteriorado y ha consumido la mayor par­ te de su vida útil. Esto significa que está dando muestras de su deterioro (grie­ tas) desde muchas horas atrás. Agrietamiento o rotura. Generalmente es la consecuencia de un trato incorrec­ to (golpes) proporcionado al rodamiento. Esto significa que si un rodamiento es tratado correctamente en todo momento (especialmente durante su montaje), terminará fallando antes por otro motivo que por el agrietamiento hasta la rotura de uno de sus componentes. Oxidación o corrosión. Se produce cuando líquidos nocivos para el acero, co­ mo agua o ácidos, llegan a contactar con el mismo. Este fallo suele, por tanto, estar asociado con defectos en la lubricación y en las obturaciones del roda­ miento. Cambios de color. Están siempre asociados a sobrecalentamientos localizados en el metal, llegando a temperaturas cercanas al punto de fusión. Conllevan un cambio metalúrgico importante que reduce notablemente las capacidades mecá­ nicas del material. Generalmente se debe a un trato indebido (calentamiento con un soplete) o a una sobrecarga térmica durante el funcionamiento.

5.3.5.1. SÍNTOMAS DE FALLO Los rodamientos son un tipo de elemento mecánico que muestra síntomas evi­ dentes cuando su funcionamiento es inadecuado. Para el diagnóstico de problemas de funcionamiento en rodamientos es fundamental detectar los primeros síntomas, ya que las causas principales del mal funcionamiento generan con rapidez otras causas secundarias que, a su vez, manifestarán síntomas secundarios que pueden enmascarar las causas principales. Los síntomas principales que reflejan un mal funcionamiento de los rodamien­ tos son los siguientes: -

Rodamiento sobrecalentado. Los rodamientos en perfecto estado de funcio­ namiento sufren en su interior dos tipos de fricciones. Por un lado, la fricción debida a la rodadura de los elementos y, por otro, la fricción viscosa debida al movimiento del lubricante. Cuando la lubricación es adecuada, la primera es prácticamente inexistente, quedando solamente la segunda. En cualquier caso, esta fricción provoca calor que termina por incrementar la temperatura del ro­ damiento. Así, desde la puesta en marcha de la máquina, el rodamiento se va ca­ lentando (régimen térmico transitorio) hasta que el calor generado se iguala con

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el calor que el rodamiento puede disipar por conducción, convección y radia­ ción. En ese momento, la temperatura se estabiliza y el rodamiento funciona en régimen térmico permanente. La temperatura de un mismo rodamiento en régimen permanente depende de numerosos factores entre los que se encuentran: el tipo y tamaño del rodamien­ to, el tipo de lubricación, la intensidad y el tipo de carga que soporta, la tempe­ ratura y humedad del ambiente, el soporte y la bancada en los que opera, etc. Por este motivo, resulta prácticamente imposible crear un modelo que permita predecir la condición térmica de funcionamiento. Cuando el rodamiento sufre algún tipo de defecto, el fenómeno de generación de calor se intensifica, por lo que el punto de equilibrio en el balance térmico se modifica y la temperatura de funcionamiento cambia (incrementándose siem­ pre). Rodamiento ruidoso. En gran cantidad de ocasiones, el deterioro de un roda­ miento conlleva un cambio en el ruido que genera y que se transmite por vibra­ ción a través del soporte. Un rodamiento en buen estado emite un ruido sordo, continuo y suave, que refleja la suavidad del movimiento interno. Cuando se de­ teriora, el ruido cambia pudiendo transformarse en un ruido intenso, pulsátil, periódico, zumbante, silbante o a golpes. Sustituciones frecuentes. Todas las causas de fallo de rodamientos reducen su vida útil. Por este motivo, uno de los síntomas más objetivos de que hay una causa enmascarada (no descubierta) que provoca el fallo acelerado del roda­ miento es el incremento de la frecuencia de las sustituciones. Durante el diseño de la máquina, los rodamientos se seleccionan para una vida útil determinada. Si. posteriormente las condiciones de funcionamiento son distintas de las idea­ les recomendadas por el fabricante, es normal que la duración del rodamiento sea inferior. Pero, incluso en este caso, un incremento consolidado de la fre­ cuencia de sustitución suele indicar una causa de fallo acelerado. Vibración. Muchas causas de mal funcionamiento de un rodamiento conllevan un incremento de la intensidad de vibración en el mismo. La vibración de un rodamiento está directamente relacionada con el ruido. Así, ambos síntomas van asociados y con frecuencia se producen al mismo tiempo. La medida de vibra­ ciones es uno de los métodos más efectivos de análisis del funcionamiento de un rodamiento. Funcionamiento poco satisfactorio de la máquina. En general, cuando uno o varios rodamientos presentan algún tipo de deterioro, la máquina refleja esta si­ tuación con un pobre rendimiento de funcionamiento. Muchas veces este sínto­ ma no es directamente medible y solamente es captado por la intuición del ope­ rador que tras muchas horas haciendo trabajar la máquina reconoce un período en el que la máquina está rindiendo menos que en otros períodos. Otras veces, este funcionamiento insatisfactorio se muestra de manera objetiva en la cantidad

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de producto que la máquina elabora o en la frecuencia de sustitución de otras piezas. En cualquier caso, este funcionamiento pobre puede ser un síntoma de un funcionamiento defectuoso de los rodamientos. Rodamiento suelto en el eje. Un rodamiento sin daños y correctamente monta­ do debe dar la sensación de estar rígidamente unido al eje que soporta (salvo por el hecho de que el giro del eje está permitido). Cualquier otra sensación dis­ tinta de la de rigidez es un síntoma de un mal montaje o de deterioro interno del rodamiento. El eje se resiste al giro. Como en el síntoma anterior, si el rodamiento se en­ cuentra en perfectas condiciones de uso y está bien montado, el eje debe poder girar fácilmente. Además, el movimiento debe ser suave y sin vibraciones. Du­ rante la inspección, cualquier sensación de que se requiere una fuerza excesiva para girar el eje, o de que el movimiento de rotación no es suave constituye un síntoma claro de que el rodamiento está defectuoso o de que su montaje es defi­ ciente.

5. 3.5.2. CA USAS DE FALLO Las causas que pueden provocar un mal funcionamiento son casi infinitas y ca­ da una de ellas puede manifestarse según múltiples síntomas. Por este motivo re­ sulta fundamental conocer bien la relación entre causas y síntomas como única alternativa para determinar las que provocan el mal funcionamiento. Las causas más comunes de fallo se pueden agrupar en las siguientes categorías: -

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Defectos en la lubricación. Incluye todos los defectos en el funcionamiento derivados de una u otra forma de la existencia de defectos en la lubricación del rodamiento. Defectos en las obturaciones. Incluye todas las causas de mal funcionamiento relacionadas con las obturaciones. Juego insuficiente. Diferentes causas pueden producir la existencia de un juego insuficiente en el interior del rodamiento, que acortará sensiblemente su vida útil. Elementos incorrectos o deformados. Cuando los elementos del rodamiento o los elementos externos al mismo que están directamente relacionados con él (soportes, resaltes, etc.) están deformados, el funcionamiento del rodamiento no es adecuado. Interferencia entre elementos. Hace referencia a todas las situaciones en las que dos elementos con movimiento relativo, no preparados para ello, contactan directamente produciéndose fricción y desgaste.

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Defectos externos al rodamiento. Algunos defectos de la máquina, que son extemos al rodamiento, tales como el desequilibro o la desalineación, provocan el mal funcionamiento de este último.

5.3.5.3. RELACIÓN ENTRE SÍNTOMAS Y CA USAS Cada causa de fallo de los rodamientos que soportan un eje tiene una relación directa sobre los síntomas. Conocer esta relación resulta fundamental para detectar la necesidad de cambio de un rodamiento o para corregir deficiencias en el funcio­ namiento de la máquina. En la tabla 5.3 se muestra un cuadro sinóptico que rela­ ciona causas con los síntomas fundamentales descritos anteriormente, cuya corres­ pondencia con los números de la tabla se describe a continuación. 1) Rodamiento sobrecalentado. 2) Rodamiento ruidoso. 3) Sustituciones frecuentes. 4) Vibración. 5) Funcionamiento poco satisfactorio de la máquina. 6) Rodamiento suelto en el eje. 7) El eje se resiste al giro. El hecho de que en la tabla 5.3 se observe una densidad notable de marcas (♦ ) indica que la mayoría de las causas conlleva la aparición no de un único síntoma, sino de varios. Esta elevada interrelación puede dificultar la identificación de la causa exacta, por lo que esta tarea suele requerir experiencia.

5.3.6. O P E R A C IO N E S D E M A N T E N IM IE N T O D E R O D A M IE N T O S Como la mayor parte del resto de componentes de máquinas, los rodamientos son elementos mecánicos que necesitan de un mantenimiento periódico para un funcionamiento óptimo y para que su fallo no impacte sensiblemente sobre el pro­ grama de producción industrial. La supervisión de los rodamientos posee una im­ portancia significativa en el campo del mantenimiento preventivo. La identifica­ ción prematura de un síntoma de daño en un rodamiento permitirá identificar la causa real del fallo y eliminarla. Pero, incluso si no fuese posible eliminarla, permi­ tiría evitar una situación de fallo total, cambiando el rodamiento en la siguiente

sesión programada de mantenimiento de la máquina, evitando así las paradas ines­ peradas durante el ciclo de producción que tanto encarecen los costes.

CAUSAS La grasa o el aceite no es el adecuado para las condiciones de funcionamiento. El lubricante es escaso: el nivel de aceite es bajo (pérdidas) o falta grasa. El lubricante es excesivo, lo que incrementa la fricción viscosa que genera calor. En lubricación forzada, los conductos del lubricante están blo­ queados y no se produce la circulación necesaria. Las obturaciones rozantes se han desgastado y no sellan bien la junta. Así, permiten la salida del lubricante y la entrada de sucie­ dad al rodamiento. Las obturaciones rozantes se han desgastado y están permitiendo la entrada de agua, ácidos y otros agentes corrosivos. Las obturaciones están muy apretadas o deformadas debido a la presión de elementos externos. Las obturaciones están rozando con otros elementos con los que no se mueven solidariamente (por ejemplo: rozamiento entre los dos lados del laberinto). El eje roza con las obturaciones. Puede darse cuando el rodam ien­ to apoya directamente sobre un hombro del eje. El rodamiento tiene, una vez montado, un juego interno insufi­ ciente. Esto puede deberse a numerosas causas: - Si la superficie de interferencia es cilindrica, esto se debe a un defecto de diseño (poco corriente), mientras que si es cónica, esto se debe a un montaje incorrecto del rodam iento (calado axial excesivo). - Si el eje constituye una fuente externa de calor para el rodamiento, la dilatación excesiva del aro interior reduce el juego interno pudiendo llegar a anularlo completamente. La dilatación im prevista del eje carga excesivamente los roda­ mientos. En los casos de dilatación importante se debe asegurar que uno de los rodamientos constituye un soporte axialmente móvil. El orificio del alojamiento es de tamaño insuficiente. Tabla 5.3. Cuadro sinóptico de relaciones causas-síntomas en fa llo de rodamientos

SINTOMAS 3 4 5 6

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CAUSAS

1 El orificio del alojamiento no es redondo y comprime el roda­ miento. Puede deberse a una elección incorrecta del soporte (du­ rante el diseño de la máquina), defectos de fabricación, rebabas, deformaciones debidas al funcionamiento de la máquina, depósito de suciedad, etc. El orificio del alojamiento se ha agrandado. Generalmente debido a la falta de dureza del material, el orificio ya no se ajusta bien al aro exterior del rodamiento y éste gira dentro del alojamiento. El diámetro del eje es demasiado pequeño (ajuste con poca pre­ sión) o el manguito no está suficientemente apretado. Parte plana en un elemento rodante debido a deslizamientos (probablemente causados por arranques demasiado rápidos). La deformación en el asiento del eje o del agujero del alojamiento provoca una distribución no uniforme de la c a rg a . El eje y el aro interior están deformados o el alojamiento y el aro exterior están deformados. El elemento rodante está mellado (m arcado) debido a algún golpe (probablemente producido durante el montaje). El rodamiento posee un juego nominal interno excesivo, lo que da lugar a vibraciones. Algún elemento fijo roza con algún elemento móvil. Un ejemplo común es el rozamiento que en ocasiones se produce entre las pestañas de la arandela de retención y la jaula del rodamiento. Los componentes móviles de la máquina interfieren con el sopor­ te del rodamiento. Sobre el rodamiento incide una corriente de aire que produce pérdidas de lubricante, probablemente debido a un ventilador destinado a refrigerar otros componentes de la máquina. La carga externa está desequilibrada. Los soportes están desalineados de forma paralela o angular (la alineación es tanto más importante en ejes soportados por más de dos rodamientos). Algunos elementos de la máquina están desequilibrados y produ­ cen vibraciones. Los resaltes del eje (hombros), del alojamiento, o de la tuerca de fijación están descuadrados respecto al asiento del rodamiento. El rodamiento se ve sometido a vibraciones mientras la máquina está parada.

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tabla 5.3. Cuadro sinóptico de relaciones causas-síntomas en fa llo de rodamientos (continuación)

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La frecuencia de inspección y la posibilidad de monitorización de los rodamien­ tos de una máquina depende, como en otros casos, de la severidad del entorno de funcionamiento y de la criticidad de la máquina en el proceso productivo. En la actualidad existen herramientas complejas de monitorización que permiten antici­ parse enormemente al fallo de un rodamiento, sin embargo, en la mayoría de los casos estas herramientas no son necesarias y pueden ser sustituidas por tareas de inspección más simples. Algunas de las tareas de inspección deben llevarse a cabo cuando la máquina está en marcha, mientras que otras requieren que la máquina esté parada y, conse­ cuentemente, deben realizarse durante las paradas programadas para mantenimien­ to.

5.3.6.1. INSPECCIÓN CON MÁQUINA EN MARCHA Durante el funcionamiento de la máquina se pueden observar y medir algunos de los parámetros de funcionamiento del rodamiento que permiten comparar la situación en ese instante con otras anteriores y, de esta forma, detectar una posible desviación de las condiciones óptimas de funcionamiento. Dentro de las operacio­ nes de inspección y mantenimiento de rodamientos, las hay desde muy simples y sencillas hasta más complejas. Casi todas permiten detectar la gran mayoría de síntomas de fallo con anticipación suficiente como para programar la sustitución del rodamiento en caso de ser necesario. A continuación se exponen las más impor­ tantes:

Figura 5.38. Estetoscopio p ara escuchar los ruidos en rodamientos

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Escuchar. Es una forma común para detectar deficiencias en el funcionamiento de cualquier máquina. En el caso de rodamientos, la operación de escuchar se

potencia mediante el uso de un aparato amplificador o estetoscopio (figura 5.38). Un rodamiento funcionando en condiciones óptimas emite un zumbido suave y continuo. Cuando el rodamiento cruje, rechina o emite otros sonidos irregulares, suele ser señal de deficiencia en el funcionamiento. En la tabla 5.4 se muestran algunos sonidos típicos y sus causas más probables.

Tipo de sonido Chirridos Sonido metálico Sonido de vibración, claro y suave Ruidos intermitentes Ruidos varios

Causa posible Lubricación inadecuada o suciedad en el interior Juego interno insuficiente Indentaciones en las pistas de rodadura Daño en los elementos rodantes Daño y arañazos en los aros (probablemente durante el montaje)

Tabla 5.4. Algunos sonidos y sus causas posibles en rodamientos defectuosos

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Tocar. Una alta temperatura es un claro síntoma de que el rodamiento está fun­ cionando mal. Como regla general se puede considerar que un funcionamiento prolongado a una temperatura superior a 125°C puede ser perjudicial para el ro­ damiento, acortando sensiblemente su vida útil.

Figura 5.39. Termómetro digital

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Las causas más comunes del sobrecalentamiento de un rodamiento son el exce­ so o defecto de lubricación, la existencia de impurezas en el lubricante, las so­ brecargas en el funcionamiento, la existencia de daños previos en el rodamiento, la falta de juego interno (precarga) y el rozamiento con obturaciones y elemen­ tos externos al rodamiento. Es necesario hacer notar que tras operaciones de lu­ bricación y relubricación es normal un aumento de temperatura durante un pe­ ríodo que puede durar hasta unos pocos días. En la actualidad, la comprobación de temperatura se realiza mediante termóme­ tros digitales (figura 5.39) que permiten palpar la carcasa o las partes vistas del rodamiento y comprobar la temperatura de funcionamiento. Observar. Es otra técnica útil en la inspección de rodamientos. Una fuga de lubricante es señal de que los sellos y obturaciones del rodamiento son defec­ tuosos o que la grasa se ha descompuesto, licuándose y soltando el aceite que contiene que se filtra a través de las obturaciones. Estas situaciones pueden pro­ vocar un fallo acelerado al disminuir el nivel de lubricante. Además, los defec­ tos en las obturaciones pueden permitir la entrada de contaminantes que produ­ cirán abrasión y desgaste acelerados. Estas señales también pueden observarse durante la inspección. Lubricar. La relubricación es una tarea periódica que puede ser realizada mien­ tras la máquina está en marcha, especialmente cuando el rodamiento está lubri­ cado con grasa. En este caso, conviene siempre limpiar el engrasador y la zona que lo rodea para evitar la entrada de partículas de suciedad al interior. Cuando la lubricación es con aceite se debe verificar el nivel del mismo, asegurar que el orificio de aireación del nivel de aceite no está obstruido y comprobar visual­ mente (a través de los ojos de buey) el estado del lubricante. Medir vibraciones. Aparte de las técnicas básicas de inspección descritas ante­ riormente existen otras mucho más precisas que permiten detectar un mal fun­ cionamiento del rodamiento con una mayor anticipación. Estas técnicas están basadas en la medición de las vibraciones y se pueden realizar de forma conti­ nua (en casos muy críticos) o de forma periódica, con equipos portátiles que posteriormente transfieren la información a un ordenador de control que realiza un seguimiento de los parámetros de funcionamiento y avisa ante cualquier alte­ ración de los mismos o anomalía. Las técnicas aplicables en este campo se des­ criben en el capítulo 8.

5.3.6.2. INSPECCIÓN Y MANTENIMIENTO CON MÁQUINA PARADA Las paradas de las máquinas programadas para mantenimiento son el momento adecuado para la inspección a fondo de los rodamientos. Esta inspección permitirá determinar causas de posibles fallos futuros, alargando la vida útil del rodamiento.

y también deterioros que pueden provocar un fallo inminente, evitando una parada inesperada de la máquina. -

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Limpieza del entorno. Lo primero que se debe hacer, antes de comenzar a desmontar la cubierta o cubiertas que permitirán el acceso a los rodamientos, es realizar una limpieza de las superficies externas. El objetivo es impedir que, cuando los rodamientos queden a la vista, pueda entrar polvo y partículas que contaminarán el lubricante y reducirán su vida útil. Inspección de las obturaciones. Hay que poner especial cuidado al desmontar las obturaciones, ya que éstas se dañan con facilidad y su buen estado resulta esencial para evitar la entrada de suciedad y contaminación al rodamiento. Por esto, durante el desmontaje de las obturaciones, se deben realizar fuerzas mode­ radas para evitar su deformación. Una vez desmontadas, es conveniente inspec­ cionar detenidamente el estado de las mismas y sus asientos. Generalmente, en cada inspección con máquina parada, las obturaciones de goma suelen sustituir­ se por otras nuevas. Inspección del lubricante. A continuación se debe extraer un poco del lubri­ cante para su examen. Una inspección sencilla consiste en frotar el lubricante entre los dedos para detectar la existencia de impureza (tacto similar a si el lu­ bricante contuviese arenilla de grano fino). Otro método consiste en depositar una fina capa de lubricante en el dorso de la mano y examinarla cuidadosamente a la luz (incluso haciendo uso de una lupa). Un método más elaborado y preciso consiste en un aparato para verificación del aceite (figura 5.40) que mide la constante dieléctrica del lubricante haciendo pa­ sar corriente eléctrica a través de una muestra del mismo. Comparando el valor de esta constante del lubricante extraído del rodamiento con el valor correspon­ diente al lubricante nuevo (antes de ser usado), este aparato detecta el cambio de constante dieléctrica, el cual está directamente relacionado con el nivel de con­ taminación y degradación del lubricante.

Figura 5.40. Verificador de aceites lubricantes p o r resistividad eléctrica

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Sustitución del lubricante. Si la periodicidad impuesta o la inspección anterior determina que el lubricante debe ser cambiado, se debe extraer todo el aceite. Después es recomendable introducir aceite nuevo con la misión de limpiar el rodamiento y toda la cavidad que ocupa. Si es posible, es recomendable dejar funcionar la máquina durante unos minutos a baja velocidad, con el fin de que el aceite pueda desprender toda la suciedad que quede en el alojamiento. Tras esto, se vacía completamente el aceite y se hace pasar por un filtro para eliminar todas las partículas de suciedad para luego volver a introducirlo como aceite de­ finitivo. Si el aceite de limpieza resultase estar excesivamente contaminado, és­ te deberá desecharse introduciendo aceite limpio y nuevo. Si la lubricación es con grasa (lo que ocurre en aproximadamente el 90% de los rodamientos), la relubricación se realiza rellenando completamente el espacio entre los dos aros y los elementos rodantes. En los rodamientos desmontables esto se puede realizar fácilmente con la mano, mientras que en los no desmon­ tables se debe realizar accediendo por ambas caras del rodamiento.

Aparte de lo anterior, cuando se abre una máquina (o una parte de ella) para rea­ lizar mantenimiento, es importante impedir que las partículas de suciedad que flo­ tan en el ambiente puedan alcanzar el interior de la máquina. Por ello, cuando se va a dejar la máquina abierta durante un tiempo (por ejemplo, por reparación de uno de los elementos), es conveniente cubrir y cerrar la sección abierta con un plástico limpio o un papel encerado, sellando la abertura tanto como sea posible.

5.3.6.3. SELECCIÓN DEL L UBRICANTE Como se ha mencionado anteriormente, aproximadamente el 90% de los roda­ mientos son lubricados con grasas debido a su poder de adherencia (muy superior al de aceites lubricantes). Las grasas de jabón de litio resultan particularmente ade­ cuadas para lubricar los rodamientos y deben considerarse como la principal alter­ nativa. En cuanto a consistencia, generalmente se recomienda utilizar una grasa con un número NLGI de 2 o a veces 3. Si la temperatura de operación es muy baja o si se utilizan sistemas de lubricación automática, entonces es recomendable utili­ zar una grasa más fluida, generalmente NLGI 0 y 1. Por el contrario, si el roda­ miento opera con temperaturas elevadas, es conveniente utilizar grasas de mayor consistencia, preparadas para tales temperaturas (por ejemplo, una NLGI 4). Sin embargo, téngase en cuenta que el límite superior de temperatura para grasas con­ vencionales es aproximadamente 140°C. En cuanto a la lubricación de las cavidades de los soportes de rodamientos, el espacio del soporte se ha de llenar sólo parcialmente (entre el 30% y el 50%) ya que un llenado completo provocaría un importante incremento de la temperatura

durante el funcionamiento. Especialmente en los rodamientos que deben operar a altas velocidades se deben lubricar con cantidades pequeñas de lubricante. Sin em­ bargo, en aplicaciones que no producen vibraciones y si se utiliza una grasa de jabón de litio (también llamadas grasas de llenado total) el lubricante puede llegar a ocupar hasta el 90% del espacio libre del soporte sin riesgo de que aumente la tem­ peratura. La ventaja es que se impide que entren impurezas al rodamiento y ade­ más, es posible alargar los períodos de relubricación. Los rodamientos se lubrican con aceite cuando la velocidad o las condiciones de funcionamiento no permiten usar grasa o cuando es necesario disipar el calor gene­ rado en el rodamiento. También se suelen lubricar con aceite cuando así lo requie­ ren, además, otros componentes tales como cojinetes de fricción, engranajes, obtu­ raciones, etc. En este caso, los requerimientos del lubricante vienen impuestos por los otros componentes, por lo que únicamente es necesario que no exista incompa­ tibilidad con los rodamientos. Así, algunos aditivos de extrema presión (EP) nece­ sarios para aplicaciones con engranajes pueden ser perjudiciales para los rodamien­ tos. Siempre es conveniente consultar sobre esta incompatibilidad con el provee­ dor. Los aceites lubricantes más comunes para rodamientos son los aceites minera­ les, aunque hay otros más específicos para determinadas aplicaciones. Así, los diésteres y las PAO tienen una baja viscosidad y se usan en rodamientos para instru­ mentos en la gama de temperaturas entre -60°C y +120°C. Los aceites de silicona se usan también en rodamientos para instrumentos y en aplicaciones de cargas lige­ ras dentro de un rango de temperatura entre -70°C y +200°C. Los aceites fluorados se utilizan porque tienen una buena estabilidad contra la oxidación y propiedades de extrema presión. Finalmente, los poliglicoles son los que se utilizan habitual­ mente cuando las condiciones de funcionamiento son muy desfavorables (por ejemplo, cuando la temperatura de funcionamiento supera los 90°C). Su estabilidad es excelente y su vida en servicio puede ser hasta 10 veces superior a la de los acei­ tes minerales. En cuanto a aditivos, para la aplicación de rodamientos se suele requerir la in­ clusión de aditivos anti-oxidantes, anti-corrosión, anti-espuma, anti-desgaste y aditivos de extrema presión.

ACOPLAMIENTO Y ALINEACIÓN DE EJES

6.1. INTRODUCCIÓN Durante el diseño de máquinas, son numerosas las situaciones en las que se re­ quiere transmitir potencia desde un eje a otro. Dependiendo de la disposición espa­ cial de ambos, las soluciones posibles son muy variadas. Así, por ejemplo, cuando los ejes geométricos son paralelos se pueden utilizar correas, cadenas y engranajes, entre otros. Cuando los ejes geométricos se cortan, la solución habitual es utilizar engranajes cónicos; mientras que cuando los ejes se cruzan en el espacio se pueden utilizar engranajes cilindricos o cónicos, tomillos sinfín e incluso correas. Por últi­ mo, existen situaciones en las que se ha de transmitir potencia entre ejes alineados enfrentados axialmente. La primera solución que es posible imaginar ante la necesidad de transmitir po­ tencia entre ejes alineados consiste en fabricar los dos ejes como uno solo. Sin embargo, en la práctica esta solución cuenta con grandes desventajas. Por este mo­ tivo, existe una tendencia hacia la fabricación modular de las máquinas, de forma que cada una de las partes pueda ser fabricada independientemente e incluso por industrias diferentes. Así, incluso en las máquinas más simples el motor suele haber sido fabricado por un lado, por otro la transmisión y separadamente la parte de la máquina que realiza el trabajo. Y en máquinas complejas, la separación en módulos puede llegar a contar con un gran número de ellos. En otros casos, la gran longitud de un eje puede requerir su fabricación en varios tramos que luego han de acoplarse. Esta subdivisión permite la especialización en el diseño y la fabricación de cada una de las partes. Con ello se consigue la mejora de los diferentes elementos que componen la máquina. Además, también facilita el intercambio de elementos cuan­ do es necesario, lo que facilita y economiza notablemente la mantenibilidad de la máquina. Sin embargo, también plantea algunos problemas. Cuando se desea transmitir potencia entre dos ejes enfrentados axialmente, se requiere un cierto elemento que acople los dos ejes. Este nuevo elemento (denominado acoplamiento por la función que desempeña) implica un nuevo coste, lo que encarece el diseño. Pero además, la situación añade un requisito de buena alineación de los ejes ya que de lo contrario se generan fuerzas de flexión importantes, con las consecuentes reacciones en los apoyos, que acortarían sensiblemente la vida útil de dichos apoyos.

En la actualidad, los acoplamientos son tan importantes en el diseño de máqui­ nas que existe un sector industrial especializado en su diseño y la fabricación, de forma similar a otros sectores. Esta industria ha sido capaz de desarrollar gran can­ tidad de tipos de acoplamientos, dotándolos de flexibilidad y reduciendo en cierto grado la influencia de la alineación en la vida útil de los elementos. Este capítulo trata sobre la transmisión de potencia entre ejes enfrentados, in­ cluyendo la descripción, instalación y mantenimiento de acoplamientos y los pro­ cedimientos de alineación de ejes.

6.2. ACOPLAMIENTO DE EJES

6.2.1. D E S C R IP C IÓ N D E L O S A C O P L A M IE N T O S La función principal de un acoplamiento es la de transmitir potencia (normal­ mente asociada al movimiento de rotación) entre los ejes que acopla, permitiendo el diseño modular de las máquinas. Pero además, el acoplamiento puede tener asig­ nadas otras funciones también de gran importancia. Las más habituales son permi­ tir desalineaciones y pequeños desplazamientos axiales, servir de fusible mecánico ante sobrecargas, amortiguar vibraciones en la transmisión, etc. No todos los aco­ plamientos han de desempeñar las mismas funciones y, por ello, no todos cuentan con las mismas propiedades. Aunque la función principal es la de transmisión de potencia, en determinadas aplicaciones, alguna de las que generalmente son funciones secundarias puede resultar imprescindible, pasando así a ser la causa de la colocación del acoplamien­ to o condicionando su tipo. Así, por ejemplo, puede ser fundamental utilizar un acoplamiento para aislar eléctricamente una parte de la máquina de otra cuando se trabaja con atmósferas potencialmente explosivas. Un acoplamiento está formado por, al menos, dos componentes (tomillos y cha­ vetas aparte). Pero la mayoría de ellos cuenta con un número mayor de piezas, pudiendo llegar a ser este número elevado en el caso de los acoplamientos más complejos. Cada una de las dos partes del acoplamiento que se fijan a los ejes que se desea acoplar recibe el nombre de cubo, maza o brida (figura 6.1). En los acoplamientos más sencillos, las mazas se montan directamente sobre los ejes, fijada radialmente por presión (ajuste prieto) o mediante una chaveta. Axial­ mente, las mazas pueden ir montadas con juego o con ajuste a presión, permitiendo o no el movimiento axial relativo entre eje y maza. En acoplamientos más complejos o cuando se desea un posicionamiento preciso de la maza sobre el eje (en el sentido de concentricidad), la maza no se monta di­

rectamente sobre el eje, sino que se utilizan elementos intermedios tales como bu­ jes o casquillos que proporcionan autocentrado. Por otro lado, la mayoría de acoplamientos cuenta con uno o varios elementos intermedios que conectan las dos mazas (figura 6.1). Estos elementos intermedios cuya misión principal es la de transmisión del par desde una maza hasta la otra proporcionan al acoplamiento determinadas propiedades importantes para su fun­ cionamiento.

Figura 6.1. Partes básicas de un acoplamiento

En cuanto a propiedades, a continuación se exponen las más importantes. Su importancia relativa depende de la aplicación y del objetivo de la colocación del acoplamiento. -

Flexibilidad angular y ante desplazamiento. Aunque todos los acoplamientos son flexibles en mayor o menor medida (ya que la rigidez infinita no existe en la práctica), se consideran acoplamientos flexibles exclusivamente a aquellos que han sido diseñados expresamente para poseer flexibilidad (y, que por tanto, ésta es sensiblemente mayor que la de los denominados acoplamientos rígidos). La flexibilidad angular representa la permisibilidad del acoplamiento ante la incli­ nación relativa de los ejes, mientras que la flexibilidad ante desplazamiento o paralela representa la permisibilidad del acoplamiento ante la separación parale­ la de los ejes. En la actualidad se pueden encontrar acoplamientos desde muy rígidos hasta muy flexibles, existiendo una relación más o menos directa entre la rigidez del acoplamiento y el par máximo que puede transmitir.

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En la práctica, generalmente es más difícil conseguir que un acoplamiento po­ sea flexibilidad paralela que otros tipos de flexibilidad (angular y a torsión). Consecuentemente, los acoplamientos con flexibilidad paralela también suelen ser flexibles angularmente y a torsión, teniendo capacidades limitadas en cuanto a transmisión de par. Sin embargo, existen importantes excepciones a esta regla, tal como se verá más adelante. Flexibilidad a torsión. Este tipo de flexibilidad representa la capacidad del acoplamiento para torsionarse, es decir para que, cuando dos ejes mecánicos es­ tán acoplados, sea posible que uno gire un cierto ángulo (alrededor de su eje geométrico) sin que el otro se mueva. Los acoplamientos calificados de flexi­ bles a torsión son acoplamientos diseñados explícitamente para permitir cierta rotación de desfase entre los ejes que acoplan. La flexibilidad a torsión está íntimamente relacionada con la amortiguación de vibraciones torsionales. Así, cuando por el tipo de trabajo que realiza, una parte de la máquina está sometida a vibraciones torsionales, dichas vibraciones pue­ den llegar amortiguadas a otra parte de la máquina si, entre ambas partes, se co­ loca un acoplamiento torsionalmente flexible. Pero no siempre es posible utilizar acoplamientos con flexibilidad a torsión ya que este tipo de flexibilidad implica ausencia de sincronismo en el movimiento. Efectivamente, al torsionarse el acoplamiento, permite que la posición angular de los ejes quede desfasada un ángulo incierto (que dependerá del par instantá­ neo transmitido). Aunque en los acoplamientos existe una relación directa entre la rigidez a tor­ sión del acoplamiento y el par máximo que puede transmitir, esta relación cuen­ ta con numerosas excepciones. Esto es debido a que los fabricantes de acopla­ mientos han diseñado tipos especiales (muy habituales ya en aplicaciones indus­ triales) que poseen una considerable flexibilidad a torsión, siendo al mismo tiempo capaces de transmitir pares elevados. Posibilidad de movimiento axial y flexibilidad axial. Los acoplamientos se pueden fijar axialmente sobre los ejes mediante un ajuste prieto o con juego (ajuste holgado). En el primer caso, la maza del acoplamiento no posee movi­ miento relativo con respecto al eje y los pequeños movimientos axiales de acer­ camiento y alejamiento de los ejes sólo son posibles si los elementos interme­ dios del acoplamiento lo permiten. Así, existen acoplamientos que poseen cierta flexibilidad axial, funcionando como amortiguadores de las vibraciones axiales. Cuando existe juego entre la maza y el eje, existe posibilidad de movimiento axial relativo entre ambos aunque el acoplamiento sea completamente rígido. En este caso, se dice que el acoplamiento posee posibilidad de movimiento axial. La flexibilidad axial y la posibilidad de movimiento axial son aspectos habi­ tualmente importantes en maquinaria debido a que las distancias entre finales de

ejes pueden cambiar por dilataciones térmicas. Cuando se prevé que este fenó­ meno pueda ocurrir, es importante seleccionar un acoplamiento con capacidad para asumir este desplazamiento axial. - Amortiguamiento de vibraciones. Como se ha comentado, esta propiedad está íntimamente relacionada con las propiedades de flexibilidad. Quiere esto decir que los acoplamientos flexibles son inherentemente amortiguadores de vibra­ ciones en el sentido en el que existe flexibilidad. De entre los diferentes tipos, la más importante, sin duda, es la flexibilidad a torsión, que proporciona amorti­ guamiento de las vibraciones torsionales, ya que un gran número de máquinas sufre este tipo de vibraciones. Los acoplamientos flexibles pueden amortiguar las vibraciones de forma similar a como lo hace un resorte aplicado en una masa vibrante. El acoplamiento al­ macena energía elástica en los momentos en los que la energía de vibración se incrementa, liberándola cuando la energía de vibración se reduce. Así, actúa como un depósito de energía que suaviza su flujo. Sin embargo, como cualquier sistema elástico, los acoplamientos flexibles poseen frecuencias naturales de vi­ bración de forma que, si son excitados en alguna de esas frecuencias, entran en resonancia y actúan como multiplicadores de la vibración, en lugar de hacerlo como amortiguadores. Por este motivo, se ha de tener especial cuidado en la se­ lección de acoplamientos flexibles en función del tipo de aplicación y de la vi­ bración existente. - Limitación de par. Un acoplamiento es limitador de par cuando existe un par máximo que pueden transmitir, de forma que si se intenta transmitir un par su­ perior a éste, el acoplamiento se rompe quedando desacopladas las partes que unía. Esta función es de extrema importancia en muchas aplicaciones reales, ya que el acoplamiento se comporta como fusible mecánico que protege otras par­ tes (mucho más valiosas) ante sobrecargas y fallos en el funcionamiento de la máquina. En la práctica, la mayoría de los acoplamientos son limitadores de par, debido a que suelen ser el elemento menos resistente de la transmisión y, por tanto, el primero que se rompe ante una sobrecarga. Sin embargo, se dice que un aco­ plamiento es limitador de par cuando ha sido explícitamente diseñado para romperse de una forma determinada (y controlada) al superar el par un cierto límite máximo conocido (habitualmente proporcionado por el fabricante). En la actualidad, el papel del acoplamiento como limitador de par ha perdido importancia gracias a la existencia de nuevos sistemas de acoplamiento destina­ dos a esta función que pueden incluirse en la transmisión de la máquina. La ventaja de estos dispositivos limitadores de par sobre los acoplamientos es que la desconexión de la transmisión ante una sobrecarga de par no implica un pro­ ceso destructivo para el elemento, por lo que éste continua funcionando cuando el par vuelve a estar dentro de los límites admisibles.

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de los ej sobre un la transn En este £ ra que la superfici El acopl primer c que se ci En cuan que no e feras agí montaje

Aislamiento térmico. En algunos casos especiales, se utilizan acoplamientos para aislar térmicamente una parte de la máquina frente a otra. Estos acopla­ mientos, aparte de soportar temperaturas elevadas, cuentan con al menos un elemento intermedio que posee un coeficiente de conductividad térmica muy bajo, proporcionando el aislamiento. Aislamiento eléctrico. De la misma forma que en el caso anterior, en ocasiones los acoplamientos son utilizados para aislar eléctricamente diferentes partes de una misma máquina. En muchas ocasiones el motivo no es que una parte esté electrificada, sino que el acoplamiento impida el paso de corriente a una de las partes ante un fallo (por ejemplo, por cortocircuito) que electrifica la otra parte. Este aislamiento resulta necesario por seguridad en determinadas condiciones de trabajo. Los acoplamientos que constituyen un aislante eléctrico poseen al menos un elemento intermedio que no es conductor de la electricidad.

6.2.2. T IP O S D E A C O P L A M IE N T O S Existe una gran variedad de tipos de acoplamientos, diseñados para diferentes aplicaciones y según distintos tamaños. Esta variedad puede ser clasificada aten­ diendo a diferentes criterios. De entre ellos, a continuación se expone una clasifica­ ción jerarquizada.

6.2.2.1. A COPLAM1ENTOS RÍGIDOS Dentro de esta categoría, se incluyen acoplamientos que unen los ejes de forma directa mediante elementos robustos, aportando una gran rigidez a la unión. Así, este tipo de acoplamientos es recomendable únicamente en máquinas que prácti­ camente no sufren movimientos de desalineación o dilatación durante su funcio­ namiento o también cuando se emplean para acoplar ejes largos y poco rígidos, capaces de flectar absorbiendo las fuerzas y momentos producidos por las posibles desalineaciones. Faltar a esta recomendación provoca, dada la elevada rigidez del acoplamiento, que se generen fuerzas elevadas en los apoyos y ejes. Estas fuerzas inútiles contribuyen a acortar sensiblemente la vida de los elementos que compo­ nen y soportan la transmisión. En la actualidad, existen 4 tipos básicos de acoplamientos rígidos: -

Acoplamiento de bridas. Es la forma más sencilla de acoplar dos ejes. Consis­ te en la utilización de dos bridas (figura 6.2), cada una de ellas ubicada sobre un eje, que se atornillan entre sí formando un único cuerpo. El resultado es un aco­ plamiento muy rígido en todos los sentidos, que requiere una buena alineación

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Acoplan cas simi mismo e 6.3). Est dad de s manguito montaje La transí vetas o i fijado so

de los ejes. Sin embargo, este acoplamiento puede ir colocado axialmente suelto sobre uno o los dos ejes; de esta forma, la posibilidad de movimiento axial evita la transmisión de esfuerzos axiales. En este acoplamiento, los pernos se deben precargar de forma elevada, de mane­ ra que la transmisión del par a través de la unión se realice por fricción entre las superficies, sin llegar a estar los pernos sometidos a cizallamiento. El acoplamiento puede ser fijado al eje mediante chavetas o bujes, siendo el primer caso el más común. Está disponible en diferentes materiales, entre los que se cuentan la fundición de hierro y distintos tipos de acero. En cuanto a mantenibilidad, este acoplamiento no requiere lubricación (dado que no existen partes internas con movimiento relativo), soporta bien las atmós­ feras agresivas y generalmente requiere la separación de las máquinas para su montaje o desmontaje.

Figura 6.2. Acoplam iento rígido de bridas

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Acoplamiento de manguito partido. Este es un acoplamiento de característi­ cas similares al anterior. Sin embargo, se diferencia en que las dos partes del mismo están divididas longitudinalmente en lugar de transversalmente (figura 6.3). Esto permite que el acoplamiento pueda ser instalado y retirado sin necesi­ dad de separar las máquinas que acopla. Por este motivo, los acoplamientos de manguito partido son habitualmente seleccionados cuando la facilidad en el montaje y desmontaje es un aspecto fundamental. La transmisión de par entre los ejes y el acoplamiento se realiza mediante cha­ vetas o ajustes a presión. En cuanto a ubicación axial, el acoplamiento suele ir fijado sobre el eje mediante ajuste a presión.

Los acoplamientos de manguito partido suelen encontrarse fabricados de acero y tamaños variados, empleándose habitualmente en aplicaciones de baja veloci­ dad que requieren transmitir pares pequeños o moderados.

Figura 6.3. Acoplam iento de manguito partido

Acoplamiento de manguito. Dentro de esta categoría se encuentran acopla­ mientos que se basan en una camisa rígida o manguito para acoplar los ejes. El modelo más simple consiste en un manguito que es fijado a los ejes mediante tomillos prisioneros (figura 6.4). Este acoplamiento es de los más simples que se pueden encontrar y, debido a que la fijación es producida por tomillos prisio-

ñeros, cuenta con una muy limitada capacidad de transmisión de par. Existen, no obstante, otros sistemas alternativos de fijación como es la brida partida atornillada. Otro modelo consiste en un manguito, con ranura longitudinal y extremos cóni­ cos, que aprisiona los ejes por el efecto de dos bridas con agujeros cónicos precargadas por tomillos longitudinales (figura 6.5). La ranura longitudinal dismi­ nuye drásticamente la rigidez radial del manguito, de forma que la presión ejer­ cida por las bridas al apretar los pernos cierra el manguito sobre los ejes gene­ rando a su vez una presión sobre éste que permite transmitir el par por fricción.

Figura 6.5. Acoplamiento de m anguito ahusado

También existe el modelo de diseño contrario a este anterior, consistente en una camisa rígida exterior con agujero de extremos cónicos sobre los que se asien­ tan sendos bujes ahusados partidos. Al apretar los bujes axialmente dentro de la camisa, ésta les obliga a cerrarse sobre los ejes, generando una presión que permite transmitir par por fricción. Finalmente, para aplicaciones en las que se requiere transmitir pares elevados, existen acoplamientos de manguito especiales, formados por un manguito del­ gado interior ubicado sobre los ejes y un camisa exterior de mayor espesor y mayor rigidez. Ambos se montan a modo de dos manguitos uno dentro de otro, teniendo la superficie de contacto una pequeña conicidad. El acoplamiento cuenta, además, con conductos de inyección de aceite que sirven para montar y desmontar axialmente la camisa sobre el manguito, de forma similar a como se monta un rodamiento sobre un manguito cónico (véase el apartado 5.3.4). La gran presión que se genera entre ambos elementos ocasiona que el manguito in­ terior presione enormemente los ejes, generando una fuerza de rozamiento ca­ paz de transmitir pares elevados. En cualquiera de los modelos existentes, este acoplamiento posee una rigidez considerable, por lo que requiere una buena alineación de los ejes. Al transmitir el par por fricción, el lubricante es un enemigo de este acoplamiento.

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Aunque este acoplamiento puede considerarse un limitador de par sin destruc­ ción (ya que, a partir de un cierto par, los ejes resbalarán sobre el manguito del acoplamiento), en la práctica no es útil como limitador de par preciso debido a que el par máximo antes del deslizamiento es muy difícil de estimar, dado el gran número de factores de que depende. Acoplamiento con eje intermedio. Este es un acoplamiento que puede consi­ derarse una extensión del acoplamiento de bridas, ya que las bridas no se conec­ tan directamente una a otra, sino mediante un eje intermedio o espaciador (figura 6.6). Es útil, pues, para conectar ejes que están separados una cierta dis­ tancia, aunque el espaciador suele diseñarse con menor rigidez, de forma que el acoplamiento puede absorber pequeñas desalineaciones. Además, el eje inter­ medio permite desmontar el acoplamiento sin mover las máquinas o con un mí­ nimo movimiento.

Brida

Figura 6.6. Acoplam iento con eje intermedio

Suele encontrarse en el mercado fabricado de acero de alta calidad, capaz de re­ sistir las tensiones elevadas que en él generan las desalineaciones, y es emplea­ do para la transmisión de potencias elevadas en equipos tales como turbinas de gas o vapor.

6.2.2.2. ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES PARA POTENCIAS PEQUEÑAS Dentro de esta categoría se incluyen los acoplamientos flexibles destinados a la transmisión de potencias pequeñas y muy pequeñas. Los primeros forman parte de pequeñas máquinas y electrodomésticos mientras que los segundos suelen emplear­

se en dispositivos de control e instrumentación, donde la potencia no es relevante y sí la transmisión del movimiento. Algunos ejemplos de los principales acoplamien­ tos flexibles destinados a potencias pequeñas se muestran a continuación. -

Acoplamiento de fuelle. Este acoplamiento posee un cuerpo central cortado en espiral (figura 6.7) que le confiere una flexibilidad importante ante desalinea­ ciones angulares (figura 6.7 derecha), y no tan elevada ante el resto de movi­ mientos. Su unión a los ejes se realiza generalmente por fricción, mediante sen­ das abrazaderas unidas al cuerpo central. Posee cierta flexibilidad a torsión, por lo que el acoplamiento puede actuar como amortiguador de vibraciones torsionales, aunque se sacrifica el perfecto sincronismo de los ejes. El cuerpo central es flexible a tracción/compresión, por lo que el acoplamiento puede normalmente montarse y desmontarse sin necesidad de separar las má­ quinas.

Figura 6 .7. Acoplam iento de fuelle

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Existe otro acoplamiento parecido a éste, llamado acoplamiento de muelle en el que el cuerpo central es similar a un resorte de compresión, que posee gran flexibilidad (y, por tanto, poca capacidad de transmisión de potencia) y se une a los dos ejes mediante bridas. La gran flexibilidad de este acoplamiento permite transmitir potencias pequeñas entre ejes que forman ángulos considerables (de incluso 90°). Acoplamiento flexible con forma de 8. Este es un acoplamiento para transmi­ tir potencias muy pequeñas que es ampliamente utilizado en instrumentación y también en pequeñas máquinas. Cuenta con dos bridas que, por un lado, suelen unirse a los respectivos ejes mediante tomillos prisioneros, y por el otro van unidas a un cuerpo central flexible tal como se muestra en la figura 6.8. La geometría está especialmente diseñada para que el acoplamiento posea gran flexibilidad ante desalineaciones angulares y ante desplazamientos axiales, aun­ que suele ser menor la flexibilidad paralela y a torsión.

El material y la geometría del cuerpo central confieren a este acoplamiento no sólo una elevada flexibilidad, sino también capacidad para amortiguar vibracio­ nes.

Figura 6.8. Acoplamiento elastomérico con fo rm a de 8

Acoplamiento de engranaje. Es éste un acoplamiento también muy utilizado en transmisión de potencias relativamente pequeñas. Consta de dos mazas que acaban en ruedas dentadas, las cuales se alojan sobre huecos de dentado interior que existen en el cuerpo central o camisa (figura 6.9). Para potencias pequeñas, la camisa suele ser de un material no metálico, como nylon o similar. La peque­ ña holgura existente entre las mazas y la camisa posibilita la existencia de un movimiento relativo de inclinación y axial.

Figura 6.9. Acoplamiento de engranaje para potencias pequeñas

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El resultado es un acoplamiento con flexibilidad ante desalineaciones angulares y desplazamientos axiales, pero mucho menos ante desalineaciones paralelas de los ejes. Dado que el cuerpo central suele ser de un material relativamente duro (para no ser metálico), el acoplamiento cuenta con una baja flexibilidad a tor­ sión (la poca que tiene se debe a la existencia de holguras en el interior del aco­ plamiento). Acoplamiento de disco. Este acoplamiento consta de tres piezas básicas que son las dos mazas que se unirán a los respectivos ejes y un disco intermedio que sirve de elemento de transmisión a la vez que flexibiliza el conjunto (figura 6.10). Cada una de las mazas se une al disco central mediante dos tomillos en disposición diametral opuesta. Así, en la figura 6.10, la maza 1 se une al disco mediante dos tomillos dispuestos verticalmente (que son pasantes para la maza 2), mientras que la maza 2 con dos tomillos dispuestos horizontalmente (que son pasantes para la maza 1). Además, el acoplamiento utiliza arandelas de cier­ to espesor para crear holgura entre el disco central y las mazas. Esta holgura es fundamental para la flexibilidad del acoplamiento. El resultado del montaje descrito anteriormente es un acoplamiento con una flexibilidad angular relativamente alta, una flexibilidad axial moderada y con escasa flexibilidad ante desplazamiento paralelo y a torsión. Cuando se produce una desalineación angular, el disco (menos rígido) absorbe la mayoría de la de­ formación (figura 6.11) generando fuerzas pequeñas en los rodamientos. Al gi­ rar el conjunto, todas las secciones diametrales del disco pasan por los diferen­ tes estados de deformación del mismo, sufriendo tensiones variables con el tiempo. Por este motivo, la vida útil del disco ante fatiga está directamente rela­ cionada con el grado de desalineación de los ejes acoplados. Disco

Figura 6.10. Acoplamiento de disco para potencias pequeñas

Figura 6.11. Deformación del disco ante desalineación angular en un acoplamiento de disco

Dado que el acoplamiento posee una elevada rigidez a torsión, la capacidad de transmisión de par también es moderadamente alta y la capacidad de amorti­ guamiento torsional es baja. La carencia de flexibilidad ante desalineaciones pa­ ralelas suele compensarse colocando dos acoplamientos en serie, con un eje in­ termedio o espaciador, a modo de junta universal.

6.2.2.3. ACOPLAMIENTOS FLEXIBLES INDUSTRIALES Dentro de esta categoría entran todos los acoplamientos flexibles empleados pa­ ra transmitir potencias moderadas o elevadas en aplicaciones generalmente indus­ triales. Las estrategias para conseguir flexibilidad en el acoplamiento sin perder capacidad de transmisión de par pueden ser muy distintas, dando lugar a subcategorías de acoplamientos. Estos subgrupos suelen contar con ciertas propiedades comunes. -

Acoplamientos mecánicamente flexibles. En este primer grupo se incluyen aquellos acoplamientos en los que la flexibilidad se consigue mediante meca­ nismos o pseudo-mecanismos. Así, dicha flexibilidad procede fundamentalmen­ te de la posibilidad de movimiento relativo entre las piezas que integran el aco­ plamiento y, mucho menos, de la posibilidad de deformación (flexibilidad) de las mismas piezas. Debido a la existencia de movimiento relativo, estos acó-

plamientos son los que más están sometidos al desgaste y, por tanto, los que presentan mayores requerimientos de lubricación. Aunque dentro de esta categoría existen muchos acoplamientos distintos, a con­ tinuación se exponen los más comunes. • Acoplamiento de engranaje. Este acoplamiento cuenta con cuatro elemen­ tos fundamentales que son dos mazas y una camisa partida en dos piezas (figura 6.12), todas ellas metálicas. Las mazas que se colocan sobre los ejes tienen una franja dentada exterior que contacta con una franja dentada in­ terior de la camisa, siendo el dentado idéntico en ambas partes. La maza se monta sobre el eje axialmente y suele fijarse mediante una chaveta permi­ tiendo el movimiento axial. Al cerrar el acoplamiento atornillando las dos partes de la camisa, las mazas no quedan axialmente apretadas en su inter­ ior, sino que existe cierto hueco entre ellas que es necesario para permitir las desalineaciones angulares. Además, tanto en la maza como en la camisa el dentado es diferente al de los engranajes convencionales. En este caso, los dientes son más delgados y el hueco entre dientes es de mayor espesor. De esta forma se consigue crear una holgura entre los dientes que permitirá el movimiento angular de la maza respecto a la camisa. El diseño confiere a este acoplamiento gran capacidad de transmisión de par, a la vez que una buena flexibilidad angular y posibilidad de movimien­ to axial. También posee cierta flexibilidad paralela ya que cada maza puede desalinearse angularmente con respecto a la camisa, lo que le proporciona una cierta movilidad similar a la de una junta universal. Sin embargo, cuen­ ta con escasa flexibilidad a torsión (por lo que el sincronismo de la trans­ misión está asegurado), aunque como en otros casos, la holgura y la lubri­ cación proporcionan cierta capacidad de amortiguamiento de vibraciones torsionales. Debido a la existencia de movimiento interior, este acoplamiento requiere una lubricación adecuada. Para ello, cuenta con dos orificios de suministro (figura 6.12) que se cierran tras el llenado y con dos abrazaderas destinadas a sellar la cámara interior. Con el fin de incrementar la flexibilidad del acoplamiento de engranaje, su diseño se ha evolucionado hacia acoplamientos de dientes abombados (figura 6.13), de los que en la actualidad existen diversos tipos. En estos acoplamientos, los dientes se han modificado dando forma curva tanto a los flancos como a la superficie superior del diente en las mazas, mientras que se conserva el dentado recto en la camisa. El efecto que se obtiene es do­ ble: por un lado, una mayor capacidad de desalineación angular entre cada maza y la camisa, por otro, una menor concentración de las tensiones de contacto entre los dientes cuando existe desalineación angular.

Figura 6.12. Acoplam iento de engranaje de dientes rectos

Figura 6.13. Acoplam iento de engranaje de dientes abombados

En efecto, en la figura 6.14 se observa cómo ante una desalineación angu­ lar, cuando el dentado es recto, el contacto entre la maza y la camisa se

produce en la arista del diente. Este contacto es muy problemático y oca­ siona tensiones elevadas (concentración) a la vez que un deterioro acelera­ do de las piezas debido a un rozamiento extremo por rotura de la película de lubricante ocasionado por el filo de la arista. Cuando el diente es abom­ bado, la capacidad de desalineación angular crece, a la vez que el contacto no se produce en la arista extrema del diente, sino en un área del flanco donde se forma una película de lubricante y las tensiones se reparten con menor concentración. Como resultado, este acoplamiento posee una mejor resistencia al desgaste y al fallo por fatiga.

Diente de la camisa

Tensiones de contacto

Tensiones de contacto

Diente de

Diente de la brida

Figura 6.14. Comparación del comportamiento de los acoplamientos de engranaje (recto y abombado) ante desalineaciones angulares

Los acoplamientos de engranaje se emplean en todo tipo de maquinaria in­ cluso para transmitir potencias muy elevadas. Existen acoplamientos de

engranaje para ejes de hasta 1 metro de diámetro, capaces de transmitir momentos de hasta 4,5-106 N-m a velocidades de hasta 40.000 rpm con desalineaciones de hasta 7,5°. . Acoplamiento de cadena. Este acoplamiento, similar al anterior, cuenta con dos mazas independientes con final dentado de cadena y un elemento in­ termedio que sirve de transmisión entre las mazas. Si en el caso anterior el elemento transmisor era una camisa dentada, en este caso es una cadena doble en la que los pasadores son únicos y abarcan todo el ancho de la ca­ dena (figura 6.15). Así, pues, la potencia pasa de un eje a otro a través de las mazas y la cadena, poseyendo especial relevancia los pasadores de la misma. Aunque en la figura 6.15 no se muestra, este acoplamiento suele ir cerrado por una camisa exterior. Como en el caso de los acoplamientos de engrana­ je, la camisa tiene la doble función de proteger el acoplamiento ante los agentes externos (ambientales) y de contener el lubricante.

Figura 6.15. Acoplamiento de cadena

Existen distintos tipos de acoplamientos de cadena en los que la diferencia fundamental es el tipo de cadena que emplean. En la figura 6.15 se emplea una cadena de rodillos clásica, pero también existen acoplamientos que uti­ lizan cadenas silenciosas o incluso cadenas de plástico. El acoplamiento de cadena presenta flexibilidades angular y paralela im­ portantes, proporcionadas por las holguras existentes entre las mazas y la cadena, además de la holgura interna de los elementos de esta última. Así, este tipo de acoplamiento puede absorber desalineaciones angulares de has­ ta 2o y paralelas de hasta un 0,3% del diámetro exterior de la maza. Ade-

más, posee una considerable capacidad de transmisión de par, sin perder flexibilidad a torsión, y poca posibilidad de movimiento axial.

Los acoplamientos de cadena metálica requieren lubricación para una larga vida útil, dada la existencia de partes internas con movimiento relativo. Es­ te lubricante, que se introduce en las holguras, proporciona al acoplamiento

cierta capacidad de amortiguamiento de vibraciones torsionales, aunque menor que la de otros acoplamientos con mayor elasticidad. • Acoplamiento de rejilla. Este acoplamiento se compone de dos mazas con final ranurado y una rejilla flexible (confeccionada a partir de una pletina delgada de acero) (figura 6.16). Como en los casos anteriores, el conjunto viene cerrado por una camisa partida (transversalmente o longitudinalmen­ te) con anillos flexibles para sellar la cavidad interior. En la actualidad, se puede encontrar este acoplamiento con diferentes tipos de ranuras (rectas, en cuña o curvadas), afectando esto a la flexibilidad torsional del acoplamiento. Aunque este acoplamiento cuenta con unas buenas propiedades de flexibi­ lidad angular y ante desplazamiento (pues cada maza puede desalinearse angularmente con respecto a la rejilla), la principal característica es su flexibilidad a torsión. La forma de las ranuras de las mazas y la flexibilidad de la rejilla proporcionan a las mazas la posibilidad de desalinearse torsionalmente (figura 6.17), tanto en un sentido como en el otro. Así, el aco­ plamiento cuenta con una gran capacidad para amortiguar vibraciones tor­ sionales (reduciendo la vibración hasta en un 30%), sin perder por ello gran capacidad de transmisión de par. También cuenta con posibilidad de mo­ vimiento axial gracias a la holgura axial existente dentro del acoplamiento entre las mazas. Puesto que durante el funcionamiento existirá movimiento relativo entre las superficies de las distintas piezas, el acoplamiento requiere lubricación. En estas condiciones el acoplamiento presenta una larga vida útil.

Situación de m áquina parada

Situación de m áquina en m archa

Figura 6.17. Situaciones de p aro y marcha de un acoplamiento de rejilla

• Junta universal. Es un tipo especial de acoplamiento mecánicamente flexi­ ble, diseñado especialmente para admitir desalineaciones. La forma más simple de junta universal consiste en dos piezas unidas por una doble arti­ culación, cuyos ejes se cortan a 90°, de forma que ambas piezas pueden adoptar, una con respecto a la otra, cualquier ángulo en el espacio (figura 6.18). Este tipo de unión es capaz de admitir solamente desalineaciones angulares y no desplazamientos paralelos. Con el fin de obtener la capaci­ dad para absorber desplazamientos paralelos, la junta universal estándar consiste en tres partes con dobles articulaciones conectando cada una a la siguiente (figura 6.19).

Figura 6.18. Detalle de la doble articulación de una ju n ta universal

Figura 6.19. Junta universal estándar

La característica fundamental de la junta universal simple es la falta de uni­ formidad entre la relación de velocidades de las mazas. Esta ausencia de uniformidad que depende del ángulo entre ejes implica una gran limitación para su uso, ya que provoca fuerzas de trepidación importantes en función de la velocidad. Así, el modelo simple no es aplicable a la mayoría de

transmisiones de velocidades moderadas o elevadas. No obstante, el mode­ lo doble, bajo ciertas condiciones geométricas, sí permite transmitir poten­ cia con uniformidad en la velocidad. Además de la junta universal simple, existen otros muchos tipos diseñados con el fin de obtener una relación de velocidades lo más uniforme posible. Estos acoplamientos reciben también el nombre de juntas homocinéticas y pueden llegar a ser de gran complejidad. Las juntas universales tienen una elevada capacidad de transmisión de par (que depende de la resistencia del eslabón más débil de la doble articula­ ción) y suponen una buena opción cuando los ejes a acoplar han de estar necesariamente desalineados. Poseen relativamente poca flexibilidad a tor­ sión y posibilidad de desplazamiento axial gracias al elemento intermedio que es telescópico. -

Acoplamientos elastoméricos. Esta categoría incluye aquellos acoplamientos en los que la flexibilidad se consigue por la existencia de un elemento altamente elástico y con menor rigidez. Este elemento suele estar fabricado de goma u otro material similar con gran capacidad de deformación elástica. Dependiendo de cómo se transmite el par a través del elemento flexible, los acoplamientos elastoméricos se pueden clasificar en acoplamientos que trabajan a cortante y acoplamientos que trabajan a compresión. Dado que la resistencia del material eslastomérico es mucho menor (entre 5 y 10 veces) ante cargas cortantes que ante cargas de compresión, los acoplamientos a cortante pueden transmitir gene­ ralmente pares menores que los acoplamientos a compresión. • A cortante. Estos acoplamientos pueden transmitir pares hasta moderados, proporcionan una elevada flexibilidad y gran capacidad de amortiguamien­ to de vibraciones.

Figura 6.20. Acoplam iento elastomérico aglutinado

Existen muchos acoplamientos que entran dentro de este grupo. El tipo bá­ sico es el llamado acoplamiento aglutinado o embutido (figura 6.20). En

este acoplamiento el material elastomérico envuelve las dos mazas metáli­ cas formando un único cuerpo. Posee una capacidad de transmisión de par y una flexibilidad paralela relativamente bajas. Pero cuenta con una buena flexibilidad a torsión. Habitualmente se emplea por su capacidad como ais­ lante de vibraciones de baja frecuencia. Otro acoplamiento a cortante más común es el acoplamiento tipo neumáti­ co, que cuenta con un elemento intermedio fabricado de goma reforzada con estructura de fibra, similar a un neumático de automóvil (figura 6.21). Este elemento está fijado por un lado y otro a las mazas que se montan so­ bre los ejes a acoplar. Así, la única conexión material entre los ejes es a través del elemento elástico, estando éste sometido a cortante durante la transmisión del par.

Figura 6.21. Acoplam iento elastomérico tipo neumático

También existe la variante invertida del acoplamiento tipo neumático, en la que el elastómero no sobresale radialmente hacia fuera de las mazas sino que se posiciona radialmente hacia dentro (figura 6.22). La diferencia entre ambas configuraciones es notable. En el acoplamiento tipo neumático la tensión tangencial debida al torsor que debe soportar la sección transversal intermedia del elastómero es menor, dado que el esfuerzo se reparte en una sección de radio mayor. Sin embargo, por el mismo motivo este acopla­ miento posee una menor flexibilidad angular. En el acoplamiento tipo neumático invertido, el radio de la sección central es menor, lo que implica mayores tensiones tangenciales en la sección transversal y mayor flexibili­ dad angular. Otros acoplamientos a cortante son los denominados acoplamientos tipo rosquilla (figura 6.23). En éstos el elemento elastomérico no se sujeta a las mazas por medio de elementos de presión, sino que solamente transmiten el par debido a la geometría anti-rotación con que están fabricados tanto el

elemento elastomérico como los alojamientos en las mazas. Existen mu­ chos tipos, en los que el cuerpo central puede estar constituido de una sola pieza, tal como se muestra en la figura, o puede estar partido diametralmente en dos piezas. Brida de aprisionamiento

Figura 6.22. Acoplamiento elastomérico tipo neumático invertido

metálica

Figura 6.23. Acoplamiento elastomérico tipo rosquilla

Estos acoplamientos suelen poseer buena flexibilidad a torsión y paralela, aunque dependiendo de la forma del cuerpo central, esta flexibilidad puede incrementarse o reducirse drásticamente. • A compresión. Al contrario que en los acoplamientos que funcionan a cor­ tante, en este tipo de acoplamiento el elemento elastomérico intermedio es­ tá sometido a compresión entre las dos mazas, pasando el par transmitido a través del mismo. Uno de los acoplamientos de este tipo más comunes es el acoplamiento de mordaza (figura 6.24). Cuenta con dos mazas metálicas que terminan en una forma especial de manera que el hueco entre ambas es ocupado por la pieza elastomérica. La maza accionadora impulsa el movimiento de rota­ ción mientras que la maza conducida se resiste a dicho movimiento, resul­ tando en una compresión del elemento elastomérico intermedio.

Figura 6.24. Acoplam iento elastomérico de mordaza redondeada

El componente elastomérico se puede encontrar en multitud de formas y con materiales de distinta dureza, proporcionando una amplia gama en cuanto a capacidad de transmisión de par y flexibilidad. En general, los acoplamientos en los que el elemento elastomérico es de una sola pieza se utilizan en aplicaciones de potencia moderada o pequeña. Para potencias mayores, el elastómero suele estar dividido en varias piezas individuales que se insertan en las cavidades donde estarán sometidas a compresión. Otro acoplamiento de compresión es el denominado acoplamiento de blo­ ques (figura 6.25). Este acoplamiento cuenta con una serie de bloques elastoméricos (generalmente con forma cilindrica) que, una vez montado el acoplamiento, quedan encerrados en cavidades existentes entre ambas ma­ zas. La forma de la cavidad es inicialmente distinta (y siempre con un vo­ lumen superior) a la forma del bloque. Ante una sobrecarga en un sentido la mitad de las cavidades se contraen (disminuyendo el volumen) obligan-

do al bloque a deformarse para ocupar el volumen de la cavidad. Cuando la sobrecarga es en sentido contrario, es la otra mitad de bloques la que se comprime. La deformación de los bloques proporciona flexibilidad y amor­ tiguamiento torsional.

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Acoplamientos de membrana metálica. Este tipo de acoplamientos proviene, en cierta medida, de la evolución de los acoplamientos mecánicamente flexi­ bles, con el fin de eliminar los problemas asociados con la lubricación. Se pre­ tende, así, disponer de un acoplamiento con características similares a los ante­ riores, pero sin requerir lubricación. Existen dos tipos básicos de acoplamientos de membrana metálica:

• Acoplamientos de disco. Son acoplamientos que habitualmente cuentan con una o varias membranas metálicas que se unen a cada una de las mazas en puntos altemos situados en un mismo radio, confiriendo esta disposición cierta flexibilidad a la unión. Dentro de los acoplamientos de disco existen multitud de tipos que se diferencian principalmente en el disco o elemento intermedio y en el número de puntos de anclaje, siendo ambos aspectos de­ terminantes para la flexibilidad del acoplamiento. Así, se puede encontrar desde un sencillo acoplamiento de disco con 4 puntos de anclaje hasta otros con discos de diferente geometría y más puntos de anclaje (figura 6.26).

Figura 6.26. Diferentes tipos de disco en acoplamientos de disco

Tal como se explicó anteriormente (véase el apartado 6.2.2.2), los discos de estos acoplamientos sufren fatiga en relación directa con el grado de desalineación de los ejes. Así, la vida útil del disco depende del grado de desalineación al que se le someta. Los acoplamientos de disco poseen gran flexibilidad axial y angular. En menor medida poseen flexibilidad paralela y casi ninguna a torsión. Se em­ plean habitualmente en transmisiones de media potencia y poseen la venta­ ja de requerir poco mantenimiento. • Acoplamientos de diafragma. Son acoplamientos que consisten en una o más membranas metálicas (en forma de disco) a través de las que se trans­ mite el par torsor, estando la parte exterior (diámetro exterior) de la mem-

brana conectada a una de las mazas y la interior (diámetro interior) a la otra maza (figura 6.27).

Figura 6.27. Acoplam iento de diafragma

Existen varios tipos de acoplamientos de diafragma. Los acoplamientos de diafragma cónico cuentan con un único diafragma diseñado para que la tensión tangencial debida al par torsor sea constante en todas las secciones cilindricas. Por este motivo, el espesor del diafragma disminuye según au­ menta el radio. Los acoplamientos con múltiples diafragmas rectos poseen varios diafragmas delgados de espesor constante, lo que les confiere una mayor flexibilidad. Finalmente, los acoplamientos con múltiples diafrag­ mas curvados poseen varios diafragmas ondulados que le confieren mayor flexibilidad axial. Así, se pueden encontrar acoplamientos de diafragma que cuenten con buena flexibilidad angular, paralela y axial, siendo casi siempre menor la flexibilidad torsional que poseen. Como en el caso de los acoplamientos de disco, los diafragmas están some­ tidos a fatiga y su vida útil depende en gran medida del grado de desalinea­ ción existente entre los ejes que acoplan. -

Otros tipos de acoplamientos. Aparte de los descritos, existen otros muchos tipos de acoplamientos. Algunos de estos acoplamientos son inventados y pa­ tentados por determinados fabricantes y tienen alguna capacidad especial que ha

sido potenciada para solucionar las necesidades de determinadas aplicaciones especiales.

6.2.3. IN S T A L A C IÓ N Y D E S IN S T A L A C IÓ N D E A C O P L A M IE N T O S El acoplamiento de ejes de una máquina es una tarea que debe realizarse con especial cuidado con el fin de maximizar la vida útil de los elementos que intervie­ nen en la transmisión, incluyendo el propio acoplamiento. Cada acoplamiento contará con instrucciones específicas para su instalación, las cuales proporciona el fabricante en cada caso. Sin embargo, existe una serie de pasos generales que son aplicables a la mayoría de acoplamientos. -

Preparación. • Antes de comenzar, es necesario comprobar que se cuenta con todo el ma­ terial necesario, incluyendo instrucciones específicas de montaje y toda la información que el fabricante proporciona. En concreto, se debe inspeccio­ nar el acoplamiento suministrado, asegurándose de que se incluyen todas las piezas necesarias para su correcto montaje y funcionamiento. • Si se ha adquirido el acoplamiento pero no se va a instalar por el momento, es necesario asegurar que todas las piezas cuentan con la protección nece­ saria para su conservación durante el tiempo de almacenamiento. En con­ creto, las piezas metálicas deben ir recubiertas por aceite o cera, y envuel­ tas en papel de protección. Las piezas de goma deben ir envueltas por una cubierta que impida el paso de la humedad y de la luz. Se debe prestar es­ pecial atención a las piezas sellantes en los acoplamientos lubricados, ya que su deterioro influye rápidamente en el funcionamiento del acoplamien­ to. • Antes de proceder con la instalación, se debe desmontar el acoplamiento (tal como indican las instrucciones del fabricante) e inspeccionar el estado de todas las piezas (véase ejemplo en la figura 6.28a). Esto incluye sola­ mente desmontar las partes necesarias para la instalación (algunos acopla­ mientos contienen subconjuntos que no necesitan ser desarmados para la instalación). • A continuación se debe comprobar si existen rebabas o muescas en super­ ficies que contactan. Si existen, eliminarlas con medios de lijado o pulido. • Posteriormente se ha de comprobar todas las dimensiones importantes del acoplamiento y verificar que concuerdan con las requeridas por la máquina en la que se va a instalar (diámetros de las mazas, chaveteros, longitud axial, etc.).

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Instalación de las mazas. Normalmente, las mazas se montan antes de proce­ der con la alineación de los ejes. Los pasos de montaje dependen del tipo de fi­ jación existente entre la maza y el eje: • Eie cilindrico v ajuste móvil. En primer lugar se ha de asegurar que los elementos del acoplamiento que quedan axialmente hacia dentro de la ma­ za (cubiertas, sellos, camisas en algunos acoplamientos, etc.) son introdu­ cidos antes que ésta, ya que de lo contrario luego no se podrán montar. A continuación, introducir el acoplamiento hasta el nivel indicado en las ins­ trucciones (algunos se han de alinear con el final del eje, otros no). Final­ mente, fijar la maza al eje con el elemento que se haya dispuesto para ello (habitualmente tomillos prisioneros, pero también pueden existir pernos, tuercas u otros elementos). • Eie cilindrico y ajuste fijo. Los pasos deben ser los mismos que en el caso anterior. Sin embargo, el montaje de la maza cambia ya que existe interfe­ rencia dimensional entre el agujero y el eje. Para salvar este obstáculo, se debe calentar la maza a la temperatura recomendada por el fabricante con un sistema de calentamiento uniforme, similar a los utilizados para calentar rodamientos. Con la ayuda de unos guantes aislantes se introduce y se deja enfriar antes de proceder al montaje del resto de elementos. Si la fijación radial se realiza mediante chaveta (lo que es habitual), se debe verificar que, tras introducir la maza a alta temperatura, existe holgura entre la cara exterior de la chaveta y la cara externa de su alojamiento en la maza, de forma que al enfriarse no se generen tensiones. • Eie recto con buie intermedio. Si se instala correctamente, el buje interme­ dio proporciona el autocentrado de las piezas. Para la instalación, se debe insertar el buje en el alojamiento de la maza, sin precargar axialmente (figura 6.28b). Posteriormente se debe insertar el conjunto en el eje hasta la posición axial requerida (figura 6.28c). Si existe, a continuación se inserta la chaveta completamente y luego se precarga el sistema apretando los tor­ nillos del buje poco a poco y siguiendo un patrón alterno para evitar el ajuste desalineado de los elementos (figura 6.28d). Estos tomillos empujan el buje cónico dentro de la maza incrementando la interferencia y consi­ guiendo la fijación. • Eie cónico v maza con agujero cónico. En este caso, la interferencia entre los elementos se consigue mediante el calado axial de la maza en el eje. El caso es similar a la instalación de un rodamiento con agujero cónico. Así. según la interferencia requerida sea pequeña mediana o grande, se requeri­ rá emplear medios manuales, hidráulicos o térmicos para la instalación. Se

recomienda seguir los pasos descritos para rodamientos con agujero cónico en el capítulo anterior (véase el apartado 5.3.4.4). • Mazas pre-taladradas. Muchos acoplamientos no son específicamente dise­ ñados para un eje de un determinado diámetro, sino que se pueden emplear en ejes de cualquier diámetro dentro de un rango admisible. Por ello, los fabricantes no proporcionan las mazas con un agujero de un diámetro con­ creto, sino que las suministran con un taladro inicial que debe ser maqui­ nado para adaptarlo al diámetro requerido en cada caso. Esta medida ayu­ da, entre otras cosas, a reducir el inventario del almacén de mantenimiento ya que un mismo acoplamiento puede sustituir a otros en distintas aplica­ ciones. -

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Alineación de los ejes. Una vez que las mazas han sido instaladas en los ejes (figura 6.28e), se debe proceder a la alineación de estos últimos. Este es un paso complejo que se explica detalladamente más adelante (véase el apartado 6.3). Ensamblaje del acoplamiento. Tras la instalación de las mazas y la alineación de los ejes se debe terminar de instalar el acoplamiento. Esto se realiza mediante la instalación de los elementos intermedios que conectan las bridas. Así, la fina­ lización de la instalación depende del tipo de acoplamiento de que se trate, siendo lo más lógico remitirse a las instrucciones de montaje proporcionadas por el fabricante. A continuación se incluyen algunas recomendaciones particu­ lares para cada categoría de acoplamientos industriales: • Acoplamientos lubricados. Esta categoría incluye los acoplamientos indus­ triales mecánicamente flexibles de engranaje, de cadena y de rejilla. Si el lubricante a utilizar es grasa, el primer paso consiste en impregnar con él todas las partes con movimiento relativo (dientes del engrane, cadena y re­ jilla). Si el tipo de lubricante es aceite, la lubricación será posterior al mon­ taje. A continuación se debe aplicar grasa a los anillos sellantes para facili­ tar la colocación y mejorar su capacidad de sellado. Entonces el acopla­ miento puede ser montado colocando las diferentes partes y juntándolas. Los acoplamientos lubricados con camisa partida se suministran con una junta sellante que se coloca entre ambas partes de la camisa. El cuidado en el montaje de estas juntas es de vital importancia ya que la cantidad de lu­ bricante suministrada es muy pequeña y cualquier fuga, por mínima que sea. puede reducir drásticamente la vida útil del acoplamiento. Por ello es importante colocar adecuadamente la junta, lo cual se realiza tras insertar los tomillos por un lado, con el fin de que dichos tomillos no la agujereen. Si las camisas incluyen orificios de lubricación (con sus respectivos tapo­ nes), estos orificios deben ser colocados diametralmente opuestos, espe-

cialmente cuando las velocidades son elevadas. Esto proporciona un con­ junto rotor mejor equilibrado. Las juntas universales requieren una consideración distinta por constituir un sistema muy diferente. Durante la instalación, una consideración impor­ tante es evitar en todo momento que el sistema reciba impactos de algún ti­ po, ya que esto causa un daño en los rodamientos que repercute en la vida útil. Es recomendable manipular la junta y transportarla en posición hori­ zontal siempre que sea posible. Antes de la instalación todos los elementos deben ser cuidadosamente inspeccionados y limpiados, en especial las bri­ das. Se debe buscar la existencia de rebabas y filos para eliminarlos antes de proceder con la instalación. El montaje de las bridas en los ejes depende del sistema de fijación. En ocasiones la unión se realiza mediante ejes aca­ nalados, otras veces con bridas de agujero cilindrico y ajuste con interfe­ rencia. Para finalizar la instalación de la junta universal se deben lubricar sus rodamientos mediante las válvulas dispuestas para ello. • Acoplamientos elastoméricos. Estos acoplamientos son, generalmente, más sencillos de ensamblar que los acoplamientos lubricados ya que no requie­ ren el sellado de la cámara interior del lubricante. Los acoplamientos tipo neumático poseen un elemento elastomérico partido (figura 6.28Í) y bridas de aprisionamiento que fijan este elemento a cada una de las mazas (figura 6.28g). Para su instalación, se atornillan las bridas a las mazas de la forma más holgada posible (es decir, con los tomillos enroscados en las bridas so­ lamente una o dos vueltas) con al menos dos tomillos (figura 6.28h). Des­ pués se envuelve el acoplamiento con el elastómero (figura 6.28i) y se pre­ siona suavemente hasta insertarlo en el espacio entre bridas y mazas (figura 6.28j). Para finalizar, se instala el resto de los tomillos y se aprietan todos siguiendo un patrón alterno que asegure el buen posicionamiento del elas­ tómero y proporcione una presión uniforme (figura 6.28k). Otros acoplamientos elastoméricos, como el acoplamiento de rosquilla o el acoplamiento de mordaza, tienen procedimientos de instalación más senci­ llos ya que sólo hay que montar axialmente los elementos. El acoplamiento de bloques requiere un montaje similar, aunque la unión de los elementos es mediante tomillos. . Acoplamientos de membrana. Dado que estos acoplamientos no requieren lubricación, su montaje es simple como ocurre con los acoplamientos elas­ toméricos. La mayor parte de las veces, el ensamblaje final consiste en fijar los elementos intermedios (disco o diafragma) a las mazas mediante tom i­ llos. Lo fundamental en este caso es siempre realizar un buen posicionado previo de los elementos y seguir un patrón de apriete de tomillos adecuado para conseguir que éstos queden fijados concéntricamente y sin precarga alguna.

Desmontaje del acoplamiento. La necesidad de desmontar el acoplamiento puede tener su origen en dos motivos diferentes: la realización de una inspec­ ción y la realización de una sustitución preventiva. En el caso de desmontaje pa­ ra inspección, el procedimiento está íntimamente ligado a las tareas de inspec­ ción descritas en el apartado 6.2.5.1 y que se omiten en este apartado. Antes de comenzar, es importante asegurarse de que se cuenta con todos los medios necesarios, entre los que se cuentan: instrucciones de desmontaje pro­ porcionadas por el fabricante, herramientas necesarias, contenedor limpio para depositar las piezas, rotulador indeleble. En los casos en los que se ha depositado suciedad en el acoplamiento, se debe realizar una limpieza exterior entes de proceder con el desmontaje. A continuación se debe inspeccionar el acoplamiento identificando cada parte según las instrucciones del fabricante y planificando el desmontaje. Se debe ob­ servar el acoplamiento para localizar marcas de montaje en mazas o camisas, si las hay. Estas marcas indican la posición relativa de las piezas para un montaje correcto y son particularmente importantes en acoplamientos equilibrados para alta velocidad. Incluso si el acoplamiento no está equilibrado, las piezas con movimiento relativo se ajustan tras un período de rodaje, desgastándose donde lo necesitan y consiguiendo un funcionamiento óptimo. Por este motivo, es inte­ resante marcar las piezas en cualquier caso y asegurarse de que el montaje se va a realizar colocando las partes en la misma posición relativa. Para ello, se pue­ den numerar las piezas y dibujar un esquema. En el caso de acoplamientos lubricados con orificios de purgado, este es un buen momento para retirar todo el lubricante posible. Para ello se abren los ori­ ficios de purgado (habitualmente dos), por uno de los cuales saldrá el lubricante a la vez que por el otro entra aire. Posteriormente se debe proceder con la retirada de los tomillos, tarea que debe realizarse con la llave adecuada tanto en tipo como en tamaño. Hay que evitar el uso de llaves ajustables (tipo llave inglesa) u otras que puedan dañar las cabezas de los pernos o las tuercas. Tras la retirada de los tomillos, el acoplamiento raramente se abre fácilmente. Las partes suelen estar pegadas, especialmente cuando se utilizan juntas sellan­ tes. La separación puede llevarse a cabo utilizando taladros roscados de des­ montaje si los hubiera o, en su defecto, golpeando las mazas suavemente con un martillo blando. Ningún método que pueda dañar las superficies es recomenda­ ble, especialmente en el caso de acoplamientos lubricados, ya que luego el se­ llado que proporcionan dichas superficies puede ser defectuoso.

Figura 6.28. Instalación de un acoplamiento tipo neumático

(k)

figura 6.28. Instalación de un acoplamiento tipo neumático (continuación)

Si no se ha retirado anteriormente el lubricante, hay que tener listo un recipiente para colocar bajo el acoplamiento cuando las partes son separadas. Dado que al abrir el acoplamiento el lubricante suele contaminarse, dicho lubricante deberá ser desechado. Tras la apertura ya se pueden desmontar las mazas. Dependiendo del sistema de fijación, se procederá en orden inverso al utilizado para el montaje. En ausencia de otros medios, las mazas fijas se pueden desmontar utilizando un martillo y un botador de material blando para golpear suavemente la maza en dirección axial. En este caso hay que hacer notar que los golpes axiales sobre el acopla­ miento los soportan los rodamientos que sustentan el eje. En el caso de acopla­ mientos grandes o con gran interferencia, la extracción se puede realizar con los medios descritos para desmontar rodamientos, tales como tuercas hidráulicas. Una vez desmontado el acoplamiento, se puede proceder con la inspección del mismo y su posterior montaje. En el caso de que el acoplamiento vaya a ser sus­ tituido (y no se vaya a utilizar en ningún otro sitio), muchos de los pasos descri­ tos pueden obviarse. En este caso solamente debe velarse por el cuidado de los elementos que no se van a sustituir, tales como el eje y los rodamientos. Aun así, es importante inspeccionar el acoplamiento retirado pues puede proporcio­ nar síntomas que identifiquen causas de fallo.

6.2.4. L U B R IC A C IÓ N D E A C O P L A M IE N T O S Como se ha comentado anteriormente, los acoplamientos mecánicamente flexi­ bles son prácticamente los únicos que requieren lubricación. En estos acoplamien­ tos la lubricación posee un papel de gran relevancia en su vida útil, por lo que se deberá prestar especial atención y cuidado. En este sentido es siempre recomenda­ ble seguir las instrucciones del fabricante. Uno de los aspectos más importantes en la lubricación de acoplamientos es la fuerza centrífuga que se genera con la rotación. Esta fuerza y su efecto sobre el lubricante será tanto mayor cuanto mayor sea la velocidad de rotación, por lo que el comportamiento del lubricante es crítico sobre todo a alta velocidad (así, por ejemplo, a velocidades elevadas, la grasa tiende a separarse en sus componentes). Algunos de los sistemas de acoplamiento de ejes, como la junta universal, no son adecuados para funcionar a altas velocidades, por lo que el problema de la fuerza centrífuga no se presenta. Los sellos juegan también un papel fundamental en la lubricación de acopla­ mientos, casi tanto como el lubricante mismo. En efecto, en la mayoría de acopla­ mientos que fallan debido a la lubricación, el fallo está directa o indirectamente relacionado con el sellado de la cámara. Hay que indicar que los sellos flexibles son necesarios ya que la cámara del lubricante está cerrada por piezas que poseen

movimiento relativo entre ellas (por ejemplo, maza y camisa) de forma que el lu­ bricante puede fugar entre los límites de estas piezas. En la actualidad existen muchas formas de sellar las juntas entre piezas, aunque todas ellas se pueden agrupar en dos grandes categorías. La primera, que incluye los sellos de laberinto, fue la primera que se empleó como solución única ante la no existencia de sellos sintéticos. Los sellos laberínticos poseen importantes desventa­ jas para su uso en acoplamientos y, por este motivo, están prácticamente en desuso. La otra categoría la integran los sellos elastoméricos, los cuales tienen la ventaja de poder soportar un gran número de ciclos de flexión entre la maza y la camisa sin perder su capacidad de sellado. Dentro de esta categoría existen muchos subtipos bien conocidos por los fabricantes de acoplamientos y técnicos de mantenimiento. Los acoplamientos pueden ser lubricados con grasa o con aceite, lo que supone prácticas muy distintas con procedimientos diferentes. -

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Lubricación con grasa. Existen dos formas de lubricar los acoplamientos flexibles con grasa: lubricación antes del ensamblaje y lubricación después del ensamblaje. En la lubricación antes del ensamblaje la cantidad apropiada de grasa se coloca manualmente en las piezas, de forma que las superficies con movimiento relativo queden bien cubiertas, y luego se monta el acoplamiento. Para la lubricación después del ensamblaje el acoplamiento cuenta con orificios por los que se suministra la grasa. Sin embargo, incluso en este caso, antes del montaje es recomendable cubrir las superficies de trabajo con una ligera capa de grasa. Tras ser ensamblado el acoplamiento, el engrase se realiza por los orifi­ cios, para lo que es siempre recomendable abrir los dos tapones y suministrar la cantidad que el fabricante recomienda. Téngase en cuenta que una cantidad ex­ cesiva de grasa puede forzar los sellos hasta hacerlos fallar (incluso si la cavi­ dad no se llena) e incrementar notablemente la fricción viscosa dentro del aco­ plamiento. Lubricación con aceite. Un acoplamiento puede estar lubricado con aceite en dos situaciones distintas: cuando el acoplamiento está confinado con otros ele­ mentos y la lubricación es común a todos ellos (lubricación confinada) o cuando el acoplamiento contiene el lubricante (lubricación auto-contenida). • Lubricación confinada. En ocasiones el acoplamiento se encuentra ence­ rrado con otros elementos (tales como engranajes o rodamientos) compar­ tiendo todos ellos el mismo lubricante y sistema de lubricación. En este ca­ so, el lubricante es el mismo y debe ser compatible con todos los elemen­ tos. Si el acoplamiento se encuentra por encima del nivel de lubricante, éste llega al acoplamiento mediante un sistema de bombeo o de salpicadura en el que el caudal depende del régimen de giro de la máquina. Si el acopla­ miento se encuentra parcial o totalmente inmerso en el lubricante, el acó-

plamiento suele contar con taladros en las distintas partes que lo componen (mazas, camisa, cubiertas) para que el lubricante acceda al interior. • Lubricación autocontenida. En este caso el lubricante queda contenido en el acoplamiento, cuya cavidad está completamente cerrada por los sellos y tapones. La manera de lubricación consiste en montar el acoplamiento y luego suministrar el aceite por los orificios de lubricación. Sin embargo, para prevenir que las superficies metálicas de trabajo de las diferentes par­ tes entre en contacto directo, todas las partes deben impregnarse con aceite antes de proceder al ensamblaje del acoplamiento.

6.2.5. M A N T E N IM IE N T O D E A C O P L A M IE N T O S El mantenimiento de los acoplamientos consiste básicamente en inspeccionar, relubricar y alinear los ejes.

6.2.5.1. INSPECCIÓN La inspección persigue detectar daños en las piezas y controlar el desgaste que se produce al acumular horas de funcionamiento. En los acoplamientos lubricados, la inspección incluye la observación detallada de los sellos, no solo por su estado, sino también para localizar posibles fugas de lubricante. Con la máquina parada, primero se debe proceder a una inspección exterior ex­ haustiva, observando cambios en la forma de las piezas, arañazos, raspaduras y también cambios visibles en las propiedades del material (los materiales elastomé­ ricos, por ejemplo, se deterioran visiblemente al envejecer). También es importante verificar la no ausencia de elementos como tomillos, lo que podría ser síntoma de prácticas de instalación poco cuidadas. Posteriormente se procede a desmontar cuidadosamente el acoplamiento según se ha descrito en el apartado 6.2.3. Durante el desmontaje se deben inspeccionar los sellos y tapones, reemplazándolos en caso de estar deteriorados. Más tarde se separan las piezas, se limpian en un baño de disolvente y se secan. A continuación todas las piezas deben ser inspeccionadas detalladamente. En esta tarea se observa la geometría de la pieza y, en especial, las superficies de trabajo vigilando el desgaste de las mismas. Un acoplamiento sensi­ blemente deteriorado puede no ser capaz de durar funcionando hasta la siguiente parada programada para mantenimiento, por lo que deberá ser reemplazado para evitar un fallo de la máquina. El desgaste exterior de las piezas indica rozamiento con partes estáticas de la máquina, lo que debe ser investigado y corregido. En general, la comprensión de por qué el acoplamiento se ha desgastado o ha fallado es fundamental para evitar situaciones similares en el futuro.

El lubricante extraído del acoplamiento también debe ser inspeccionado, obser»ando su aspecto y apariencia. Un aspecto jabonoso, por ejemplo, indica que el jbricante utilizado no es adecuado para la aplicación. Tras la inspección del acoplamiento se debe verificar la correcta alineación de los ejes, según se describe en el apartado 6.3. Una vez asegurada la alineación, se procede con la lubricación y el ensamblaje de las piezas según el procedimiento descrito por el fabricante.

6.2.5.2. REL UBRICA CIÓN Para que un acoplamiento que requiere lubricación preste un servicio satisfacto~.o. se debe vigilar el estado y la cantidad del lubricante periódicamente. Los aco­ piamientos son elementos que no requieren períodos de relubricación cortos, pu­ liendo llegar a ser superiores a un año dependiendo de la severidad del servicio. Se deben seguir siempre las instrucciones del fabricante en cuanto a la periodicidad, el tipo de lubricante y la cantidad a suministrar.

6 3 . ALINEACIÓN DE EJES La desalineación es un defecto mecánico que se define como la falta de coinci­ dencia espacial de los ejes geométricos correspondientes a dos árboles (o ejes) de transmisión acoplados. Este concepto también puede ser aplicado a otros tipos de transmisiones en las que los ejes están dispuestos paralelamente (transmisiones por correa, transmisiones por engranaje, etc.) aunque, en estos casos, la desalineación denota ausencia de paralelismo entre los ejes geométricos. Dada una máquina con dos partes (conductora y conducida) conectadas median­ te un acoplamiento, la alineación de los ejes es un procedimiento que consiste en la recolocación de las partes con el objetivo de que coincidan en el espacio los ejes geométricos de ambas partes. En la práctica, el procedimiento de alineación de ejes se realiza moviendo sólo una de las partes (parte móvil) mientras que se mantiene fija la posición de la otra parte (parte fija). Como se ha visto, el problema de desalineación de ejes aparece ante la necesi­ dad de transmitir un potencia desde un elemento mecánico hasta otro. Cuando el par a transmitir y la velocidad de rotación son pequeños (transmisión de potencias pequeñas), el problema suele carecer de importancia ya que no influye sensible­ mente en la vida útil de los componentes de la máquina. Sin embargo, al transmitir potencias mayores, la alineación de ejes es crítica para la vida de los componentes > de la propia máquina. Las consecuencias de una mala alineación son conocidas y numerosas:

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Desgaste y fallo prematuro del acoplamiento. Recalentamiento, desgaste y fallo prematuro en cojinetes y rodamientos. Sobrecarga y curvado de rotores y cigüeñales. Desgaste en empaquetaduras y sellos mecánicos. Fallo prematuro del eje por fatiga del material. Ruido. Vibraciones que disminuyen la vida de todos los elementos mecánicos y ali­ mentan la desalineación. Mayor consumo de energía.

El problema de desalineación es tan grave que se puede afirmar que este defecto es una de las causas más comunes de fallo en máquinas. De forma orientativa. una máquina mal alineada puede costar entre un 20% y un 30% más debido a la necesi­ dad de mantenimiento que genera, a los tiempos de parada, a la sustitución de componentes y al mayor consumo de energía. Aunque, en principio una máquina es diseñada, instalada y puesta en funciona­ miento con el objetivo de que no exista desalineación entre sus ejes, la práctica demuestra que el problema de desalineación aparece con frecuencia siendo sus causas muy diversas. De éstas, las más importantes son las siguientes: -

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Sobreestimación de la rigidez del material de la estructura de la máquina (o bancada) durante el diseño de la máquina, lo que provoca la existencia de deformaciones excesivas durante el funcionamiento. Subestimación de las fuerzas y momentos derivados del funcionamiento, que producen igualmente una deformación excesiva. Montaje de la máquina sobre cimentaciones infradimensionadas o en mal estado, permitiendo micromovimientos no deseados de la misma. Dilataciones producidas por cambios de temperatura en la bancada, ejes, ro­ damientos, etc., que son considerables y que se están asociados al funciona­ miento de la máquina. Bancadas o amarres en mal estado debido probablemente a la aparición ck grietas por fatiga, errores en el apriete de pernos de amarre, etc.

Los cambios de las condiciones de trabajo de la máquina y su entorno (cimenta­ ción. instalaciones, etc.) y el envejecimiento de los materiales pueden provocar x desalineación de sus elementos. Por este motivo, la verificación de la alineación ce los ejes debe realizarse periódicamente para asegurar el buen funcionamiento de ¿ máquina. La periodicidad necesaria depende del tipo de máquina y de la potencs transmitida. En general, una alineación deficiente es indicada por numerosos s *tomas: el tambaleo de los ejes, vibración excesiva, temperatura de cojinetes exces»-

va (a pesar de la lubricación adecuada), ruido y desgaste en el acoplamiento, etc. Si no se dispone de métodos de detección y diagnóstico más avanzados, estos sínto­ mas pueden, por sí mismos, señalar la necesidad de realizar una comprobación de alineación.

6.3.1. T IP O S D E D E S A L IN E A C IO N E S E N E JE S En la práctica, el desplazamiento necesario en la parte móvil de la máquina para lograr la alineación se suele descomponer en desplazamiento horizontal y despla­ zamiento vertical, dando origen a dos planos de alineación: horizontal y vertical. La posición espacial de los ejes de las partes móvil y fija de la máquina, al ser pro­ yectados sobre estos planos, da lugar a distintas situaciones de alineación que se exponen a continuación: -

Alineación perfecta. Es una condición en la cual los dos ejes son perfectamente colineales (figura 6.29) y operan como un único eje sólido cuando están acopla­ dos. La alineación perfecta se da sólo cuando los ejes coinciden en las proyec­ ciones de ambos planos (horizontal y vertical). Es un estado ideal que suele ser improbable en la práctica. El objetivo realista es, por el contrario, aproximarse lo más posible a esta situación perfecta.

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Desalineación paralela. Tal como se muestra en la figura 6.30, es un estado en el que los ejes geométricos de los ejes mecánicos son perfectamente paralelos,

aunque no coincidentes. La desalineación paralela se cuantifica midiendo la dis­ tancia entre los ejes en cada plano de alineación.

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Desalineación angular. Es una condición en la que los ejes geométricos no son paralelos, pero se cortan en el punto medio entre los platos del acoplamiento (figura 6.31). No existe, por tanto, desalineación paralela. La magnitud que de­ fine este tipo de desalineación es el ángulo que forman los ejes, que se mide en los dos planos de alineación.

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Desalineación combinada. Ocurre cuando los ejes no son paralelos (desal ción angular) y no intersectan en el centro del acoplamiento (desalinea; paralela) (figura 6.32). Es el tipo de desalineación más general. Al trabajar planos independientes (horizontal y vertical), cuando existe desalin

nos independientes (horizontal y vertical), cuando existe desalineación combi­ nada. ésta se representa por dos magnitudes en cada plano. Una magnitud es la desalineación paralela DP que es igual a la distancia entre los ejes en el centro del acoplamiento (y en el plano considerado) y la otra es la desalineación angu­ lar a , que es igual al ángulo que forman los ejes (en el plano considerado).

6.3.2. T O L E R A N C IA S D E D E S A L IN E A C IÓ N En principio, el objetivo del procedimiento de alineación es conseguir una ali­ neación perfecta entre los ejes de las dos partes consideradas de la máquina (parte fija y parte móvil). Sin embargo, es interesante realizar ciertas consideraciones relativas a este obje­ tivo. En primer lugar, considerando que la precisión de los instrumentos de medida es finita (por muy grande que sea), la alineación perfecta es imposible de certificar esto significa que los instrumentos proporcionarán un medida que indicará una pequeña desalineación aunque la alineación sea perfecta). Así, pues, existe un pri­ mer límite físico para la alineación que es la impuesta por la precisión limitada de los instrumentos de medida. Pero además, los elementos estructurales de la máquina no poseen una rigidez infinita. Esto implica que, durante el funcionamiento, los ejes se mueven debido a deformaciones de la bancada, de los amarres, de los soportes de los ejes (cojinetes : rodamientos) e incluso del propio eje (deformación por flexión). Además, los cambios de temperatura provocarán dilataciones que también afectarán a los ele­ mentos estructurales y modificarán la posición del eje. Todos estos desplazamien:?s. aunque pequeños y controlados, existen. Algunos de ellos dependen de la carga ie trabajo de la máquina, por lo que su valor no será fijo ni fácil de medir.

Por otro lado, desde un punto de vista funcional y de durabilidad, para cada má­ quina existe un cierto grado de desalineación por debajo del cual la desalineación no acorta sensiblemente la vida útil de los componentes expuestos al problema, ni conlleva otros efectos no deseados en el funcionamiento de la máquina. Considerando todo esto, la conclusión es que el objetivo de alineación perfecta es un objetivo utópico e innecesario en la práctica. Un objetivo mucho más realista es el considerado en la siguiente afirmación: Para cada máquina existe un cierto grado de alineación (que no llega a constituir una alineación perfecta), llamado grado de alineación óptima, que es aquel que se puede lograr con cierta economía de medios, en un tiempo razonable y que no acortará sensiblemente la vida útil de los com­ ponentes expuestos a la desalineación residual.

El técnico de mantenimiento que realice el trabajo de alineación debe llevar el procedimiento hasta dentro del límite o tolerancia impuesto por esta condición óptima no perfecta y, tras alcanzar este objetivo, dará el trabajo por finalizado. Una vez adoptado el objetivo real de la alineación, el problema es decidir cuál es la tolerancia de desalineación óptima. Antes de comenzar a tratar este tema, es necesario hacer notar que cada máquina es distinta según un gran número de consi­ deraciones. Este hecho ejerce una oposición importante a la búsqueda de un criterio general que pueda ser aplicado a todas las máquinas. Como suele ocurrir en mante­ nimiento, el mejor criterio para una máquina proviene siempre de su archivo histó­ rico de mantenimiento. De la información recogida en el pasado se puede obtener una conclusión razonable (e incluso estadística) sobre la tolerancia más adecuada a la máquina de que se trate. Sin embargo, en cualquier caso resulta interesante dis­ poner de un criterio general, aplicable a cualquier máquina, para los casos en los que no se dispone de más información y se está obligado a tomar una decisión so­ bre si un cierto grado de alineación de los ejes es suficiente o no para el buen fun­ cionamiento de la máquina. Existen varios criterios de este tipo y todos ellos concuerdan en la tendencia fundamental: cuanto mayor es la velocidad de rotación o la potencia transmitida, menor es la tolerancia de desalineación de los ejes que se van a acoplar. Erróneamente, existe una tendencia generalizada a utilizar la tolerancia de des­ alineación que proporciona el fabricante del acoplamiento como criterio válido para la máquina. Es incorrecto suponer que lo que es bueno para el acoplamiento es bueno para la máquina en la que está instalado. Un acoplamiento con gran flexibi­ lidad angular, por ejemplo, puede soportar sin problemas una desalineación angular moderadamente grande durante mucho tiempo de funcionamiento. Sin embarg:. esto no significa que esta desalineación no afecte al funcionamiento y a la vida úñl de la máquina. Sí es cierto, sin embargo, que la tolerancia del acoplamiento debe

ser tenida en cuenta como un dato más que puede ser útil para tomar una decisión sobre el grado de alineación necesario y suficiente entre los ejes de la máquina. Los diversos criterios globales que existen suelen provenir de la información obtenida a lo largo de muchos años de experiencia en el campo de la alineación de ejes. Un criterio interesante es el utilizado por CSI (grupo Emerson Process Mana­ gement) que es uno de los fabricantes más importantes de sistemas de alineación por láser. Según el criterio de CSI, hay que distinguir entre acoplamientos con eje inter­ medio de más de 500 mm (figura 6.6) y acoplamientos sin dicho elemento separa­ dor (acoplamiento directo de los ejes). En el primer caso, la flexibilidad del aco­ plamiento permite especificar una tolerancia en función solamente de la desalinea­ ción angular, omitiendo la consideración de la desalineación paralela. El nivel de tolerancia angular se muestra en la figura 6.33 en función del régimen de giro de los ejes. Desalineación angular (mrad)

Velocidad de rotación del eje (rpm) Figura 6.33. Guía de tolerancias angulares en acoplamientos con eje intermedio de más de 500 mm

En el caso de acoplamientos sin eje intermedio o con un eje corto (menor que 500 mm). existe una tolerancia tanto en desalineación paralela (expresada como la distancia entre los ejes en el plano central del acoplamiento) como en desalineación angular (expresada como el ángulo que forman los ejes). Así, el criterio se expresa

en función de tres variables: desalineación paralela (mm), desalineación angular (mrad) v velocidad de giro del eje (rpm).

Como es lógico, el criterio considera que la combinación de un valor de desali­ neación paralela con un valor de desalineación angular es más peijudicial para la máquina que la sola existencia de el mismo valor de desalineación paralela o la sola existencia del mismo valor de desalineación angular. Todas las combinaciones posibles se muestran en un gráfico (figura 6.34) que muestra la desalineación para­ lela en el eje horizontal y la angular en el eje vertical. En el gráfico se representa una curva por debajo de la cual cualquier combinación de desalineaciones se con­ sidera aceptable y otra por debajo de la cual el estado de alineación es excelente. Además, existe un gráfico distinto para los diferentes rangos de velocidad de giro del eje que se consideran: de 0 a 500 rpm, de 500 a 1.250 rpm, de 1.250 a 2.000 rpm, de 2.000 a 3.500 rpm, de 3.500 rpm a 7.000 rpm y más de 7.000 rpm (nótese que las escalas de los ejes no son las mismas en todos los gráficos de la figura 6.34). Un buen planteamiento a largo plazo consiste en utilizar estos gráficos como primera guía para establecer la tolerancia de la máquina al problema de desalinea­ ción. Posteriormente, con la información de mantenimiento que se recoge a lo largo de la vida útil de la máquina (periodicidad de los fallos, elementos que han fallado, relación entre estos elementos y el problema de desalineación, etc.), el criterio pue­ de refinarse o adaptarse a la máquina, llegando a obtener un criterio personalizado que reduzca al máximo la posibilidad de un fallo generado por desalineación de los ejes sin disparar los costes de mantenimiento asociado a dicho problema.

6.3.3. D IA G N Ó S T IC O D E L A D E S A L IN E A C IÓ N Cuando en una máquina existe un problema de desalineación, es posible detec­ tarlo y diagnosticarlo de diferentes formas según la máquina esté en marcha o pa­ rada. El diagnóstico con máquina en marcha se basa en la medida de la vibración de la misma durante su funcionamiento. El problema de desalineación de ejes consti­ tuye un problema mecánico típico que se manifiesta de forma particular en la vi­ bración de la máquina. Estas particularidades de la vibración generada hacen que el problema de alineación sea fácilmente detectable. Todo esto será tratado en el capí­ tulo 8 que profundiza en el mantenimiento predictivo basado en la medida de la vibración. En cuanto al diagnóstico con máquina parada, la técnica se basa en la medición comparativa de distancias entre elementos del acoplamiento. Para un primer dia­ gnóstico no es necesario afinar tanto como cuando se ejecuta un procedimiento de alineación con total rigor, por lo que la toma de medidas se puede realizar con me­ dios más rudimentarios y de menor precisión.

La desalineación paralela puede detectarse de forma grosera colocando una re­ gla en la cara externa del acoplamiento y paralela a uno de los ejes (figura 6.35). Se observa entonces si la regla contacta con la cara externa del plato colocado sobre el otro eje, lo cual puede hacerse incluso introduciendo galgas de espesor calibrado para estimar el espesor del hueco. Este procedimiento deberá realizarse dos veces, una en cada plano de alineación.

Figura 6.35. M edida grosera de la desalineación paralela utilizando una regla

Figura 6.36. M edida grosera de la desalineación angular utilizando un micrómetro

En cuanto a la desalineación angular, un sistema sencillo consiste en medir con un micrómetro la separación de las caras frontales externas de ambos platos por los dos lados de cada uno de los planos de alineación considerados (figura 6.36). Si la distancia es prácticamente la misma, será indicativo de que los ejes están más o

menos alineados, mientras que si es distinta, será indicativo de la existencia de cierta desalineación angular en el plano medido. En la medida grosera hay que tener en cuenta que, si existe algún defecto geo­ métrico (eje combado, acoplamiento excéntrico o con desviación angular, etc.), la conclusión a la que se llegue puede no ser cierta. En cualquier caso, estos procedi­ mientos deben servir únicamente como una comprobación grosera y nunca como una medida con la que determinar los desplazamientos necesarios para la alinea­ ción. Dichas medidas deberán ser realizadas con instrumentos de medida de la máxima precisión, tales como relojes comparadores o dispositivos de alineación por láser.

6.3.4. C Á L C U L O D E L O S D E S P L A Z A M IE N T O S P A R A L A A L IN E A C IÓ N Los métodos de alineación están basados en el análisis geométrico de posición de los ejes desalineados. A través de estos métodos y a partir de las medidas toma­ das se pueden determinar los desplazamientos necesarios en los apoyos del eje para la perfecta alineación de las partes. Pero el desplazamiento de la parte móvil es realizado habitualmente en las patas de la máquina (generalmente en número de 4 o más), por lo que será necesario determinar el desplazamiento requerido en las patas para lograr la alineación. Aunque se han ideado varios métodos de alineación, existen tres que son los más empleados: el método radial-axial, el método de los comparadores alternados y el método de alineación por láser. Los dos primeros están dentro de los considera­ dos manuales ya que la toma de medidas necesarias para determinar los desplaza­ mientos requeridos se hace de forma manual. Por otro lado, el método de alinea­ ción por láser está basado en la automatización de las medidas mediante la utiliza­ ción de un analizador.

6.3.4.1. M E D ID A C O N C O M P A R A D O R E S Un comparador es un instrumento de medida puramente mecánico. Consta de un reloj que constituye el cuerpo del comparador. Dicho cuerpo cuenta con una guía tubular dentro de la cual desliza una varilla que se denomina palpador (figura 6.37). El desplazamiento del palpador dentro de la guía es transmitido, mediante mecanismos de engranaje, a una aguja cuya rotación indica el desplazamiento del palpador. Existen comparadores en los que el palpador se mueve a lo largo de una dirección radial (respecto al comparador) y otros en los que la dirección es axial. Los comparadores más habituales tienen dos agujas que indican el desplazamiento

del seguidor. La aguja principal (de mayor tamaño) se mueve a razón de una vuelta por cada milímetro que se desplaza el seguidor. La graduación de esta aguja tiene 100 divisiones, por lo que su resolución es de 0,01 mm, es decir, 10 |am. La aguja pequeña indica los milímetros. Esta aguja avanza una unidad por cada vuelta de la aguja principal. El comparador es útil para medir la variación de la distancia que separa dos su­ perficies. El comparador se soporta gracias a una estructura cuya base está apoyada sobre una de las superficies que actúa como referencia (figura 6.37). El palpador del comparador apoya sobre la otra superficie. Si las superficies se mueven, el pal­ pador registra el desplazamiento del punto palpado respecto a la superficie de refe­ rencia en la dirección del palpador.

Figura 6.37. Elementos que intervienen en la medida con un comparador

Para registrar la variación de la distancia entre las dos superficies (o entre el punto palpado y la superficie de referencia), se siguen los siguientes pasos: prime­ ro, se coloca la estructura con base en la superficie de referencia y el palpador so­ bre el punto sobre el que se desea medir (figura 6.38a), a continuación el compara­ dor permite girar su esfera (o corona exterior) para hacer coincidir el cero de la graduación con la posición actual de la aguja principal (figura 6.38b). Finalmente, si la superficie palpada (o la de referencia) se mueve, el comparador indica la me­ dida. Cuando el extremo del palpador se desplaza hacia el centro del comparador la medida es positiva (figura 6.38c), mientras que si se aleja del centro la medida es

negativa. De esta forma se puede saber el sentido del desplazamiento de las super­ ficies.

Figura 6.38. Medición con reloj comparador

6.3.4.2. C R IT E R IO D E S IG N O S E H IP Ó T E S IS D E P A R TID A Como se ha mencionado anteriormente, la alineación se consigue desplazando la parte móvil de la máquina en dos planos: horizontal y vertical. Antes de comen­ zar la medida de la desalineación, es muy importante definir los sentidos positivos en cada uno de los planos, ya que tanto las medidas tomadas como los desplaza­ mientos calculados serán magnitudes con signo. Cualquier criterio de signos es válido, siempre que se respete desde el principio hasta el final del proceso. En este capítulo, se va a emplear el convenio de signos mostrado en la figura 6.39 según el cual, para un usuario situado desde detrás de la parte móvil mirando hacia la parte fija, los ejes positivos horizontal y vertical se dirigen hacia la derecha y arriba res­ pectivamente. Este convenio de signos se utilizará rigurosamente en los métodos de alineación basados en medida con comparadores, tanto en la medida de magnitudes de desali­ neación como en el sentido de los desplazamientos a realizar para lograr la alinea­ ción. En cuanto a las hipótesis de partida, en los desarrollos de análisis geométrico correspondientes a cada método se van a contemplar fundamentalmente dos: - La desalineación angular de partida es pequeña. En efecto, antes de proceder con medidas precisas y cálculos, se supone que la parte móvil se ha alineado

-

con la fija de forma aproximada hasta donde la simple observación hace posi­ ble. En consecuencia, efectivamente, la desalineación angular será pequeña y será posible hacer ciertas aproximaciones sin gran error. La parte móvil se desplaza perpendicularmente al eje de la parte fija. Esta hipótesis supone que el desplazamiento de los apoyos de la parte móvil se reali­ za siempre según una dirección perpendicular al eje geométrico de la parte fija. Alternativamente podría asumirse que los desplazamientos de la parte móvil se realizan perpendicularmente a su propio eje geométrico, pero esto complica la formulación del problema geométrico. Además, en el dominio de las pequeñas desalineaciones angulares, los desplazamientos según ambas alternativas perpendicular a la parte fija y perpendicular a la parte m óvil- son prácticamente iguales.

6.3.4.3. M E D ID A D E L A D E S A L IN E A C IÓ N La medida de la desalineación proporciona la información necesaria para de­ terminar los desplazamientos de la parte móvil que llevarán a una alineación ópti­

ma. El procedimiento de medida y las consideraciones a tener en cuenta son distin­ tas según se utilicen para medir relojes comparadores o dispositivos láser. -

Medida con comparadores. En los métodos de alineación basados en la medi­ da con comparadores, un comparador está fijo a una de las partes (por ejemplo, la parte móvil) y palpa la otra parte (por ejemplo, la parte fija). La toma de datos se realiza en cuatro posiciones, las dos posiciones horizontales (una en el lado positivo del eje horizontal y otra en el lado negativo) y las dos posiciones verti­ cales (una en el lado positivo del eje vertical y otra en el lado negativo). Así, por cada comparador se tienen cuatro medidas: horizontal positiva (o HP), hori­ zontal negativa (o HN) vertical positiva (o VP) y vertical negativa (o VN). Es costumbre poner a cero el comparador en la medida superior (lado positivo del eje vertical), con lo que esta medida será siempre cero (VP = 0). Una vez leídos los datos, éstos se suelen anotar en un gráfico como el mostrado en la figura 6.40. En este gráfico, el círculo representa el plato sobre el que mide el compa­ rador, con los ejes mostrados en la figura 6.39. Dentro del círculo se anota el nombre del comparador, el cual depende del método utilizado y en las cuatro posiciones exteriores al círculo se anotan las medidas (en mm).

Figura 6.40. Medida y anotación de la desalineación

Existe una regla matemática denominada regla de la cruz que relaciona las cua­ tro medidas de cada comparador, esta regla indica que la suma con signo de las medidas verticales ha de ser igual a la suma con signo de las medidas horizonta­ les. En la figura 6.40 se observa que la suma de medidas verticales es 0,82; mientras que la suma de medidas horizontales es también 0,82; por lo que hay concordancia. Si la regla no se cumple es porque hay algún factor que está alterando la medida y será necesario indagar para ver cuál es la causa del error. Las causas más co­ munes son las siguientes: • Deformación en soportes de relojes comparadores. En ocasiones, cuando los soportes de los relojes comparadores no tienen rigidez suficiente, el

comparador registra la deformación de su soporte, añadiéndola como un error a la desviación medida. • Pérdida de contacto entre el palpador del comparador v la superficie palpa­ da. Es un defecto común que durante el giro de los ejes para tomar las cua­ tro medidas exista alguna posición en la que el palpador del comparador pierde el contacto con la superficie. Los motivos más habituales son que el comparador esté atascado o que el palpador llegue al tope de final de carre­ ra. • Eie deformado o combado. También aparece discrepancia en la suma de medidas horizontales y verticales cuando hay un defecto geométrico. Este problema es más difícil de compensar, por lo que lo más recomendable es sustituir el elemento que introduce el error. • Holguras v roces al girar los eies. Si existen, estas holguras provocan erro­ res de medida que afectan al resultado. Por ello, es importante eliminar las holguras antes de continuar con el procedimiento de alineación. -

Medida con dispositivos láser. Cuando se utilizan estos dispositivos, el proce­ dimiento de medida de la desalineación depende del analizador y del programa informático que se utiliza. Los programas más sencillos también se basan en cuatro medidas (dos horizontales y dos verticales), de forma similar a cuando se utilizan relojes comparadores. La diferencia estriba en que los dispositivos láser están equipados con inclinómetros que proporcionan información exacta de la posición de los ejes para la medida. Existen programas de alineación más elaborados que pueden adquirir informa­ ción durante todo el recorrido de rotación de los ejes. Incluso cuando la capaci­ dad de giro de los ejes es limitada, estos programas permiten obtener informa­ ción válida y suficiente haciendo posible realizar la alineación. Además, estos programas suelen realizar un análisis estadístico de los datos permitiendo verifi­ car la calidad de la información muestreada y permitiendo descartar datos no válidos (fuera del ajuste estadístico).

6.3.4.4. M É T O D O R A D IA L -A X IA L Este método es uno de los primeros que se idearon para la alineación de ejes. En él se utilizan dos relojes comparadores para la medida de la desalineación. Ambos relojes están fijos a una de las partes que sirve de referencia (generalmente la parte móvil) y miden palpando la otra parte en sentidos radial y axial (figura 6.41). El comparador radial es colocado sobre la cara lateral (cilindrica) del acopla­ miento y permite cuantifícar la desalineación paralela. Por otro lado, el comparador axial puede ser colocado en las caras frontales externa o interna del acoplamiento

(en la figura 6.41 se muestra apoyado sobre la cara externa) y permite determinar el grado de desalineación angular. La medida se realiza de forma independiente en los dos planos de alineación (horizontal y vertical). Para cada uno de estos planos, por separado, se tendrá que realizar un procedimiento de alineación como el que se describe a continuación.

Figura 6.41. Típico montaje del método radial-axial

La figura 6.42 representa la situación de los comparadores en las dos medidas que se toman en uno de los planos de alineación. Las medidas del comparador ra­ nal (R) reciben el nombre de RP para la medida en el lado positivo del plano y RN rara la medida en el lado negativo. De la misma forma, el comparador axial (X) proporciona dos medidas, una en el lado positivo (XP) y otra en el lado negativo XX). Las dimensiones A, B, C, D, E y G son magnitudes sin signo, mientras que ¿5 medidas de los comparadores, el ángulo a y los desplazamientos DAC (Despla­ zamiento del Apoyo Cercano al acoplamiento) y DAL (Desplazamiento del Apoyo lejano al acoplamiento) son magnitudes con signo.

Figura 6.42. Relaciones geométricas en el método radia ¡-axial

Cada una de las dos medidas de cada comparador tendrá que tomarse con su signo correspondiente, ya que el signo determinará si la máquina debe ser despla­ zada en un sentido u otro. La medida de cada comparador entre las dos posiciones (positiva y negativa) se obtiene por diferencia. Sin embargo, el resultado del com­ parador axial cambia de signo según dicho comparador esté colocado en la cara interna o externa. Para ello se introduce una constante Kx cuyo valor es 1 si el comparador está colocado en la cara externa (caso de la figura 6.42) y -1 si está colocado en la cara interna. (comparador radial) si comparador axial en cara externa si comparador axial en cara interna

[6. 1] [ 6.2 ]

así, se puede observar que los valores de R y X son positivos en el ejemplo de la figura 6.42. Llegado este punto ya se dispone de la medida de la desalineación. A partir de estas medidas, se pueden determinar los desplazamientos necesarios en la parte móvil para conseguir la alineación perfecta. Esto puede realizarse gráficamente o analíticamente.

El método gráfico está representado en la figura 6.43. En una hoja milimetrada se comienza dibujando un eje horizontal que representa el eje geométrico de la parte fija de la máquina. Verticalmente, el semiplano por encima del eje horizontal es considerado positivo, mientras que el semiplano inferior es considerado negati­ vo. Las magnitudes horizontales y verticales representadas en el gráfico suelen ser de órdenes de magnitud muy diferentes. Las magnitudes horizontales representan distancias reales de la máquina y pueden medirse incluso en metros. Sin embargo, las magnitudes verticales suelen ser muy pequeñas (mm o incluso décimas de mm), pues representan la desalineación de la máquina. Por este motivo se suelen utilizar escalas distintas que magnifiquen las distancias verticales a la vez que reduzcan las norizontales (nótese que el uso de escalas diferentes en las direcciones horizontal y vertical supondrá que los ángulos obtenidos en el gráfico no serán reales).

Una vez dibujado el eje horizontal, se marcan sobre dicho eje los puntos impor­ tantes de la máquina designados por las cotas A, B, C, D y E de la figura 6.42. Pos­ teriormente, partiendo del punto P0 (a una distancia A+B de las patas más a la iz­ quierda de la parte fija) se dibuja verticalmente un segmento de longitud -RJ2 (RJ2 cambiado de signo). La representación se hace hacia arriba si -R es positivo y hacia abajo si -R es negativo (en el ejemplo de la figura 6.42, R es positivo, por lo que -R es negativo y por eso se dibuja hacia abajo). Se llega así al punto Pi. Partiendo de este punto se representa en dirección horizontal (y, por tanto, según la escala hori­ zontal) y sentido hacia la parte móvil un segmento de longitud igual al diámetro de medición del comparador axial (cota G en la figura 6.42), llegando al punto Pj. Partiendo de ese punto se dibuja un último segmento cuya magnitud es igual a -X ten el ejemplo de la figura 6.42, X es positivo, por lo que - X es negativo y por eso se dibuja hacia abajo), llegando al punto P3. La recta que pasa por los puntos Pi y P3 representa el eje de la parte móvil. Conocido el eje se puede obtener fácilmente los desplazamientos necesarios DAC y DAL a partir de las cotas D y E. En la figura

6.43 los desplazamientos resultan hacia arriba, por lo que los desplazamientos ne­ cesarios en la máquina serán en sentido positivo en el plano considerado. Para la resolución analítica del problema de alineación, se utilizan las relaciones trigonométricas de la figura 6.42. Considerando el triángulo correspondiente a la lectura del comparador axial, se puede obtener la relación entre X, G y a: (en la figura 6.42 el valor de

es negativo)

[6.3]

donde se ha considerado que un ángulo a es positivo en sentido contrario a las agujas del reloj y medido desde el eje de la parte fija hasta el eje de la parte móvil. Esta expresión permite calcular el ángulo de desalineación angular (a), cuyo valor es sensible al signo de X: ( grados)

[6.4]

donde la aproximación de esta expresión es aceptable siempre que|.Z/G| < 0.25 . La desalineación paralela DP en el centro del acoplamiento se puede obtener a partir de la medida del comparador radial (R ) y del ángulo de desalineación a ante­ riormente obtenido según la figura 6.42: R C DP ------------------- t g a 2-co sa 2

[6.5]

Pero el ángulo a es habitualmente muy pequeño en valor absoluto (muy próxi­ mo a 0o) y, consecuentemente, el coseno del mismo es prácticamente 1. Teniendo esto en cuenta e incluyendo la ecuación 6.3, la ecuación anterior se transforma con gran aproximación en las siguientes: [6 .6 ]

donde R y X son variables con signo, mientras que C y G son cotas o dimensiones sin signo (positivas). Conocidos los valores de desalineación paralela DP y de desalineación angular а , se puede utilizar un criterio como los presentados en el apartado 6.3.1 (figura б.33 y figura 6.34) para verificar si el estado de alineación está dentro de los lími­ tes aceptables o no. Si no estuviera dentro de los límites aceptables, se puede desplazar la parte mó­ vil para lograr una mejor alineación. Para la obtención de los desplazamientos se procede de forma similar a como se hizo para la obtención de la desalineación pa­ ralela. Así, a partir del ángulo de desalineación a y de la medida del comparador

radial se puede obtener el desplazamiento necesario en los apoyos cercano (DAC) y lejano (DAL) al acoplamiento (figura 6.42): [6.7]

[6.8] Utilizando de nuevo el hecho de que el ángulo a es habitualmente muy pequeño en valor absoluto (el coseno del mismo es prácticamente 1) e incluyendo la ecua­ ción 6.3, las ecuaciones anteriores se transforman con gran aproximación en las siguientes: [6.9]

[6 . 10]

donde R y X son variables con signo y C, D, E y G son cotas o dimensiones sin signo (positivas). Estas dos ecuaciones son sensibles a los signos de los valores de R y X, según son calculados en las ecuaciones 6.1 y 6.2. Tal como se ha resuelto la formulación del problema, si los desplazamientos obtenidos son positivos, eso es indicativo de que el apoyo debe ser desplazado en sentido positivo, y al contrario si son negati­ vos. El método radial-axial proporciona una visualización intuitiva de las posiciones relativas de los dos ejes. Sin embargo, presenta ciertos inconvenientes que hacen al método de los comparadores alternados (véase el apartado 6.3.4.5) más indicado en ciertos casos. De los inconvenientes del método radial-axial, los principales son los siguientes: -

-

-

En el caso de girar solamente la parte móvil, la posible excentricidad de la pared cilindrica del acoplamiento con respecto al eje geométrico puede indu­ cir a errores en las lecturas. Además, si dicha excentricidad es excesiva o in­ consistente puede llegar a ser difícil de compensar. En el caso de girar exclusivamente el eje de la parte móvil, cualquier irregu­ laridad en la cara sobre la que apoya el comparador axial puede derivar en una lectura errónea que lleve a una alineación incorrecta. Si alguno de los ejes presenta una cierta holgura axial (por ejemplo, en el ca­ so de ejes apoyados mediante cojinetes de fricción), esto puede provocar

-

-

-

errores en las lecturas del comparador axial. En tales casos resulta necesario colocar topes axiales para la alineación. Si el espacio no permite colocar el comparador axial en la cara externa del acoplamiento, es necesario quitar el elemento intermedio del acoplamiento, lo cual puede llegar a ser una tarea ardua. Si pese a quitar el elemento inter­ medio del acoplamiento, no existe hueco suficiente para el comparador axial, el método no se puede aplicar. La precisión obtenida en la alineación es tanto menor cuanto mayor sea la distancia entre los platos del acoplamiento (es decir, cuanto mayor sea C) y menor sea su radio (es decir, cuanto menor sea G). Así, el método no está indicado para este tipo de acoplamientos. En acoplamientos con gran hueco intermedio, la barra que soporta los com­ paradores es susceptible de deformarse, alterando las medidas obtenidas.

Sin embargo y pese a estos inconvenientes, el método radial-axial, dentro de los métodos manuales, se sigue utilizando en aplicaciones en las que existe una o va­ rias de las siguientes condiciones: -

Cuando uno de los ejes no puede ser girado debido a la tipología de la má­ quina. Cuando el hueco entre los platos del acoplamiento es pequeño. Cuando los platos del acoplamiento son de gran diámetro (en relación al hueco intermedio del mismo).

Finalmente, se desea insistir en el hecho de que, con este método, se obtienen siempre mejores resultados si se giran los dos ejes para tomar las lecturas en los casos en los que es posible, ya que de esta forma se eliminan los errores derivados de la posible excentricidad del acoplamiento y defectos o falta de perpendiculari­ dad en su cara frontal. Si la rotación de ambas partes no es posible, se deberá reali­ zar un procedimiento de verificación y compensación de la excentricidad y de la falta de perpendicularidad.

6.3.4.5. M É T O D O D E L O S C O M P A R A D O R E S A L TE R N A D O S De forma similar al método radial-axial, este método se basa en la utilización de dos relojes comparadores. Sin embargo, en este caso, cada uno de los comparado­ res está fijo a cada una de las partes de la máquina que quedan a ambos lados del acoplamiento (figura 6.44).

Figura 6.44. Montaje de! método de comparadores alternados

Así, existirá un comparador que se moverá solidariamente con el eje de la parte fija de la máquina (comparador F) y el otro con el eje de la parte móvil (compara­ dor M) (figura 6.45). La alineación también se realiza de forma independiente en los dos planos: horizontal y vertical. Para la toma de medidas se giran simultánea­ mente los dos ejes. A partir de las medidas tomadas se determinan los desplaza­ mientos de los apoyos cercano (DAC) y lejano (DAL) de la parte móvil para lograr la alineación óptima. La figura 6.45 representa la situación de los comparadores en las dos medidas que se toman en un plano de alineación. Como en el método radial-axial, en este plano se toman dos medidas, una en el lado positivo (P) y otra en el lado negativo (N). Así se llega a las lecturas FP (comparador Fijo, lado Positivo) y F N (compa­ rador Fijo, lado Negativo) proporcionadas por el comparador de la parte fija y a las lecturas MP (comparador Móvil, lado Positivo) y M N (comparador Móvil, lado Negativo) proporcionadas por el comparador de la parte móvil.

Comparador Parte Móvil (M)

máquina. Por este motivo se suelen utilizar escalas distintas que magnifiquen las distancias verticales a la vez que reduzcan las horizontales.

Figura 6.46. Resolución gráfica del problem a de alineación según el método de los comparadores alternados

Una vez dibujado el eje horizontal, se marcan sobre dicho eje los puntos impor­ tantes de la máquina designados por las cotas A, B, C, D y E de la figura 6.45. Pos­ teriormente, partiendo del punto P0 situado en el eje de la parte fija (a una distancia A+B de las patas más a la izquierda de la parte fija), se dibuja verticalmente un segmento de longitud -MI2 (MI2 cambiado de signo). La representación se hace hacia arriba si -M es positivo y hacia abajo si -M es negativo (en el ejemplo de la figura 6.45, M es positivo, por lo que - M es negativo y por eso se dibuja hacia aba­ jo). Se llega así al punto Pi. A continuación, partiendo del punto P2 (a una distancia A+B+C de las patas más a la izquierda de la parte fija) se dibuja verticalmente un segmento de longitud F/2 (la magnitud F no se cambia de signo). La representación se hace hacia arriba si F es positivo y hacia abajo si F es negativo (en el ejemplo de :a figura 6.45, F es negativo y por eso se dibuja hacia abajo). Se llega así al punto P 3 . La recta que pasa por los puntos Pi y P 3 representa el eje de la parte móvil. Co­ nocido el eje se puede obtener fácilmente los desplazamientos necesarios DAC y DAL a partir de las cotas D y E. En la figura 6.46 los desplazamientos resultan hacia arriba, por lo que los desplazamientos necesarios en la máquina serán en sentido positivo en el plano considerado. La solución analítica se plantea a partir de las relaciones trigonométricas que se rueden extraer de la figura 6.45. Conocidas las medidas de los comparadores, F y A/, se puede determinar la magnitud del ángulo de desalineación (a ) en el plano .onsiderado:

(en la figura 6.45, este valor es negativo)

[6.13]

donde se ha considerado que el ángulo a es positivo en sentido contrario a las agu­ jas del reloj y medido desde el eje de la parte fija hasta el eje de la parte móvil. Pero, teniendo en cuenta que el ángulo a es habitualmente muy pequeño, el coseno del mismo es prácticamente 1 y la ecuación anterior se puede transformar con gran aproximación en esta otra: [6.14]

De esta expresión se puede despejar el ángulo de desalineación a , quedando: [6.15]

donde la aproximación de esta expresión es aceptable siempre que: \(F + M )/2 C \< 0 ,2 5

[6.16]

La desalineación paralela DP en el centro del acoplamiento se puede obtener a partir de la medida del comparador radial (R) y del ángulo de desalineación a ante­ riormente obtenido según la figura 6.45: [6.17]

donde M y F son variables con signo, mientras que C es una cota o dimensión sit signo (positiva). Conocidos los valores de desalineación paralela DP y de desalineación angula а , se puede utilizar un criterio como los presentados en el apartado 6.3.1 (figun б.33 y figura 6.34) para verificar si el estado de alineación está dentro de los lím tes aceptables o no. Si no estuviera dentro de los límites aceptables, se puede desplazar la parte m :vil para lograr una mejor alineación. Para la obtención de los desplazamientos procede de forma similar a como se hizo para la obtención de la desalineac paralela. Así, a partir del ángulo de desalineación a y de la medida del compa radial se puede obtener el desplazamiento necesario en los apoyos cercano (DACi lejano (DAL) al acoplamiento (figura 6.45): [6. 1*

[6.19]

y, sustituyendo tg a por su valor obtenido de la ecuación 6.13 se llega a: [6 .20]

[6.21]

donde M y F son variables con signo y C, D y E son cotas o dimensiones sin signo. Estos valores obtenidos son las distancias que se han de elevar los apoyos del eje de la parte móvil para una correcta alineación en el plano vertical. Un signo negativo en los desplazamientos obtenidos de las ecuaciones 6.20 y 6.21 indicaría una necesidad de descenso del apoyo correspondiente. Aunque se ha realizado el desarrollo para el plano vertical, como se ha explica­ do en el método radial-axial, éste sería igualmente válido para el plano horizontal. Dentro de los métodos manuales, el método de los comparadores alternados cuenta con gran aceptación entre los ingenieros de mantenimiento porque presenta ciertas ventajas que son expuestas a continuación: -

-

Proporciona una muy buena precisión cuando los diámetros de los platos del acoplamiento son pequeños (mejor que la de otros métodos). Las medidas se pueden tomar con los ejes acoplados, por lo que no requiere el desmontaje del acoplamiento. Generalmente, ambos ejes son girados conjuntamente y, de esta forma, la posible excentricidad de las caras laterales del acoplamiento no afecta la me­ dida. La holgura axial de los ejes (imprescindible en algunas máquinas) no afecta significativamente las medidas. Los desplazamientos necesarios están relacionados con las lecturas de los comparadores de forma intuitiva, lo que proporciona seguridad en los cálcu­ los.

En oposición a estas ventajas, el método cuenta con una serie de inconvenientes que hacen poco indicado su uso en ciertas aplicaciones: -

Se requiere la rotación de ambos rotores. Si un rotor de una máquina no se puede mover, el método no es aplicable. Proporciona una precisión menor en máquinas axialmente muy próximas con acoplamientos de gran diámetro.

-

No puede ser utilizado en pequeñas máquinas con espacio insuficiente para instalar dos brazos soporte y los correspondientes relojes comparadores. En máquinas con acoplamiento de gran diámetro y distancias axiales gran­ des, los brazos de los comparadores hacen difícil la toma de datos consisten­ tes y sin error.

Estudiando las ventajas y los inconvenientes de los dos métodos expuestos hasta el momento, puede observarse que son métodos complementarios ya que cada uno es indicado para aplicaciones en las que el otro no lo es. Contando con ambos mé­ todos manuales se asegura un buen resultado en la gran mayoría de las aplicacio­ nes.

Emisor de luz

Sensor receptor

Figura 6.47. Dispositivo láser para alineación de ejes

6.3.4.6. MÉTODO DE ALINEACIÓN POR LÁSER Los sistemas de alineación por láser están basados en los mismos principios que el método de los comparadores alternados. Sin embargo, en lugar de utilizar ele­ mentos mecánicos (tales como galgas o relojes comparadores) para tomar las me­ didas, se utilizan dispositivos láser (figura 6.47) que son mucho más precisos. Es­ tos dispositivos cuentan con un emisor de luz láser y un sensor de luz capaz de

determinar con gran precisión la posición en la que incide el haz de otro dispositi­ vo. Así, el montaje habitual cuenta con dos dispositivos cada uno de los cuales se monta sobre una parte de la máquina (figura 6.48), enfrentados de forma que el haz de luz emitido por cada uno incide sobre el sensor del otro. Los dispositivos cuen­ tan además con un inclinómetro que mide con precisión la orientación del mismo con respecto a la vertical.

Figura 6.48. Montaje de un sistema de alineación por láser

La información leída por los dispositivos láser es transmitida a un analizador portátil (generalmente mediante conexión por cable o por infrarrojos) (figura 6.48) que se encarga de procesarla y, en base a las medidas de la máquina (que el usuario debe proporcionar al analizador) determina no solamente el tipo y grado de desali­ neación de los ejes, sino los desplazamientos necesarios en la parte móvil para

conseguir la alineación perfecta. Además, una vez desplazada la máquina, el siste­ ma permite verificar la calidad de la alineación. Los sistemas de alineación por láser se basan en el hecho de que, cuando los ejes están perfectamente alineados, un haz de luz fijo a una de las partes dibuja, al girar el eje, una circunferencia perfecta sobre un plano fijo en la otra parte (figura 6.49a). Sin embargo, cuando los ejes están desalineados la figura dibujada deja de ser una circunferencia para ser una elipse (si existe desalineación angular) que además está descentrada (si existe desalineación paralela) (figura 6.49b). Los sistemas de alineación por láser más simples toman medidas solamente en cuatro posiciones, dos en el plano vertical y dos en el plano horizontal. Así, reali­ zan una alineación independiente en los dos planos de forma similar a los métodos basados en medición con comparadores. Circunferencia en el plano n

El haz láser dibuja una circunferencia perfecta

Elipse en el plano n

El haz láser dibuja una elipse descentrada

Figura 6.49. Principio de funcionam iento de los sistemas de alineación p o r láser

Los sistemas más evolucionados realizan una medida a lo largo de toda la rota­ ción o de parte de ella, obteniendo puntos de la elipse. Los analizadores realizan un ajuste estadístico de los datos obtenidos, consiguiendo con ello importantes venta­ jas: -

El ajuste estadístico permite obtener información sobre la desalineación con mucha más precisión que a partir de la toma independiente de medidas en dos planos.

-

El tratamiento estadístico de los datos permite eliminar puntos que se alejan mucho del ajuste, permitiendo descartar los errores de medida. Para obtener información suficiente sobre la desalineación de las máquinas, no es necesario tomar datos en toda una vuelta del eje (360°), sino que puede hacerse tomando datos incluso solamente en un cuarto de vuelta (90°). Esto es muy útil en los casos en los que por falta de espacio o por limitaciones en la movilidad de las máquinas, los dispositivos láser colocados sobre los ejes no pueden ser rotados completamente.

Como ejemplo, la figura 6.50 muestra el ajuste estadístico de los datos obteni­ dos por los dispositivos láser asociados a las máquinas a ambos lados del acopla­ miento. En ella se observan tanto los puntos tomados como las curvas ajustadas. El sistema indica (en porcentaje) la calidad del ajuste y permite excluir manualmente datos que se alejan de la curva ajustada. También muestra los datos correspondien­ tes a las curvas resultantes.

MAQ. A

MAQ. B

2. AHGUL:192 VERT,:-0.300 EST.:-0.£60 Figura 6.50. Ajuste estadístico de las medidas en un sistema de alineación por láser

Pero, además de las comentadas, los sistemas de alineación por láser cuentan con otras importantes ventajas que se resumen a continuación:

-

Los sensores de luz láser poseen mejor precisión que los elementos mecáni­ cos de medición (relojes comparadores, etc.), por tanto, este método propor­ ciona resultados mucho más precisos y posee una mayor repetibilidad. - La eliminación de soportes mecánicos sometidos a flexión contribuye a me­ jorar aún más la precisión de este método frente a los métodos que los utili­ zan. - La medición automática elimina los errores potenciales del operador. - El cálculo de desplazamientos a partir de las medidas es realizado de forma automática, lo que evita la posibilidad de errar en los cálculos, además de in­ crementar la comodidad del operador y disminuir el tiempo necesario para la operación de alineación.

El principal inconveniente de este sistema es que depende de la transmisión del haz de luz láser, el cual es susceptible de problemas en ciertos ambientes. Así, la existencia de ondas de calor, vapor, variaciones en la temperatura, luz solar intensa y polvo pueden distorsionar el haz de luz y provocar que el sistema funcione con imprecisión.

6.3.5. C O N S ID E R A C IO N E S P R E V IA S A L A A L IN E A C IÓ N D E E JE S Como se ha visto, los métodos de alineación de ejes se basan en la toma de me­ didas con gran precisión ya que las desalineaciones son muy pequeñas. Sin embar­ go, antes de proceder con la alineación, es necesario tener en cuenta algunas consi­ deraciones y realizar ciertas comprobaciones para asegurar la viabilidad del proce­ dimiento y la validez de los resultados. Así, por ejemplo, si la máquina no está bien diseñada, la bancada carece de la rigidez suficiente o la cimentación de la máquina no es sólida, no será posible con­ seguir una alineación de calidad ya que el eje se moverá durante el funcionamiento debido a las deformaciones permitidas por estas deficiencias. Es muy importante plantearse estas y otras consideraciones antes de proceder con el proceso de alineación. A continuación se describen las más importantes. -

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Configuración de la máquina. Consiste en un análisis preliminar con el obje­ tivo de determinar los puntos de apoyo de las dos partes a alinear y decidir cuál será la parte fija y cuál la móvil. En general, se considerará la parte móvil, aque­ lla que presente una mayor facilidad para el movimiento considerando todos los factores posibles (volumen, peso, tipo de apoyos, instalaciones conectadas, etc.) Estado de la estructura de la máquina. Antes de proceder con la alineación, es necesario revisar el estado general de la máquina con el fin de verificar la au­ sencia de grietas y daños que puedan representar pérdidas de rigidez en la má­

-

quina. Esta inspección debe extenderse a todos los elementos de la máquina, desde los móviles hasta la estructura. Si existieran, dichos defectos podrían lle­ gar a dificultar o hacer imposible la alineación. En tal caso resulta más intere­ sante posponer el trabajo de alineación y realizar antes un trabajo de reparación que subsane los defectos detectados. Tipo de máquina y configuración de los apoyos. Estas consideraciones pue­ den influir notablemente en el procedimiento de alineación. Son consideracio­ nes de muchos tipos y muy numerosas, que se han de estudiar in situ y para lo que se requiere práctica y experiencia.

Plano vertical

Rotor pesado provoca la flexión del eje

Plano vertical

Rotor en equlibrio dinámico

Cuando la máquina está parada, el rotor pesado provoca la flexión del eje. Al realizar el procedimiento de alineación, la parte móvil se alinea con el eje de la parte fija en su situación de flexión.

Cuando la máquina está en marcha, el rotor pesado adopta una situación de equilibrio dinámico en la que prácticamente no hay flexión. En estas condiciones de funcionamiento, la parte móvil está desalineada. (b) Situación de máquina en marcha Figura 6.51. Influencia de un rotor pesado que se equilibra dinámicamente durante el funcionam iento en el procedim iento de alineación

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Como ejemplo de influencia del tipo de máquina se puede comentar el hecho de que en algunas máquinas con rotores pesados (turbinas de gas industriales, por ejemplo), cuando se mide la desalineación con la máquina parada, el eje se cur­ va por flexión debido al peso del rotor entre los apoyos (figura 6.5 la), mientras que en situación de marcha el eje puede recuperar su posición rectilínea (figura 6.51b). Esta diferencia puede falsear el trabajo de alineación de forma que aun­ que la máquina quede bien alineada durante la parada, no lo esté durante su fun­ cionamiento normal, que es cuando se requiere. En cuanto a la influencia de la configuración de los apoyos, en grandes máqui­ nas con ejes apoyados en cojinetes de fricción, la posición del eje cuando la máquina está parada (momento en que se realiza la alineación) no es la misma que cuando la máquina está en marcha. Esto es debido a que, durante el funcio­ namiento, la presión hidrodinámica generada en el cojinete cambia la posición del eje respecto a cuando la máquina está parada. En estos casos es importante realizar una estimación de la posición real del eje durante el funcionamiento de la máquina. Si ésta cuenta con un sistema que monitoriza la posición del eje, es­ ta estimación puede ser sencilla y precisa. Si no existe monitorización, el pro­ blema puede ser más difícil. En cualquier caso, una vez realizada la estimación de la posición real, el error introducido al medir con la máquina parada debe ser tenido en cuenta al determinar los desplazamientos de alineación. Acoplamiento. El tipo y estado del acoplamiento puede influir en el proceso de alineación de diferentes maneras. En el caso de alineación con relojes compara­ dores, en general se recomienda utilizar las superficies del acoplamiento (de ra­ dio mayor que las de los ejes) para apoyar los relojes y tomar las medidas. Aun­ que, en teoría, la medida de la desalineación con comparadores puede realizarse girando sólo una parte de la máquina, en la práctica, si la máquina lo permite es muy importante mantener las dos partes acopladas de forma que ambas giren solidariamente. De esta forma, la posible excentricidad del acoplamiento no in­ fluye en la medida (esto se expondrá con más detalle a continuación al tratar la influencia de los defectos geométricos). Pero incluso manteniendo acopladas las partes, la medida puede contener erro­ res si el acoplamiento está desgastado, defectuoso, contiene holguras o no está firmemente anclado al eje. Por estos y otros motivos, el acoplamiento debe ser inspeccionado antes del proceso de alineación. Defecto geométrico en ejes y acopiamiento (runout). Este defecto provoca la falta de coincidencia del eje geométrico de rotación de la máquina y el eje del plato del acoplamiento. Puede atribuirse a una deformación permanente en el eje (eje combado, figura 6.52a) o a un defecto de fabricación del acoplamiento, en el que el agujero, respecto a la cara cilindrica exterior, puede estar desviado de forma angular (figura 6.52b), paralela (figura 6.52c) o una combinación de ambas.

El defecto geométrico introduce un error en la medida de la desalineación cuan­ do se utilizan comparadores para realizar la medición y cuando solamente se gi­ ra una de las partes de la máquina. En el caso de utilizar dispositivos láser, la rotación de ambos ejes es un requisito, por lo que el efecto de estos defectos se minimiza. Además, estos dispositivos pueden montarse directamente sobre los ejes, con lo que la influencia de defectos en el acoplamiento es nula. Eje de rotación de la máquina

Eje de rotación de la máquina

Eje del acoplamiento

Eje del acoplamiento (a) Problema de eje combado

(b) Problema de acoplamiento con desalineación oblicua

(c) Problema de acoplamiento con desalineación paralela

Figura 6.52. Defecto geom étrico en ejes y acoplamiento.

Como ejemplo, la figura 6.53a muestra dos ejes perfectamente alineados de una máquina en la que sólo se puede girar la parte izquierda. La parte derecha cuen­ ta con un acoplamiento con desalineación paralela (acoplamiento excéntrico). A girar la parte izquierda apoyando el palpador del comparador sobre el plato ex­ céntrico de la parte derecha, se obtiene una lectura que refleja una desalineación paralela de los ejes aún cuando éstos están perfectamente alineados. Por lo tan­ to, la excentricidad del plato derecho del acoplamiento afecta notablemente a la medida de la desalineación. Si es posible girar el eje, el diagnóstico de la desalineación paralela (excentrici­ dad) de un acoplamiento puede realizarse fácilmente utilizando un comparador con base en la bancada y palpando la superficie cilindrica del acoplamiento (figura 6.53b). Si existe excentricidad, el comparador indicará medidas diferen­ tes al girar el eje. La excentricidad (e) del plato será la mitad de la distancia re­ gistrada por el comparador (c) entre sus valores extremos al girar el eje una vuelta. La detección de una desalineación angular del eje puede realizarse de forma si­ milar colocando el comparador en dirección axial sobre la superficie frontal del acoplamiento (figura 6.53c). El ángulo (a, en radianes) de desalineación del plato del acoplamiento respecto al eje que lo soporta será igual a la distancia re­ gistrada por el comparador (c) dividido por el radio del punto de medida (/?). Si

el acoplamiento no presenta desalineación angular, la medida del comparador será nula y, en consecuencia, el ángulo de desalineación también. Finalmente, si el problema es la existencia de un eje combado, la detección puede lograrse tomando con un comparador una medida radial sobre el eje (figura 6.53d). Si el eje no está combado, la medida del comparador será nula.

Antes de iniciar un procedimiento de alineación se ha de detectar si existe algu­ no de los defectos geométricos expuestos. Para ello, se debe realizar una medida radial y otra axial con un comparador referenciado en la estructura de la máqui­ na u otra parte inmóvil y estacionaria. Si se detecta alguno de los problemas, se debe, a continuación, realizar otra medida sobre el eje, para determinar si el de­ fecto está en el acoplamiento (el comparador no registra desplazamiento al girar el eje), en el eje (el comparador registra desplazamiento al girar el eje) o en am­ bos.

Si se detecta la existencia de algún defecto geométrico, se puede optar por aco­ plar los ejes (con lo que se minimiza el error asociado a este defecto), por mar­ car el acoplamiento para indicar la dirección de deformación y posteriormente corregir las medidas durante el procedimiento de alineación, o por no realizar la alineación y esperar a la reparación del defecto (sustitución del eje o del aco­ plamiento). - Juego radial, axial y torsional. El juego en el acoplamiento está provocado por las holguras existentes en los apoyos de los ejes acoplados, de forma que uno de los ejes puede moverse con respecto al otro de acuerdo con las holguras. La existencia de juego radial implica que, cuando los ejes están acoplados, existe la posibilidad de movimiento relativo entre los ejes en dirección radial, el juego axial implica la posibilidad de movimiento axial y el juego torsional implica que uno de los ejes puede girar con respecto al otro y puede existir cierto desfa­ se en el movimiento de rotación. De estos tres tipos de juegos, el más problemático para la medida de la desali­ neación es el juego radial. Este juego viene asociado habitualmente a las holgu­ ras existentes en cojinetes de fricción tal como se ha comentado anteriormente, aunque también puede deberse a un mal estado de los rodamientos o a proble­ mas en el acoplamiento. En el primer caso, juego normal en cojinetes de fric­ ción, la solución pasa por restringir la holgura durante la medida y estimar la posición real del eje durante el funcionamiento, de acuerdo con la holgura radial existente. En el segundo caso, mal estado de los apoyos, procede realizar una sustitución de los apoyos defectuosos antes de realizar la alineación. El juego axial puede existir también en determinados ejes, sobre todo cuando el apoyo axial se consigue mediante un cojinete plano de empuje. Aunque este ti­ po de juego es menos problemático que el radial, conviene reducirlo ejerciendo presión en el eje en uno de los sentidos axiales (por ejemplo, mediante un gato hidráulico). El juego torsional, si existe, se debe al uso de un acoplamiento con flexibilidad torsional. Este juego introduce un gran error cuando se utilizan sistemas de ali­ neación por láser y un error menor cuando la medida de la desalineación se ob­ tiene mediante relojes comparadores. En cualquier caso, es importante eliminar­ lo (especialmente cuando se usan dispositivos láser), para lo cual puede utilizar­ se cualquier medio que acople las partes con rigidez torsional (por ejemplo, una cinta adhesiva de tela resistente uniendo los dos platos del acoplamiento). Tras esto, es importante girar ambos platos siempre en el mismo sentido eliminando, de esta forma, el posible juego residual que quede. - Temperatura. Las diferencias de temperatura cuando la máquina está parada durante un tiempo (es decir, cuando se ha alcanzado un régimen térmico esta­ cionario en frío) frente a cuando la máquina está en marcha un tiempo (es decir, se ha alcanzado el régimen térmico estacionario en caliente) provocan dilatacio­

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nes diferenciales en distintos puntos de la máquina que se traducen en despla­ zamientos de los apoyos de cada eje y, por tanto, en un cambio de la posición del mismo. El problema de la dilatación es que se desea que los ejes estén perfectamente alineados cuando la máquina está en marcha (situación en caliente), pero se to­ man las medidas para establecer la alineación cuando la máquina está parada (situación en frío). Un posible remedio a este problema consiste en mantener la máquina funcionando en situación caliente estacionaria hasta justo antes de rea­ lizar la medida. Así, tras la parada de la máquina, la medición debe realizarse con la máxima celeridad para evitar el error introducido por el enfriamiento. La mejor o peor obtención de resultados dependerá de la pericia del técnico y de los medios de que disponga. En estos casos, la utilización de dispositivos láser es muy recomendable, ya que estos dispositivos se montan en un tiempo mucho menor que los relojes comparadores, evitando que la máquina se enfríe dema­ siado. Algunos autores que han tratado el tema de alineación proponen sencillos méto­ dos de cálculo para estimar los desplazamientos del eje provocados por la dila­ tación térmica. Estos métodos pueden ser utilizados en algunos casos como es­ timación o de forma orientativa. Sin embargo, en la mayoría de casos, las dila­ taciones diferenciales producen deformaciones tridimensionales de la máquina (bancada, carcasa y elementos mecánicos) tan complejas que no es posible es­ timar, con una simple operación matemática, los desplazamientos del eje debi­ dos a la dilatación. Instalaciones. Muchas máquinas requieren de distintos suministros continuados (electricidad, lubricante, aire comprimido, gas, agua, etc.) para poder funcionar correctamente. Estos suministros se realizan por conductos que provienen de fuera de la máquina y llegan a adentrarse en ella. Para ello, los conductos termi­ nan estando sujetos a la propia estructura de la máquina, formando una red de instalaciones sobre ella. En algunos casos, estas instalaciones cargan la estructu­ ra de la máquina hasta tal punto que su efecto en la misma es significativo para la alineación de los ejes. Por esto, es muy recomendable que antes de realizar el trabajo de alineación, todas las conducciones estén conectadas y en orden de utilización. Es más, si es posible, los conductos deben tener su presión habitual, aunque las válvulas de entrada estén cerradas. Cimentación y apoyos. El estado de los apoyos influye de forma directa e im­ portante sobre el procedimiento de alineación. En este sentido hay que tener en cuenta diferentes consideraciones antes de realizar el procedimiento de alinea­ ción:

• Se ha de inspeccionar la cimentación sobre la que se asienta la máquina. Si se detectan desperfectos o poca solidez, debe repararse antes de ejecutar el procedimiento de alineación. • Si existen, es necesario inspeccionar los pernos de amarre, asegurando su buen estado y un funcionamiento adecuado. Asimismo, se debe asegurar el buen estado de pernos de nivelación y bases de apoyo de las máquinas (que pueden ser metálicas, de neopreno, etc.), eliminado óxido y suciedad si los hubiera. También se han de inspeccionar calces si existen, sustituyéndolos si estuviesen en mal estado. • Finalmente, se ha de realizar una comprobación de la solidez del asenta­ miento, que es conocida habitualmente como verificación de pata falsa o pata coja. Una pata falsa de presenta cuando no todas las patas de la má­ quina contactan con sus respectivos asientos. Cuando existe una pata falsa, el apriete de los pernos de amarre obliga a la estructura de la máquina a de­ formarse para permitir el asiento de todas las patas. Esta deformación es muy negativa para el funcionamiento de la máquina en general y para el procedimiento de alineación en particular. El procedimiento de verificación de pata coja se describe más adelante dentro del procedimiento de alinea­ ción. -

Deformación de los soportes de los relojes comparadores. Cuando se utilizan relojes comparadores para medir la desalineación, éstos relojes se suelen montar sobre estructuras para medir sobre el eje o acoplamiento de una parte de la má­ quina estando referenciados en el eje de la otra parte de la máquina. Estos so­ portes sufren deformaciones que, aunque pequeñas, pueden ser del mismo orden de magnitud que la medida que se desea realizar. Por este motivo es importante tenerlas en cuenta, ya que pueden suponer un error importante que lleve a una conclusión errónea sobre el estado de alineación de la máquina. Para estimar la deformación de los soportes, se realiza un montaje como el que se muestra en la figura 6.54. Se monta el comparador sobre una estructura lo más parecida posible (en forma y dimensiones) a la que posteriormente se utili­ zará para medir la alineación. La estructura se fija a uno de los ejes de la má­ quina y el comparador se puede apoyar en el plato del acoplamiento que está montado sobre el mismo eje. La deformación por gravedad sólo afecta a las medidas del plano vertical. Si no actuara la gravedad (figura 6.54a), no habría deformación y, por tanto, la medida c del comparador entre la posición vertical positiva (medida VP) y la medida vertical negativa (medida VN) sería nula. Sin embargo, al actuar el comparador (figura 6.54b), la deformación siempre es hacia abajo, por lo que existe una diferencia entre la medida de las dos posicio­ nes verticales (arriba VP y abajo VN). Asumiendo que la deformación es peque­ ña (la figura muestra una deformación exagerada válida para esta explicación)

el ángulo a será despreciable y, si además se considera que la deformación es simétrica, el error cometido en cada medida vertical es igual a la mitad de la de­ formación c medida entre las dos posiciones verticales. Es decir, el error de de­ formación (£d) es: [6.22]

Figura 6.54. Estimación del error introducido por la deformación de los soportes de los comparadores

Algunos métodos de alineación utilizan comparadores dispuestos en dirección axial. En general, estos comparadores no se ven afectados de forma sensible a la acción de la gravedad sobre los soportes, por lo que el efecto de la misma sobre la medida puede despreciarse. Si en el método de alineación existen dos comparadores radiales con soportes estructuralmente diferentes, habrá que obtener el error de deformación del so­ porte asociado a cada uno de ellos. Posteriormente la medida de la desalinea­ ción tendrá que ser corregida con el error de deformación. Si el comparador es radial, la medida vertical positiva de la desalineación tendrá que ser disminuida restando el error de deformación, mientras que la medida vertical negativa de la desalineación tendrá que ser incrementada sumando el error de deformación. Utilizando el subíndice e para las medidas de la desalineación originales que

contienen error por deformación de soportes (medidas antes de ser corregidas), las medidas verticales de la desalineación corregidas se determinan: VP = V P - e D VN = VNe +sD

[6.23]

Una vez que se han corregido las medidas, se puede continuar con el cálculo de desplazamientos necesarios para la alineación. Las consideraciones anteriormente expuestas suponen solamente un resumen de las más importantes de entre un gran número de consideraciones posibles. Depen­ diendo del tipo de máquina y su funcionamiento, es posible que sea necesario tener en cuenta nuevos factores. En general, evaluar los condicionantes que permiten lograr una alineación óptima es un procedimiento complejo, que requiere amplios conocimientos, tanto de las máquinas que se pretenden alinear, como de procedi­ mientos de alineación.

6 3 .6 . P R O C E D IM IE N T O D E A L IN E A C IÓ N Es fundamental para lograr una alineación óptima que el procedimiento sea eje­ cutado correctamente, contemplando todas las consideraciones que se han expuesto anteriormente (véase el apartado 6.3.5). Lógicamente, el procedimiento es distinto según se vaya a utilizar comparadores o dispositivos láser para medir la desalinea­ ción de los ejes. Los dispositivos láser son más precisos y la unidad de cálculo asociada a ellos realiza diversas comprobaciones que ahorran tiempo y que no exi­ gen tantas precauciones. En este apartado se va a exponer paso a paso el procedi­ miento de alineación utilizando comparadores, por ser más completo y contemplar todas las precauciones que son necesarias para lograr precisión. La explicación está basada en la utilización de un informe para trabajos de alineación de 6 páginas (figura 6.55) que debe ser rellenado por el técnico de alineación conforme realiza el trabajo. Antes de comenzar el trabajo de alineación conviene hacer una revisión para asegurar que se cuenta con todo el material necesario: galgas de espesor calibrado, calces para maquinaria, regla, cinta métrica, calibres, comparadores con sus respec­ tivos soportes, calculadora y material de escritura, herramientas variadas y espe­ cialmente para aflojar tuercas y pernos, cepillo metálico y lija para limpieza de óxidos y rebabas, cinta adhesiva de tela resistente, elementos para desplazar la máquina (gatos hidráulicos o similares), etc.

Una vez asegurado el material imprescindible, se puede comenzar a ejecutar el procedimiento de alineación, el cual cuenta con 10 pasos que se describen a conti­ nuación. Paso 1. Obtención de datos de la máquina. En este apartado se detallan todos los datos identificativos de la máquina, como son su nombre y la estación (o grupo) de máquinas a la que pertenece. También se incluye la velocidad de giro habitual de los ejes y se ha de decidir cual de las dos partes a ambos lados del acoplamiento actuará como parte fija y cual actua­ rá como parte móvil según las consideraciones detalladas en el apartado ante­ rior. Paso 2. Especificación de datos de la operación. En este apartado se detallan los datos del técnico que realiza el procedimiento de alineación, la fecha y hora de comienzo y el método de alineación que se va a emplear (radial-axial o comparadores alternados). Paso 3. Verificación del estado de la máquina y condiciones para la alineación. En esta etapa se examina la máquina y su entorno con el fin de asegurar que las condiciones son suficientes para que el trabajo de alineación sea posible (según se ha explicado en el apartado anterior). Si en algún aspecto el estado de la má­ quina no es adecuado, se recomienda posponer el trabajo de alineación hasta que la insuficiencia haya sido subsanada. Los puntos que se han de verificar se han agrupado en 8 categorías: • Cimentación y apoyos. Se ha de comprobar el estado de la cimentación, de las patas de la máquina y, en su caso, de los pernos de amarre, asegurando que el apoyo o anclaje de la máquina al suelo sea firme. • Estructura de la máquina. Se debe comprobar que la estructura no tiene da­ ños ni deterioros que afecten a su rigidez, de modo que ésta sea suficiente­ mente elevada para que las deformaciones sean despreciables para la ali­ neación de los ejes. • Tipos de apoyos (en el eje fijo y en el eie móvil). Se identifica y anota el tipo de apoyos de cada uno de los ejes que intervienen en la alineación. Además se ha de reflexionar sobre la rigidez de estos apoyos en los senti­ dos axial y radial. • Acoplamiento. Se debe realizar un examen minucioso del acoplamiento, identificando su tipo y estimando su grado de rigidez en los sentidos radial, axial y torsional, ya que la falta de rigidez en estos sentidos puede afectar notablemente a la medida de los comparadores, tal como se explicó en el apartado anterior (véase el apartado 6.3.5). Además, resulta interesante

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anotar si el acoplamiento permite la alineación de los ejes sin tener que desmontarlo. Defecto geométrico en ejes v platos del acoplamiento. Tal como se explicó anteriormente, se ha de realizar una comprobación (utilizando relojes com­ paradores) para conocer si existe algún defecto geométrico que pueda afec­ tar al proceso de alineación. Esta comprobación se ha de realizar en los ejes y platos del acoplamiento, tanto en el lado de la parte fija como en el lado de la parte móvil. Holgura en los ejes (juegos). La existencia de holguras y juegos en los ejes puede comprometer la medición de la desalineación. Por ello, en caso de detectar holguras se debe proceder a su eliminación antes de continuar con el procedimiento de alineación. Efecto de la temperatura. Según se expuso en el apartado anterior, el efecto de la temperatura puede invalidar el trabajo de alineación. Por ello se ha de realizar una comprobación que aclare si hay grandes cambios de tempera­ tura entre la situación de máquina en frío y máquina en caliente. También se ha de considerar si es posible realizar la medición de la desalineación en caliente para evitar los efectos nocivos de la dilatación. Instalaciones. Se ha de verificar la existencia de instalaciones conectadas a la máquina y si éstas pueden influir en deformaciones de la estructura de la máquina que, aunque pequeñas, puedan afectar a la alineación. En caso de existir, dichas instalaciones deberán estar conectadas y en situación de ser­ vicio de forma que al ejecutar el procedimiento de alineación la situación sea lo más parecida posible a la situación de funcionamiento de la máqui­ na.

Paso 4. Obtención de dimensiones de la máquina. En esta etapa se toman las medidas de la máquina y se anotan de acuerdo con el esquema de la figura 6.55. De las distintas dimensiones, G solamente es útil cuando se utiliza el método radial-axial para medir la desalineación y calcular los desplazamientos. Es muy probable que el valor de G no se conozca hasta que se hayan montado los comparadores, por lo que su anotación puede pospo­ nerse hasta dicho momento. Paso 5. Comprobación y corrección de patas falsas. Se dice que existe una situación de pata falsa (o pata coja) cuando el peso de la máquina no es soportado por todos sus apoyos. Dado que un plano viene defini­ do de forma inequívoca por 3 puntos, la existencia de 4 o más patas puede su­ poner que todas las patas no están en contacto con la cimentación. Si esto ocu­ rre, el peso de la máquina no se reparte entre todas las patas. Esto implica que durante el funcionamiento, debido a las fuerzas de operación de la máquina, la

estructura de la máquina puede deformarse provocando movimientos no desea­ dos que desalinean los ejes. Por este motivo, si existen patas falsas es necesario calzar la máquina de forma que su peso se reparta entre todas las patas. La ausencia de verificación de pata falsa antes de la alineación es la causa fun­ damental de frustración y pérdida de tiempo durante el procedimiento de alinea­ ción. En efecto, si no se realiza adecuadamente, las lecturas serán diferentes ca­ da vez que las tuercas de las patas son apretadas, aflojadas y apretadas de nuevo en cada desplazamiento de la máquina. Antes de comenzar con la verificación de patas falsas, hay que asegurarse de que la máquina está en condiciones similares a las de funcionamiento. Esto quiere decir que todas las instalaciones de la máquina están conectadas (esto es especialmente importante si se acaba de instalar la máquina), ya que algunas instalaciones suponen cargas para la estructura de la máquina. Tras esto se puede iniciar la verificación. El procedimiento de verificación de pata falsa de una máquina que está amarrada a la cimentación (caso más crítico) consta de los siguientes pasos: • Comprobar que el suelo, la base de la máquina y los puntos de apoyo están limpios de suciedad, óxido y posibles rebabas. Cepillar la base en caso de que sea necesario. • Soltar todos los elementos de fijación que aseguran la máquina al suelo. • Intentar hacer pasar galgas de calibración bajo cada uno de los apoyos. Cualquier apoyo que no descanse sólidamente sobre el suelo es una pata coja. • Calzar la pata falsa (con calces para maquinaria) hasta que no sea posible hacer pasar una galga de espesor mayor que 50 (im bajo ella. Tomar nota del calce añadido a cada pata. • Pretensar todos los pernos de las patas apretando todas las tuercas de forma que la máquina quede firmemente unida al suelo (en condiciones similares a las de funcionamiento). • Liberar la fijación de un apoyo (sólo uno) y medir su movimiento vertical (esto puede ser realizado con un reloj comparador apoyado y puesto a cero antes de liberar la fijación o bien, tras soltar la fijación, haciendo pasar gal­ gas de calibración hasta obtener la de mayor grosor que pasa por la holgu­ ra). Si la elevación es superior a 50 |im, calzar el apoyo con un espesor igual a la elevación que ha sufrido el apoyo. Pretensar el apoyo y repetir este paso desde el principio hasta que la elevación durante la liberación de la fijación sea menor que 50 fim. • Repetir el paso anterior con el resto de apoyos, uno por uno. Téngase en cuenta que cuando se está realizando el proceso con un apoyo, las fijacio­ nes del resto de apoyos deben estar firmemente apretadas.

Si la máquina no estuviera anclada (atornillada) al suelo, sino simplemente apo­ yada, el procedimiento anterior terminaría al calzar los apoyos que no descansan sólidamente sobre el suelo. Esta tarea de calzado debe realizarse con cuidado para no incurrir en la creación de una nueva pata coja cuando se está intentando eliminar una ya existente. Si se ha realizado el procedimiento correctamente, al finalizar se contará con la máquina firmemente apoyada en todas sus patas. Entonces se debe anotar en el informe (figura 6.55) el calce que se ha añadido (valor positivo) o restado (valor negativo) en cada pata. Paso 6. Estimación de deformación en soportes de comparadores. Se debe estimar la deformación que puede existir en los soportes de los compa­ radores. Esta deformación solamente afecta a la medida en comparadores radia­ les y en el plano vertical. La medida de la deformación se realiza de acuerdo con lo que se explicó en el apartado anterior (véase el apartado 6.3.5), según el cual se toman dos medidas en el plano vertical (una en la parte positiva o supe­ rior y otra en la parte negativa o inferior) por cada comparador radial. Después se obtiene la diferencia y, finalmente, el error de deformación (ed) es incluido en la medida vertical de cada comparador. Toda esta información se anota en el informe (figura 6.55) para luego tenerla en cuenta tras la medición de la desalineación. Paso 7. Medida de la desalineación. En esta etapa se mide la desalineación. Empleando comparadores se puede optar por utilizar el método radial-axial o el de los comparadores alternados, ambos contemplados en el informe de la figura 6.55. Con cualquiera de los dos métodos, se toman 4 medidas con cada comparador (una horizontal positiva, una horizontal negativa, una vertical positiva y otra vertical negativa) y se anotan. Las medidas verticales deben corregirse con el error de deformación de soportes obtenido en la etapa 6 de este procedimiento, anotando el resultado obtenido. Posteriormente (tras la corrección del error de deformación) se realiza la com­ probación de la regla de la cruz. Esta regla establece que la suma (con signo) de las medidas horizontales ha de ser igual a la suma (también con signo) de las medidas verticales en cada comparador. Si la regla de la cruz no se cumple (lo cual puede ser por varias causas según se explicó en el apartado 6.3.4.3), no se puede continuar con la alineación ya que la medida es incorrecta. Se debe com­ probar la causa de esta medición errónea y corregirla. Una vez que se ha superado (al menos con una buena aproximación) la regla de la cruz, se obtiene la medida de cada comparador por diferencia entre la medida

superior y la inferior, tal como se explicó al detallar cada uno de los métodos de alineación. Así en el método radial-axial se obtiene para el plano horizontal una medida radial (RH) y otra axial (XH), y para el plano vertical se obtiene una me­ dida radial (R¡.) y otra axial (X¡ j. De forma similar, en el método de los compa­ radores alternados, para el plano horizontal se obtiene una medida del compara­ dor fijo (Fh) y otra del comparador móvil (M h)\ y para el plano vertical una me­ dida del comparador fijo (F v) y otra del comparador móvil (Mr). Paso 8. Comprobación del estado de alineación. Tras la medida de la desalineación, en cada plano de alineación se determinan los parámetros que la caracterizan: desalineación paralela DP y desalineación angular a . Después se utiliza un criterio de alineación para decidir si el estado de desalineación de la máquina es aceptable o no en cada plano de alineación. Si fuera aceptable, aquí acaba el procedimiento. Si no lo fuera, entonces se con­ tinuará para desplazar la parte móvil de la máquina y asegurar que el estado de desalineación está dentro de la tolerancia requerida por el criterio utilizado. Si no se dispone de otro criterio o información, es posible utilizar el criterio ge­ neral descrito en el apartado 6.3.2. Tras el criterio, por cada plano de alineación, es necesario indicar si el estado de alineación es excelente, aceptable o inaceptable. Paso 9. Cálculo y ejecución de los desplazamientos de alineación. Los desplazamientos de alineación de los apoyos cercano y lejano al acopla­ miento de la parte móvil de la máquina se han de calcular separadamente para el plano de alineación horizontal y para el plano de alineación vertical. Así, esta etapa se ha de realizar una vez para cada plano. De acuerdo con el método empleado para el cálculo de desplazamientos de ali­ neación, resulta conveniente realizar primero un gráfico de la situación de des­ alineación. Para ello, se procede como se ha explicado en cada uno de los méto­ dos (resolución gráfica del problema de alineación). En el informe se ha inclui­ do una cuadrícula sin escala, que permitirá establecer la escala más conveniente (tanto horizontal como vertical) para la representación gráfica. Esto se realiza rellenando los rectángulos en blanco con las cifras adecuadas. Tras la representación gráfica se puede obtener del gráfico los desplazamientos necesarios en las patas de la parte móvil para lograr la alineación óptima. A continuación se calculan los desplazamientos analíticamente, según el méto­ do de alineación empleado. Estos desplazamientos obtenidos se comparan con los que se han obtenido gráficamente y se verifica su similitud (pueden existir pequeñas diferencias debido a la menor precisión del método gráfico). Tras el cálculo, es el momento de desplazar la parte móvil, tanto en el plano horizontal como en el vertical. Los desplazamientos se pueden llevar a cabo

mediante un gato hidráulico. Para controlar el desplazamiento es recomendable utilizar relojes comparadores (uno midiendo el desplazamiento del apoyo cerca­ no y otro el desplazamiento del apoyo lejano). Paso 10. Comprobación del estado de alineación final. Para finalizar el procedimiento, se ha de comprobar el estado de alineación final tras los desplazamientos de la parte móvil. Para ello se vuelve a medir la desali­ neación igual que en la etapa 7 y posteriormente se comprueba el estado de des­ alineación en cada plano a partir de los valores de desalineación paralela y an­ gular. Si el estado está dentro de la tolerancia, el procedimiento de alineación ha terminado. Si no, habrá que volver a comenzar desde el paso 7. En el procedimiento de alineación, existen ciertas recomendaciones que si se contemplan, se asegura una ejecución más rápida y con mejores resultados. Dentro de estas recomendaciones se incluyen las siguientes: -

La práctica común consiste en colocar, nivelar y asegurar la parte fija en la elevación requerida antes de ajustar la posición de la parte móvil para quedar alineada con la primera. Es recomendable colocar el eje central de la parte fi­ ja ligeramente por encima del de la parte móvil, de forma que los movimien­ tos de esta última durante la alineación sean movimientos de ascenso (pues, de lo contrario, puede darse el caso de que resulte imposible descender más la parte móvil). - Cuando se utilizan relojes comparadores para la alineación, es recomendable colocar el palpador siempre perpendicular a la superficie sobre la que apoya ya que, de lo contrario, la medida involucra un error debido a la inclinación. - Cuando se ha de calzar una máquina, elevarla solo lo imprescindible para poder incluir el calce. Así se evitan posibles movimientos no deseados y existe menor riesgo para las personas en la operación.

PROCEDIMIENTO DE ALINEACIÓN CON COMPARADORES

Figura 6.55a. Informe de trabajo de alineación (pág. 1)

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figura 6.55b. Informe de trabajo de alineación (pág. 2)

figura 6.55c. Informe de trabajo de alineación (pág. 3)

PROCEDIM IENTO DE ALINEACIÓN CON COM PARADORES

figura 6.55d. Informe de trabajo de alineación (pág. 4)

Pá*. 4/6

PROCEDIMIENTO DE ALINEACIÓN CON COMPARADORES

figura 6.55e. Informe de trabajo de alineación (pág. 5)

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jigu ra b.jDj. informe de trabajo de alineación (pag. ó)

7

EQUILIBRADO DE MAQUINAS

7.1. INTRODUCCIÓN El desequilibrio es una de las fuentes más frecuentes de vibraciones mecánicas. Diariamente es posible encontrar el fenómeno del desequilibrio en máquinas rotati­ vas, subestimando muchas veces su efecto: -

¿Por qué algunas máquinas son más ruidosas que otras? ¿Por qué a ciertos regímenes de funcionamiento la vibración de una máquina se incrementa notablemente?

Así por ejemplo, aparecen vibraciones indeseadas en el caso de un rotor cuyo eje de giro no coincide con el eje central de inercia. Ello es debido a que se generan fuerzas de inercia por acción centrífuga que afectarán a los cojinetes o rodamientos de apoyo. Esto se puede ver claramente al considerar el volante de la figura 7.1, de masa m, que gira solidario con el eje a velocidad constante co. Por un error de me­ canizado, el centro de gravedad del volante se encuentra a distancia rG del eje de giro. Durante el giro, se genera una fuerza de inercia que será absorbida en los apoyos, de valor:

Es decir, el eje rotor está sometido a un esfuerzo externo (la fuerza centrífuga) que aumenta en proporción al cuadrado de la velocidad de giro, y cuyas component es horizontal y vertical son funciones armónicas de frecuencia igual a la velocidad de giro, pero desfasadas 90°. Se dice que un rotor está desequilibrado cuando el eje de giro no coincide con el eje principal central de inercia. El desequilibrio puede provenir de errores de meca nizado, del uso de tomillos o remaches de tamaños distintos, etc. En la práctica, es imposible fabricar un rotor perfectamente equilibrado, ya que hay que considerar as tolerancias de fabricación, la imperfecta homogeneidad del material, etc. Por ello, en la ejecución de la máquina aparecen desequilibrios que será necesario co-

256

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

rregir a posteriori. De hecho, la operación de equilibrado es una de las más habitua­ les en el mantenimiento de maquinaria. A medida que las máquinas se hacen más rápidas, el equilibrado debe ser más preciso, por el aumento de las fuerzas centrí­ fugas. En principio, las piezas que se deben equilibrar son todas las que giran: ven­ tiladores, turbinas, volantes, ejes, motores eléctricos, embragues, engranajes, etc. R eacciones dinám icas

Figura 7.1. Fuerza de inercia desequilibrante sobre un volante

En las siguientes secciones se presentarán las técnicas usuales utilizadas para el equilibrado de elementos rotativos. Sin embargo, es importante señalar que el des­ equilibrio no se produce únicamente en elementos rotativos. Así por ejemplo, los motores alternativos de tipo biela manivela son sistemas que introducen desequili­ brios por dos motivos: variaciones periódicas de la presión de los gases que actúa sobre el pistón, y fuerzas de inercia no equilibradas de las partes móviles. El efecto de los gases puede estudiarse con ayuda de la figura 7.2. La fuerza F producida por los gases actúa sobre el pistón. Dicha fuerza se equi­ libra con la de compresión de la biela (F/cos<)>) y la de la pared de la culata (F-tan(|)). La fuerza de la biela se transmite a la manivela provocando unas reaccio­ nes en el apoyo de la manivela (F y F-tan(j)), además de un par que será el que pro­ voque el giro de la manivela, de valor F-tanty-h. Por tanto, las fuerzas verticales transmitidas a la bancada finalmente se anulan entre ellas, mientras que las hori­ zontales provocan un par de giro desequilibrado, igual al valor del par motor. Este par desequilibrado es variable a lo largo del ciclo debido a la variación de F, <|>y h, y es periódico, induciendo una vibración sobre todo el conjunto del motor que debe

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

257

ser adecuadamente aislada en las sujeciones del mismo a la bancada, ya que no es posible equilibrarlo en el diseño del motor.

Figura 7.2. Motor alternativo. Efecto de la fu erza de los gases

Por otra parte hay que tener en cuenta el efecto de las fuerzas de inercia de los elementos móviles. En principio, se observa un elemento con movimiento alterna­ tivo (pistón), otro con movimiento rotativo (manivela), y un tercero con movimien­ to de traslación y rotación (la biela). Sin embargo, la biela se puede sustituir por dos masas puntuales sobre los extremos, de modo que, para el caso en cuestión, hay que distinguir únicamente dos tipos de fuerzas de inercia: las de las masas al­ ternativas (pistón y una fracción de la biela) y las de las masas rotativas (manivela y una fracción de la biela). Las primeras se equilibran mediante la introducción de contrapesos en la manivela, de acuerdo a las técnicas que se exponen en las seccio­ nes siguientes. Mientras que las fuerzas de inercia debidas a las masas alternativas son más difíciles de equilibrar, haciendo falta recurrir a complejos mecanismos de

258

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

engranaje. En los motores policilíndricos es posible compensar, al menos en parte, estas fuerzas con una adecuada disposición de los diferentes cilindros. El desequilibrio supone unos esfuerzos sobre el sistema, variables con el tiem­ po, que generan vibraciones. Dichas vibraciones son un fenómeno indeseable por diversas razones: -

Repercuten en el tiempo de vida útil de las máquinas, pues, por ejemplo, co­ jinetes, suspensiones, carcasas y cimientos son sometidos a mayores esfuer­ zos y sufren un desgaste más rápido. - Afectan la seguridad de la máquina, pues los tomillos se pueden aflojar, las conexiones eléctricas pueden tener falsos contactos, etc. - Asimismo repercuten sobre el usuario, puesto que la transmisión de vibra­ ción al ser humano puede causar malestar, reduciendo la eficiencia del usua­ rio de la máquina o herramienta desequilibrada, y, si la exposición es pro­ longada y/o los niveles son elevados, puede ocasionar graves lesiones. Ade­ más generan niveles de ruido molestos. - Disminuyen la calidad de la operación realizada por la máquina, como por ejemplo el acabado superficial en máquinas herramienta. En el caso de los rotores, el equilibrado es el procedimiento por el que se verifi­ ca la homogeneidad de la distribución de la masa del rotor sobre su eje de giro para proceder a la compensación de masa en caso de que la condición vibratoria inicial estuviese fuera de unos límites especificados. Este proceso de equilibrado de roto­ res puede realizarse agregando o quitando masa para compensar las fuerzas de inercia desequilibrantes, aunque el método habitual consiste en agregar masa. De esta forma se garantiza en todo momento que, para las condiciones de velocidad de operación, la fuerza centrífuga aplicada en los apoyos del rotor no va a producir el deterioro acelerado de los mismos. El límite aceptable para el desequilibrio residual permisible es una solución de compromiso entre el costo de la tarea de equilibrado y el riesgo que la vibración originada produce en las personas y sobre los compo­ nentes de la máquina. La norma internacional ISO 1940 proporciona límites para el desequilibrio residual permisible. Las nuevas tendencias en mantenimiento, mantenimiento basado en la fiabilidad (Reliability Based Maintenance o RBM) o mantenimiento productivo total ( Total Productive Maintenance o TPM), incluyen en su filosofía la mejora continua y el aumento de la vida útil de los equipos, para lo cual se requiere mantener los equi­ pos industriales con un bajo nivel de vibración y, por tanto, unas buenas condicio­ nes de equilibrado durante su operación. En muchas plantas industriales tales como papeleras o laminadores de acero, el desequilibrio de algún elemento (rodillo) de la línea de producción (prensas rotativas, batería de secadores, tren de laminación,

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

259

etc.) afecta sustancialmente a la calidad del producto final, por lo que el equilibra­ do de rotores es una práctica necesaria para la mejora continua de la calidad.

7.2. SISTEMAS RÍGIDOS Y FLEXIBLES Antes de presentar las técnicas de equilibrado, es necesario distinguir entre sis­ temas rígidos y flexibles. Para ello hay que introducir el concepto de resonancia. Si se separa un sistema de su posición de equilibrio, y posteriormente se libera (figura 7.3), dicho sistema empieza a vibrar a una frecuencia que se denomina frecuencia natural con (véase el apartado A.3). Si se somete dicho sistema a un esfuerzo exter­ no variable, de frecuencia próxima a la frecuencia natural, el sistema experimenta un aumento peligroso de las oscilaciones. Se dice entonces que el sistema ha entra­ do en la condición de resonancia.

Dependiendo de la relación entre la frecuencia natural del rotor y su velocidad de giro, los rotores se clasifican en rígidos y flexibles: si la velocidad de giro es superior o inferior en un 30% a su frecuencia natural, entonces, el rotor se dice que es rígido: en caso contrario se dice que es flexible (figura 7.4). Si el rotor se hace girar a una velocidad próxima a su frecuencia natural, el des­ equilibrio del rotor introduce un esfuerzo de inercia de frecuencia igual a la de giro, y por tanto, cercana a la natural. Así, se producen oscilaciones grandes, que alejan todavía más la posición del centro de gravedad respecto del eje de giro, incremen­ tándose el efecto del desequilibrio. Por ello, en el caso de un rotor flexible, un equi­ librado realizado a la velocidad de giro de la máquina equilibradora de un taller especializado puede no ser válido cuando ese rotor vaya a operar a su velocidad nominal en la máquina. La velocidad de equilibrado que disponen en los talleres está normalmente en un rango de valores que se encuentra en el primer tramo de la figura, en el que el rotor se comporta como rígido, sin deformaciones excesivas, por lo que en su situación real de funcionamiento la deflexión del rotor cambiará respecto a la que manifestó en la máquina de equilibrado, y los pesos de corrección

260

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

no resolverán el desequilibrio. Por todo ello, las técnicas de equilibrado de rotores rígidos y de rotores flexibles se presentarán en este tema de forma separada.

de rotación Figura 7.4. Rango de velocidades de giro que distingue entre comportamiento rígido y flexible para un rotor

7.3. ROTORES RÍGIDOS. TIPOS DE DESEQUILIBRIO

7.3.1. D E S E Q U IL IB R IO E S T Á T IC O Se dice que una máquina presenta equilibrio estático cuando el centro de grave­ dad (G) de todos los elementos móviles permanece en una posición fija con rela­ ción a la bancada de la máquina independientemente de las posiciones de dichos elementos. En las piezas giratorias esto ocurre cuando el centro de gravedad coin­ cide con el eje de giro. En este caso el sistema no tiene una posición de equilibrio predominante (figura 7.5a). En los sistemas giratorios con desequilibrio estático, sin embargo, la posición de equilibrio estable del sistema es única, con G hacia abajo por el efecto de la gravedad (figura 7.5b). El desequilibrio estático, por tanto, se puede detectar sin necesidad de que el rotor esté en rotación. De ahí el adjetivo estático.

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7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

(a)

(b)

Figura 7.5. Rotor con equilibrio estático (a) y rotor con desequilibrio estático (b)

Como ya se ha estudiado anteriormente (véase el apartado 7.1), cuando se hace girar la pieza con desequilibrio estático aparece una fuerza de inercia que gira a la velocidad del eje. Si se considera que el giro se produce a velocidad angular cons­ tante co, esta fuerza de inercia vale: F,= m -co2 rG = U - a 2

[7.3]

donde a la magnitud U se le denomina desequilibrio. Esta fuerza de inercia provoca una deformación cíclica sobre el eje que aleja el rotor del eje de giro; es decir, se generan vibraciones (figura 7.6).

Figura 7.6. Vibraciones inducidas durante el giro de un rotor con desequilibrio estático

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MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

La fuerza de inercia durante el giro es absorbida por los apoyos, de forma que el problema de desequilibrio será fácil de detectar mediante la medida de vibraciones en dirección radial sobre los apoyos del eje, donde se observará un pico en el es­ pectro de frecuencias especialmente elevado a una frecuencia coincidente con la del régimen de giro.

7.3.2. D E S E Q U IL IB R IO D IN Á M IC O Se dice que una máquina presenta equilibrio dinámico cuando las fuerzas de inercia debidas a los elementos móviles son nulas y los momentos de las mismas también. A veces puede existir equilibrio estático (G en el eje) pero no dinámico, como en la figura 7.7, donde las fuerzas de inercia tienen resultante nula, pero dan lugar a un par de fuerzas: ' Z F = Fi - F i = 0 [7.4]

Este tipo de desequilibrio, al contrario que el estático sólo se puede detectar cuando el rotor está en movimiento. De ahí el adjetivo dinámico.

Figura 7. 7. Rotor con desequilibrio dinámico

263

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

Cuando se presenta desequilibrio dinámico se generan también vibraciones en el sistema debido a las deformaciones que se inducen por el par de inercia desequi­ librado (figura 7.8). El rotor transmitirá la vibración a través de sus soportes a la máquina que lo soporta. Nuevamente se podrá detectar este problema mediante la medida de vibraciones en dirección radial sobre los apoyos del eje, donde se obser­ vará un pico en el espectro de frecuencias especialmente elevado a una frecuencia coincidente con la del régimen de giro. A diferencia del desequilibrio estático, las vibraciones en ambos apoyos estarán desfasadas un ángulo aproximado de 180°.

Figura 7.8. Vibraciones inducidas en un sistema con desequilibrio dinámico

El caso más general de desequilibrio es aquél en el que se dan simultáneamente el desequilibrio estático y el desequilibrio dinámico (figura 7.9). En este caso, las fases de las vibraciones radiales medidas en los apoyos no coincidirán ni serán opuestas.

12

SFb «0

ZFü +0 W (F n )^ 0

(a)

(b)

(c)

Figura 7.9. Desequilibrio estático (a), dinámico (b) y general (c)

12

264

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

7.4. DIAGNÓSTICO DE DESEQUILIBRIOS El desequilibrio de algún rotor de la máquina se manifiesta por un incremento importante de la vibración, tanto mayor cuanto mayor sea la magnitud del mismo. La vibración resultante tiene una frecuencia igual a la de giro del eje afectado por el desequilibrio. El diagnóstico preciso del desequilibrio y diferenciado de otros problemas de la máquina puede realizarse con la ayuda de medidas de vibración cercanas a los apo­ yos de los ejes. Una descripción detallada se puede ver en el apartado 8.4.1.

7.5. EQUILIBRADO DE ROTORES RÍGIDOS La operación de equilibrado implica el cambio de la distribución de masa del rotor para prevenir la aparición de las fuerzas centrífugas desequilibrantes, y con ellas las fuerzas de reacción en los apoyos (que, como se ha visto, giran con la ve­ locidad angular de giro del rotor durante su rotación). Estas fuerzas no se pueden eliminar por completo, sino que se limitarán para que estén dentro de unos valores permisibles. En primer lugar, el equilibrado estático consiste en hacer coincidir el centro de gravedad del rotor con el eje de giro. Esto se realiza, por lo general, añadiendo o eliminando una masa a la pieza giratoria en el plano del desequilibrio. Por ello, el equilibrado estático es conocido también como equilibrado en un único plano. La variación de masa introducida deberá producir el mismo desequilibrio U, pero en dirección opuesta al desequilibrio original. La corrección requiere, en primer lugar, la obtención de la magnitud y posición del desequilibrio. El equilibrado dinámico, sin embargo, requiere al menos 2 planos para su tratamiento. Dado que el desequilibrio genera vibraciones, la operación de equilibrado se puede realizar empleando la medida de estas vibraciones. Los métodos que se pre­ sentan a continuación utilizan este tipo de medidas. Para ello suele emplearse un analizador portátil de vibraciones y un acelerómetro, además de un tacómetro ópti­ co para obtener una referencia de fase o posición angular (más detalles sobre la instrumentación en el apartado 8.3.3). En general, la medida de vibraciones se rea­ liza fijando el sensor en uno o dos apoyos del eje (figura 7.10). El sensor de vibra­ ción toma una medida de la amplitud de la vibración existente y la fase proporciona su posición angular respecto a una referencia fija al rotor.

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

265

7.5.1. E Q U IL IB R A D O E N U N P L A N O O E Q U IL IB R A D O E S T Á T IC O El desequilibrio estático suele darse en elementos rotores delgados, pero tam­ bién puede aplicarse en rotores gruesos si se puede asegurar que el desequilibrio se da mayormente en un plano del rotor. En tal caso, además de preguntarse por el peso de corrección y la posición angular en que debe ser situado, hay que pregun­ tarse por cuál debe ser el plano en el que se debe realizar la corrección. Una erró­ nea selección del plano hará que el problema de desequilibrio no se resuelva. Para escoger el plano de equilibrado se tiene que evaluar la configuración del rotor, la forma de la deformada del modo de vibración, y la accesibilidad de los planos. Los dos métodos de equilibrado estático más comunes son el método de los co­ eficientes de influencia y el método de las 4 carreras, que se presentan a continua­ ción.

266

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

7.5.1.1. E Q U IL IB R A D O E N U N PLANO . M É T O D O D E L O S C O E F IC IE N T E S D E IN F LU E N C IA El procedimiento a seguir es el siguiente: -

-

Se coloca una marca reflectante sobre el rotor, para medir con un tacómetro óptico su posición angular (figura 7.10). Se coloca un transductor en un apoyo cercano al rotor para captar la vibra­ ción inducida por el desequilibrio. Se realiza una medida de vibración de referencia con el rotor funcionando en condiciones normales. Esta medida será una señal con frecuencia fundamen­ tal coincidente con la velocidad de giro registrada por el tacómetro, pero con un cierto desfase, que dependerá de la posición del centro de gravedad del rotor y de la posición relativa entre el sensor y la marca reflectante. La me­ dida de vibración de referencia se puede expresar como un vector A que gira a la velocidad del rotor (los vectores deben considerarse aquí como números complejos). Esta medida está evidentemente relacionada con el desequilibrio existente, de magnitud y posición angular desconocidos, y que también se puede ex­ presar como un vector U. Llamando coeficiente de influencia o sensibilidad al vector desconocido que permite relacionar el desequilibrio con la medida de vibración resultante en el apoyo considerado, se tiene: A =s-U

-

[7.5]

donde el producto de dos vectores en forma compleja (s y U) es otro vector expresado en forma compleja (A). Para determinar el vector de sensibilidad se realiza una segunda medida de vibración colocando un peso de prueba en una posición angular conocida del rotor, preferiblemente de forma que la medida del transductor cambie sus­ tancialmente. El peso de prueba introduce un desequilibrio conocido W. La nueva medida del transductor será una señal con amplitud y fase distintas que será representada por un nuevo vector B. Si el sistema es lineal se cum­ plirá que esta nueva medida debe estar relacionada a través de la sensibilidad con el desequilibrio total existente: [7.6]

-

Considerando las ecuaciones 7.5 y 7.6, se puede obtener el vector de sensibilidad: s=

B-A W

[7.7]

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

-

267

Y una vez conocida la sensibilidad se puede obtener el desequilibrio inicial:

5

-

Y por tanto la masa a añadir o eliminar para equilibrar el sistema debe crear un desequilibrio igual y de sentido contrario. Finalmente, se debe verificar la bondad del equilibrado midiendo la amplitud de la vibración resultante tras la colocación de los pesos, a la velocidad de giro del rotor. En caso de necesitar mayor mejora se puede refínar el equili­ brado volviendo a repetir el procedimiento.

7.5.1.2. E Q U IL IB R A D O E N U N PLANO . M É T O D O D E L A S 4 C A R R E R A S Este método se utiliza en aquellos casos en los que no es posible obtener lectu­ ras de la fase vibratoria del rotor, bastando con tener medidas de la amplitud co­ rrespondiente a cada una de las 4 carreras. El procedimiento a seguir es el siguien­ te: a) Determinar que se trata de un problema de desequilibrio. b) Medir la amplitud inicial de vibración correspondiente a la velocidad de giro del rotor (carrera 1). c) Marcar tres posiciones angulares en el rotor equidistantes 120°. d) Se coloca un peso de prueba en una de las posiciones marcadas y se mide la amplitud de la vibración resultante a la velocidad de giro del rotor (carrera

2 ). e) Se repite el paso d), con el peso de prueba en la posición marcada 2 y en la posición 3, usando el mismo peso en todos los casos (carreras 3 y 4). f ) Calcular el peso de compensación y su posición angular. Para el cálculo gráfico de la posición y magnitud del peso de compensación se debe seguir el siguiente procedimiento (figura 7.11):

- Tomat \as medidas de amp\\tud cow y sm e\ peso de prueba (peso P p). -

Trazar un círculo desde el punto O (origen del gráfico polar) y con un radio a escala proporcional a la amplitud obtenida sin el peso de prueba (radio Rq). Marcar los puntos en la periferia del círculo coincidiendo con la situación angular de las marcas de colocación de pesos en el rotor.

268 -

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Trazar un arco con centro en la posición 1 y radio equivalente a la amplitud medida en la carrera 2, a la misma escala (radio R\). Repetir el paso anterior con los pesos de prueba en el punto 2 y luego en el 3, correspondientes a las carreras 3 y 4 (radios R2 y Rj,). Si las medidas de amplitud se han tomado con precisión, los tres arcos traza­ dos deberán coincidir en un único punto. La dirección del vector trazado desde el centro del gráfico polar al punto de intersección de los tres arcos de­ fine el ángulo de colocación del peso de compensación. A partir del módulo de este vector (7) se obtiene la magnitud del peso de compensación (peso Pe):

Figura 7.11. Resolución gráfica del método de las 4 carreras

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

269

7.5.2. E Q U IL IB R A D O E N D O S P L A N O S Cuando el desequilibrio no es puramente estático, es necesario recurrir a dos o más planos para el equilibrado. En la mayoría de los casos este equilibrado se rea­ liza utilizando únicamente dos planos. Se trata de introducir un par de masas que produzcan un sistema de fuerzas (fuerza resultante y par de fuerzas) igual y contra­ rio al que genera el desequilibrio. El procedimiento a seguir es similar al presenta­ do para el caso de equilibrado en un único plano: -

-

-

Se coloca una marca reflectante sobre el rotor, para medir con un tacómetro óptico su posición angular. Se colocan un transductor en cada uno de los dos apoyos cercanos al rotor para captar la vibración inducida por el desequilibrio. Se realiza una medida de vibración de referencia en cada apoyo con el rotor funcionando en condiciones normales. Estas medidas (A\ y A 2) serán señales con frecuencia fundamental coincidente con la velocidad de giro medida con el tacómetro, pero con un cierto desfase. Se puede demostrar que todo desequilibrio dinámico es equivalente a unos desequilibrios U¡ y Uk en cualquier par de planos que se elijan. Llamaremos U\ y Ui a estos desequilibrios equivalentes en los planos que utilizaremos para realizar el equilibrado. Estas medidas deben estar relacionadas con los desequilibrios U\ y U2 equi­ valentes sobre los planos de equilibrado, a través de unos coeficientes de in­ fluencia o de sensibilidad s,/.

A-) —i$2] * -

S“)~>‘ 2

Para determinar los vectores de sensibilidad se realiza una segunda medida de vibración colocando un peso de prueba en una posición angular conocida sobre el primer plano de equilibrado, preferiblemente de forma que la medi­ da del transductor cambie sustancialmente. El peso de prueba introduce en dicho plano un desequilibrio conocido W¡. Las nuevas medidas de los trans­ ductores (2?n y B i2) deben estar relacionadas a través de las sensibilidades con el desequilibrio total existente: •®n —5n '

+ ^ 1 ) + 5i2 ’ ^ 2 [7.11]

-

Seguidamente se retira el peso de prueba colocado sobre primer plano de equilibrado, y se coloca otro peso de prueba sobre el segundo plano de equi-

270

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

librado, generando un desequilibrio conocido W2 sobre dicho plano. Las nuevas medidas de los transductores (B 21 y B22) estarán también relacionadas a través de las sensibilidades con el desequilibrio total existente:

B\ 2 - 511 'U\ + 5j2 •{u2 + W2) [7.12]

^22 “ ‘^21 -

^22 *( ^-' 2 ^2 )

Sustituyendo las relaciones 7.10 en las relaciones 7.11 y 7.12, se pueden ob­ tener las cuatro sensibilidades incógnita: ^

=4 + ^ -^

B2\ - A 2 +

=>

5 2 1 •W¡

=>

w, s 2,

= - - — A2 W, [7.13]

Bu = A ¡ +

7“ _ B\2 ~ A¡ ^12 — --w .■

5 I2 ■ W2

B-n = A-, + S-Y-, ■W7 => .................... “

s-,7 = — PF2

Y una vez conocidas las sensibilidades se pueden obtener los desequilibrios iniciales en cada plano: —

_

5 , 2 •A2

-

S 22 •A¡

521 '^12 —5U ’522 —

i ~ A2 — 5 2 1 ' 21

-

12

J 11

^

Ay 22

Y por tanto las masas a añadir para equilibrar el sistema deben crear desequilibrios iguales y de sentido contrario. Finalmente, se deberá verificar la bondad del equilibrado midiendo la ampli­ tud de la vibración resultante tras la colocación de los pesos, a la velocidad de giro del rotor. En caso de necesitar mayor mejora se puede refinar el equi­ librado volviendo a repetir el procedimiento.

El método de los coeficientes de influencia descrito es fácilmente extensible a La utilización de n planos de equilibrado, sin más que ampliar el número de masas de prueba y el número de ecuaciones.

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

271

7.5.3. E Q U IL IB R A D O E S T A T IC O -D IN A M IC O El equilibrado estático-dinámico es un método sencillo en el que se trata sepa­ radamente el desequilibrio estático del dinámico. El desequilibrio estático se corri­ ge utilizando el equilibrado estático en un único plano, colocando pesos de correc­ ción cerca del centro de gravedad del rotor. El desequilibrio dinámico remanente se corrige colocando dos pesos de corrección iguales, uno sobre cada plano de equili­ brado y desfasados 180°, de forma que no afecten al equilibrado estático realizado. Este procedimiento se detalla a continuación: -

-

-

Para el equilibrado estático se realiza una medida de vibración de referencia (A\) sobre uno de los apoyos, con el rotor funcionando en condiciones nor­ males. Se realiza una segunda medida de vibración (5 j) sobre el mismo apoyo, tras colocar en el plano seleccionado para el equilibrado estático un peso de prueba que introduce un desequilibrio W\. Se obtiene el vector de sensibilidad, y con él el desequilibrio estático que hay que compensar: J ,- A x s1 = — W,

-

-

-

—

A,

=>

Ar W[ =

s,

_L

[7.15]

8 ,- A ,

Una vez corregido este desequilibrio, se procede de forma similar para com­ pensar el equilibrio dinámico. Se toma en primer lugar una medida de refe­ rencia (A 2) sobre el otro apoyo del rotor (apoyo 2), funcionando en condi­ ciones normales. Seguidamente se introducen dos pesos de prueba sobre el rotor, en los dos planos escogidos para el equilibrado dinámico, idénticos pero a 180° el uno del otro. Este par de pesos de prueba introducen un par desequilibrante co­ nocido. Este par desequilibrante es función del desequilibrio que cada peso de prueba genera sobre el plano en que se ha colocado. Se considerará, por ejemplo, el desequilibrio introducido por el peso de prueba sobre el plano de corrección 2 (W 2). Se mide la vibración sobre el apoyo 2 (B 2), y se obtiene el vector de sensibi­ lidad correspondiente, y con él el desequilibrio que hay que compensar sobre el plano de corrección 2:

272 -

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Y por tanto, sobre el plano de corrección 2 hay que añadir una masa que equilibre el desequilibrio calculado, y sobre el plano de corrección 1 hay que colocar otra masa igual, pero a 180°.

7.6. EQUILIBRADO DE ROTORES FLEXIBLES Todos los rotores son flexibles en cierto grado, puesto que nada es perfectamen­ te rígido. Se entiende por rotor flexible a aquél en el que se generan deflexiones significativas que afectan de forma inesperada la respuesta vibratoria. En la prácti­ ca, son aquellos que operan a velocidades cercanas a sus velocidades críticas, y pueden identificarse por la elevada relación entre su longitud y su diámetro, o por­ que operan a elevadas velocidades. Ejemplos de este tipo de rotores son las turbi­ nas de alta velocidad, generadores, compresores multietapa, etc. La flexibilidad de un rotor varía gradualmente con la velocidad de giro, cre­ ciendo exponencialmente cerca de las resonancias o velocidades críticas. Conside­ rando el rotor de la figura 7.12 y sin tener en cuenta el efecto de la deformación elástica debida al peso propio del rotor, una distribución no homogénea de la masa en rotación provoca un desequilibrio por acción de la fuerza centrífuga. Este des­ equilibrio se traduce en un desplazamiento del centro de gravedad una distancia re respecto del centro geométrico de la sección. La fuerza centrífuga del desequilibrio produce en el eje esbelto una deformación elástica x que viene dada por la ley de Hooke: m {rG + x ) - c o 2 = Ke ■x

[7.17]

donde m es la masa del rotor, co la velocidad de rotación y Ke la rigidez del eje a flexión. Es decir, el desequilibrio produce durante el giro una deformación elástica y una fuerza restauradora que se opone a dicha deformación.

Figura 7.12. Rotor flexible

Las magnitudes y efectos de las fuerzas de desequilibrio y de restauración elás­ tica dependen de la velocidad de giro del eje. En concreto, para el régimen de giro co„ (velocidad crítica del eje) se presenta una situación de fuerzas inestable. Esto se puede ver claramente si se expresa la deflexión elástica * frente a la velocidad de giro del eje:

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

273

es la frecuencia natural del eje, considerado como sistema de un grado de libertad. Por ello, en el caso de un rotor flexible, un equilibrado realizado a la velocidad de giro de la máquina equilibradora de un taller especializado puede no ser válido cuando ese rotor vaya a operar a su velocidad nominal en la máquina. Como en cualquier sistema vibrante, la vibración de un rotor es la resultante de la superposición de sus diferentes modos de vibración (véase el apartado A.3). Para un rotor flexible sin amortiguamiento girando alrededor de cojinetes flexibles, los modos de flexión son curvas planas rotando alrededor del eje de giro. La conside­ ración del amortiguamiento hace que los modos puedan dejar de ser curvas planas, reduciendo además las amplitudes de flexión para cada velocidad crítica. En la mayoría de casos, sin embargo, los modos amortiguados se pueden aproximar a los no amortiguados sin demasiado error. La distribución del desequilibrio sobre un rotor puede expresarse en términos de componentes modales, de forma que la vibración en cada modo se debe a la co­ rrespondiente componente de desequilibrio. En la respuesta de un rotor en la proximidad de una velocidad crítica predomina el modo asociado a dicha veloci­ dad. Por ello, cuando un rotor gira a una velocidad cercana a una crítica adopta la forma de la deformada correspondiente al modo asociado con esa velocidad crítica. La amplitud de las deflexiones que se den en tales circunstancias está determinada por la componente modal del desequilibrio y por el amortiguamiento del sistema. La reducción de las componentes modales de desequilibrio es la base del método de equilibrado modal de rotores flexibles, que es el que se presenta en esta sección. La rigidez del rotor y de sus apoyos afecta significativamente a sus velocidades críticas y a la forma de los modos de vibración asociados. En la figura 7.13 se muestra el efecto de la rigidez relativa de los soportes. En dicha figura se aprecia cómo la primera frecuencia de resonancia de un rotor crece con la rigidez de sus soportes.

274

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Modo de R ig id e z " \ vibración de los apoyos

_______ ^

K= 0

V

/

_____

Rigidez baja

/

---------^

\

Rigidez elevada

3

2

1

^

-

,

---------- ^

K = 00 Figura 7.13. Efecto de la variación de la rigidez de los soportes en la fo rm a y frecuencia de los tres primeros modos de vibración de un eje

Para evaluar si un rotor necesita ser equilibrado como rotor flexible se puede utilizar el siguiente ensayo, a la velocidad de servicio y con una rigidez de los so­ portes similar a la de los soportes reales del rotor. En primer lugar se coloca un peso de prueba en los planos extremos del rotor, lo más próximos posibles a los apoyos, y en la misma posición angular. Se mide la amplitud de vibración a lxRPM en ambos apoyos (su suma es x). A continuación se desplazan los pesos hacia el centro del rotor, y se vuelve a medir la amplitud de vibración (su suma es j ) . De acuerdo con la experiencia, el rotor puede ser considerado rígido para su equilibrado si se cumple la relación 7.20: •^— ^ < 0 . 2

[7.20]

En caso contrario el rotor debe ser equilibrado utilizando una técnica específica para rotores flexibles. Existen distintos métodos de equilibrado de rotores flexibles.

275

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

siendo el más común el método de equilibrado modal, cuyo procedimiento se pre­ senta a continuación.

7.6.1. M É T O D O D E E Q U IL IB R A D O M O D A L El equilibrado modal de rotores flexibles consiste básicamente en una serie de operaciones de equilibrado individuales a velocidades del rotor sucesivamente más elevadas, hasta alcanzar la velocidad de régimen: á )

Equilibrado de baja velocidad. El rotor se hace girar a baja velocidad, donde se comporta como si fuese rígido, por lo que este primer paso se abor­ da con las técnicas presentadas anteriormente (véase el apartado 7.5).

b) Equilibrado para el primer modo de flexión (modo V). El rotor se hace girar a una velocidad cercana a la primera frecuencia de resonancia, produ­ ciéndose deflexiones del eje importantes según el modo de flexión asociado a la primera velocidad crítica. Se toma la amplitud de vibración en uno de los apoyos. En este caso el equilibrado se realiza colocando masas en tres planos correspondientes a los dos apoyos extremos y al plano medio del eje (figura 7.14). Se añade un peso de prueba (masa m) en el plano medio, y otros dos pesos (masa mi2) en los planos extremos, diametralmente opuestos al primero. De esta manera los pesos introducidos no perturban el equilibra­ do rígido previamente realizado. En estas condiciones se mide nuevamente la amplitud de vibración en uno de los apoyos y se utiliza el procedimiento de equilibrado en un plano para calcular los pesos de corrección necesarios. m 4°m/2 1

■m/2

a

b

Figura 7.14. Distribución de pesos para ¡a corrección del prim er modo de flexión

c)

Equilibrado para el segundo modo de flexión (modo S). En este caso el rotor se hace girar a una velocidad cercana a la segunda frecuencia de reso­ nancia. Se mide la amplitud de vibración en uno de los apoyos. El equilibra­ do se realiza colocando masas en cuatro planos, de acuerdo a la figura 7.15. Los pesos introducidos no perturban el equilibrado previamente realizado. En estas condiciones se mide nuevamente la amplitud de vibración en uno de

276

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

los apoyos y se utiliza el procedimiento de equilibrado en un plano para cal­ cular los pesos de corrección necesarios.

Figura 7.15. Distribución de pesos para la corrección del segundo modo de flexión

d) Equilibrado para el tercer modo de flexión (modo W). Se hace girar el ro­ tor a una velocidad cercana a la tercera frecuencia de resonancia. Se mide la amplitud de vibración en uno de los apoyos. El equilibrado se realiza colo­ cando masas en cinco planos, de acuerdo a la figura 7.16, de forma que no perturban el equilibrado previamente realizado. En estas condiciones se mide nuevamente la amplitud de vibración en uno de los apoyos y se utiliza el procedimiento de equilibrado en un plano para calcular los pesos de correc­ ción necesarios.

Figura 7.16. Distribución de pesos para la corrección del tercer modo de flexión

e) Equilibrado de sucesivos críticos. Se debe equilibrar para todas las fre­ cuencias de resonancia que aparezcan por debajo de la velocidad de régimen. El equilibrado se realiza de forma análoga a las secciones anteriores teniendo en cuenta que el número de planos de compensación requeridos para el mo­ do de flexión n será n+2. f ) Equilibrado a velocidad de régimen. Finalmente se realiza el equilibrado del rotor a la velocidad de servicio añadiendo pesos de corrección sólo en los planos extremos. Las posiciones y pesos mostrados en las figura 7.14 a figura 7.16 sólo son váli­ das para rotores simétricos. En otro caso se requerirán planos de corrección axial­ mente asimétricos y los pesos de corrección se deberán ajustar para obtener los pares apropiados.

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

277

El método de los coeficientes de influencia presentado para el equilibrado en dos planos también puede ser utilizado, convenientemente extendido, para el equi­ librado multiplano-multivelocidad de rotores flexibles.

7.7. CONSIDERACIONES SOBRE EL PROCESO DE EQUILIBRADO Los problemas más frecuentes durante el proceso de equilibrado son la confir­ mación de que el problema mecánico sea exclusivamente desequilibrio (y que no exista otro problema adicional), la dificultad para arrancar y parar la máquina va­ rias veces durante el proceso de equilibrado, y la propia colocación de los pesos de prueba y compensación en el rotor. Si no se obtienen buenos resultados, esto puede ser debido a errores en las medidas de amplitud o fase vibratoria, en la posición o magnitud de los pesos colocados o en el diagnóstico del desequilibrio como causa exclusiva de vibración. Otros problemas que se manifiestan a la misma frecuencia que el desequilibrio son la desalineación, eje deformado, excentricidad, fuerzas eléctricas en motores, holguras, resonancia estructural, correas de transmisión en V, etc. En el capítulo 8 se presenta cómo diagnosticar todas estas anomalías y cómo discernir cuál de ellas es realmente el problema. Un problema frecuente a la hora de realizar un equilibrado es cómo determinar la magnitud y posición angular adecuadas del peso de prueba. Un peso de prueba demasiado grande producirá una fuerte vibración que puede originar daños consi­ derables en los apoyos de la máquina, mientras que un peso de prueba excesiva­ mente pequeño no será capaz de alterar sustancialmente los valores de amplitud y fase de vibración, con lo que no se podrán obtener unos coeficientes de influencia fiables para el cálculo vectorial. Una primera aproximación puede ser la considera­ ción de un peso de prueba del orden del 10% del peso total del rotor. Otra aproxi­ mación que tiene en cuenta la velocidad de giro del rotor puede obtenerse utilizan­ do la siguiente expresión: Pp

35.5-A/

= - ;

a2 R

[7.21]

donde M es la masa total del rotor (en kg), R el radio al que se sitúa el peso de prueba (en mm), y co la velocidad de giro del rotor (en rpm). Para garantizar la fiabilidad de las medidas de amplitud y fase vibratorias es conveniente observar los siguientes puntos:

278 -

-

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

La amplitud de vibración debe medirse preferentemente en unidades de des­ plazamiento (mieras pico-pico) o velocidad (mm/s RMS). Debe utilizarse un filtro lxRPM en la medida, con un ancho de banda del 10% como máximo y comprobando la estabilidad de las medidas antes de su lectura definitiva. Las lecturas de amplitud y fase a lxRPM deben ser tomadas siempre en las mismas condiciones. Los sensores de vibración deben estar bien fijados y en una posición perfec­ tamente identificada. El rotor debe estar limpio y térmicamente estable durante el proceso.

7.8. TOLERANCIA Y GRADO DE EQUILIBRADO Es esencial definir el grado de precisión de equilibrado para que las máquinas funcionen correctamente, sin vibraciones, y con el menor coste posible. Este grado de equilibrado depende en gran medida del tipo de rotor, de si se trata de una pieza simple o de un conjunto, de su tamaño y forma, y de la velocidad de trabajo real. No ajustar correctamente el grado de precisión de equilibrado puede suponer una calidad insuficiente y que el rotor vibre, o bien una calidad excesiva, lo cual será beneficioso para el rotor pero habrá tenido un coste muy alto sin ser necesario. El grado de calidad del equilibrado (G) se representa en mm/s, y se define como la velocidad de desplazamiento de la excentricidad del eje del rotor provocada por el desequilibrio. Es decir, es el producto del desequilibrio específico por la máxima velocidad de servicio del rotor: ^ U •© G = ------ = rG •co m

[7.22]

En función del tipo de rotor se debe exigir un determinado grado de calidad de equilibrado o desequilibrio residual. Para verificar la calidad de equilibrado se pue­ de recurrir a la norma internacional ISO 1940, que asigna un grado de calidad (desde G0,1 mm/s hasta G4000 mm/s) para cada tipo de rotor en función de su velocidad de trabajo (tabla 7.1). Para ejemplificar el uso de los grados de equilibrado, supóngase un eje de masa 200 kg cuya velocidad de giro sea de 500 rpm. Se está realizando un equilibrado en dos planos, para lo que se realizan las mediciones oportunas. Tras éstas, se obtiene que para corregir el desequilibro, hay que añadir masas de 320 y 305 gr en los pla­ nos 1 y 2, respectivamente, a una distancia radial de 100 mm del eje de giro. Esto indica que el desequilibrio específico (e) que tenía el eje antes de equilibrar era:

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

U (320 + 305)gr-lOOww e - — = ------------------------------ = 312,5uw m

200%

279

[7.23]

y que por tanto el grado de equilibrado que tenía el eje era: „ ^ I n r a d G = e •co = 0,3125 mm -500--------- = 16,36-----605 s Grado de calidad G4000 G1600 G630 G250 G100

G40

G16

G6.3

G2,5

G1 GO.l

[7.24]

Tipo de rotor. Ejemplos Accionamientos de cigüeñal en motores marinos lentos con soporte rígido y número impar de cilindros.______________________________________________________________ Accionamientos de cigüeñal en grandes motores de 2 tiempos con soporte rígido.______ A ccionamientos de cigüeñal en grandes motores de 4 tiempos con soporte rígido. Accionamientos de cigüeñal en motores marinos con soporte elástico. Accionamientos de cigüeñal en motores diesel rápidos de 4 cilindros con soporte rígido.____________________________________________________________________________ Accionamientos de cigüeñal en motores diesel de 6 o más cilindros. Grupos motor (gasolina y diesel) de automóviles y camiones.________________________ Ruedas, llantas y neumáticos de automóvil, ejes de transmisión. Accionamientos de cigüeñal en motores de 4 tiempos con soporte elástico (gasolina y diesel), con 6 o más cilindros. Accionamientos de cigüeñal para motores de automóviles y camiones.________________ Partes de maquinaria agrícola. Componentes individuales de motores (gasolina y diesel) de automóviles y camiones. Partes de maquinaria industrial. Engranajes de turbina principal de propulsores marinos. Tambores centrífugos. Ventiladores industriales. Conjuntos rotor de turbinas de gas de propulsor de aviación. Volantes de inercia. Bombas impulsoras. Máquinas-herramienta y maquinaria general de plantas industriales. Rotores de motores eléctricos.____________________________________________________ Turbinas de gas y vapor. Rotores rígidos de turbogeneradores. Rotores. T urbocompresores. Accionamientos de máquinas-herramienta. Pequeños rotores de motores eléctricos. Bombas accionadas por turbina.__________________________________________________ Accionamientos de cinta magnetofónica y fonógrafos. Accionamientos de máquinas rectificadoras. Husillos, discos y motores de rectificadoras de precisión. Tabla 7.1. Norma ISO 1940. Calidad exigible en distintos tipos de rotor

280

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

El grado de equilibrado inicial era pues de G16. Si tras la colocación de los pe­ sos de corrección se vuelven a calcular los pesos de corrección necesarios para el equilibrado, y éstos son de 31 y 35 gr en los planos 1 y 2, respectivamente, enton­ ces el grado de equilibrado conseguido habría sido: „ G =e

co =

U (31+ 35 )g r 100/ww 2ti-ra d , ww — -co = -----------—--------------500 ------------ = 1,72-----m 200000gr 605 5

Neumático

Burbuja

(d) Nivel de burbuja Figura 7.17. Máquinas de equilibrado p o r gravedad: de carriles horizontales (a), de rodillos (b), péndulos verticales (c) y de nivel de burbuja (d)

[7.25]

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

281

7.9. DISPOSITIVOS COMERCIALES DE EQUILIBRADO En el mercado existen máquinas de equilibrado que pueden ser utilizadas para detectar, localizar y medir desequilibrios. Los datos que proporciona la máquina permiten cambiar la distribución de masa de un rotor para su equilibrado. Cada máquina de equilibrado debe determinar por algún medio la magnitud del peso de corrección y su posición angular para uno, dos o más planos de equilibrado seleccionados. Todo ello puede realizarse de forma estática para el equilibrado en un único plano, pero en el resto de casos sólo puede realizarse si el rotor gira. Estas máquinas deben de traducir las lecturas de equilibrado, tomadas normalmente en los apoyos, en pesos de corrección sobre los planos de equilibrado seleccionados. Por el modo de operación las máquinas de equilibrado pueden clasificarse en tres categorías: máquinas de equilibrado por gravedad, equipos de equilibrado en campo y máquinas de equilibrado centrífugas. La primera categoría engloba aque­ llas máquinas que aprovechan el hecho de que un cuerpo que puede girar libremen­ te siempre busca la posición en que su centro de gravedad está lo más bajo posible. Este tipo de máquinas sólo puede detectar desequilibrios estáticos. Las máquinas de equilibrado por gravedad más comunes son las de carriles horizontales, de rodi­ llos, péndulos verticales, y de nivel de burbuja (figura 7.17).

Figura 7.18. Equipo de equilibrado en campo y banco de ensayos de equilibrado

282

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Los equipos de equilibrado en campo proporcionan la instrumentación necesaria para la detección y medida de las amplitudes y fases de los movimientos o fuerzas de reacción causadas por las fuerzas centrífugas en cada revolución del rotor. Con estos equipos se toman las medidas necesarias para el equilibrado con el rotor fun­ cionando sobre sus propios apoyos, e impulsado por su propio motor. Los equipos de equilibrado en campo son también llamados muchas veces máquinas de equili­ brado portátiles. Consisten básicamente en sistemas que combinan transductores de vibración y tacómetros con analizadores de vibración portátiles (figura 7.18).

(a) MÁQUINA CON SOPORTES OSCILANTES

(b) MÁQUINA CON SOPORTES RÍGIDOS Figura 7.19. Angulo de fa s e y am plitud de desplazamiento en función de la velocidad de rotación en máquinas de equilibrado con soportes rígidos y con soportes oscilantes

En las máquinas de equilibrado centrífugas, en cambio, el rotor se monta sobre unos apoyos que posee dicha máquina y se hace girar alrededor de un eje vertical u horizontal mediante un motor; se detectan (mediante sensores) las amplitudes y fases de los movimientos o fuerzas de reacción causadas por las fuerzas centrífugas en cada revolución del rotor, se procesan y se indican los pesos de corrección nece-

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

283

sarios. Este tipo de máquinas se pueden clasificar a su vez en función de la disposi­ ción del eje de giro del rotor (vertical u horizontal), y del tipo de soporte empleado (flexible o rígido).

Figura 7.20. Movimiento de un rotor desequilibrado ju n to con los apoyos en una máquina de equilibrado centrífuga de soportes oscilantes

Las máquinas de equilibrado de apoyos flexibles se caracterizan porque los rosores que van a ser equilibrados en ellas se montan sobre apoyos que están suspen­ didos muy flexiblemente, permitiendo que el rotor vibre libremente en al menos •ina dirección perpendicular al eje del rotor, usualmente la horizontal. La resonan­ cia del sistema rotor-apoyos se da a la mitad o menos de la menor velocidad de squilibrado, de forma que cuando la velocidad de equilibrado se alcanza, el ángulo ae fase y la amplitud de vibración se han estabilizado y pueden medirse con razolable certeza (figura 7.19a). Los apoyos (y los componentes directamente sujetos a eflos) vibran al unísono con el rotor, sumándose a su masa (figura 7.20). La restric­ ción de movimiento vertical no afecta a la amplitud de vibración en el plano horis o ta l, pero sí la masa añadida de los apoyos. A mayor masa combinada de rotor y «poyos, menor será el desplazamiento de los apoyos y mayor la salida de los senso« s que miden el desequilibrio. La relación entre el desequilibrio y el movimiento * los apoyos es muy compleja, de forma que la medida del desequilibrio sólo pue* obtenerse tras el calibrado del sistema para un rotor dado mediante una serie de

284

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

operaciones de calibración con pesos de calibrado de valor conocido colocados sobre el rotor en los planos de corrección elegidos. Las máquinas de equilibrado de apoyos rígidos (figura 7.21) se diferencian de las anteriores en que sus soportes son significativamente más rígidos en la direc­ ción transversal horizontal. Ello se traduce en que la resonancia horizontal del sis­ tema rotor y soportes se da a una frecuencia varios órdenes mayor que la que se daría con soportes flexibles. Estas máquinas de equilibrado se diseñan para que trabajen a velocidades claramente por debajo de estas resonancias, en una zona en la que el ángulo de fase es constante y prácticamente nulo, y donde la amplitud de vibración, aunque pequeña, es directamente proporcional a las fuerzas centrífugas producidas por el desequilibrio (figura 7.19b). Dado que la fuerza que una cierta cantidad de desequilibrio ejerce a una velocidad dada es siempre la misma, no im­ porta si el desequilibrio ocurre en un rotor pequeño o grande, ligero o pesado; la medida de los sensores colocados sobre los soportes de la máquina de equilibrado sigue siendo proporcional a la fuerza centrífuga resultante del desequilibrio del rotor. La medida no está influenciada por la masa de los apoyos o la masa o inercia del rotor, de forma que se puede establecer una relación permanente entre el des­ equilibrio y la medida que proporciona el sensor. Por ello, al contrario que las má­ quinas de apoyos flexibles, no es necesario calibrarlas para un rotor dado. Se suelen distinguir cuatro clases de máquinas centrífugas de equilibrado (I a IV), que se presentan a continuación (tabla 7.2): -

-

-

Clase I. Máquinas de equilibrado de prueba y error. Son máquinas de sopor­ tes flexibles. No proporcionan el desequilibrio directamente en unidades de pe­ so, sino que únicamente proporcionan valores para el desplazamiento o la velo­ cidad de vibración en los soportes. La instrumentación no indica la cantidad de peso que debe ser añadido o eliminado en cada uno de los planos de corrección. E1 equilibrado implica un procedimiento lento de prueba y error para cada rotor, incluso cuando se trata de rotores de una misma serie. Clase II. Máquinas de equilibrado calibrables mediante un rotor prototipo equilibrado. Son también máquinas de soportes flexibles, que utilizan una ins­ trumentación que permite la calibración para un rotor tipo dado si se dispone de un rotor prototipo equilibrado. Sin embargo, requiere el mismo procedimiento de prueba y error de la clase I para el equilibrado del primero de los rotores de una serie idéntica. Clase III. Máquinas de equilibrado calibrables sin necesidad de un rotor prototipo equilibrado. Se trata de máquinas de soportes flexibles, que utilizar una instrumentación que incluye un compensador de desequilibrio electrónic : de forma que cualquier rotor (desequilibrado) puede ser utilizado para su cafibración.

285

7. EQUILIBRADO DE MÁQUINAS

Figura 7.21. Rotor de m otor eléctrico de 18 toneladas sobre una máquina de equilibrado horizontal de soportes rígidos

- Clase IV. Máquinas de equilibrado calibradas permanentemente. Son má­ quinas de soportes rígidos que están calibradas de forma permanente por el fa­ bricante para todos los rotores que estén dentro de un rango de peso y velocidad para un tamaño de máquina dado. Al contrario que las máquinas del resto de clases, proporcionan el valor del desequilibrio sin necesidad de un calibrado previo. Orientación del eje

Soportes Flexibles Rígidos Flexibles Rígidos

Clase II. III IV I. II. III IV

Tabla 7.2. Clasificación de máquinas centrífugas de equilibrado

MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

8.1. INTRODUCCIÓN La competitividad de la industria actual se basa en gran medida en el uso de abundante maquinaria para la automatización de las operaciones de fabricación. El mantenimiento de dicha maquinaria es un aspecto fundamental para asegurar el correcto funcionamiento del sistema productivo y, por tanto, su productividad. Históricamente el mantenimiento de máquinas empezó siendo un mantenimiento básicamente correctivo, es decir, basado en la reparación de los fallos una vez pro­ ducidos, y con una escasa organización de la actividad. Con la Primera Guerra Mundial se inició en Estados Unidos la aplicación del mantenimiento como una actividad organizada en las fundiciones y la maquinaria de guerra. A partir de aquí, el crecimiento de la producción en línea y el aumento del tamaño de las series im­ pulsó el desarrollo del mantenimiento preventivo, basado en las sustituciones pe­ riódicas de piezas, tratando de adelantarse al fallo de las mismas. Posteriormente, ya en las décadas de los cincuenta y los sesenta los técnicos de mantenimiento co­ menzaron a estudiar los fallos de las máquinas en su origen, tratando de determinar las causas que los originaban. Esto llevó al desarrollo de las técnicas de análisis de aceites o de vibraciones como sistema para el diagnóstico del estado de una máqui­ na y la detección precoz de los fallos con la mayor precisión posible, dando lugar al inicio del mantenimiento predictivo. En general, en todo tipo de máquinas se distinguen tres grandes grupos de fallos ya descritos en el apartado 1.7.1: -

Los fallos infantiles. Los fallos producidos por el desgaste y envejecimiento. Los fallos aleatorios.

La acumulación de estos tres tipos de fallo da origen a la curva de la bañera (figura 1.1). característica de la probabilidad de fallo con el tiempo. Puesto que el fallo de una máquina se caracteriza por un incremento en el nivel de ruido o de vibración, el nivel de vibración de una máquina también sigue aproximadamente dicha curva de la bañera (figura 8.1). El nivel de vibración de­ crece al principio durante el período de rodaje, como consecuencia de la disminu­ ción de la fricción y el ajuste entre las piezas; posteriormente se mantiene aproxi-

288

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

madamente constante o con un incremento muy ligero durante la mayor parte de su vida; finalmente se incrementa de manera rápida, debido al desgaste excesivo, has­ ta que se produce el fallo o la rotura. De ahí que la medida de la vibración sea un parámetro fundamental en el diagnóstico del estado de una máquina.

Como se comentó en el apartado 1.3, el mantenimiento predictivo está basado en el análisis del estado de la máquina. Este análisis se lleva a cabo habitualmente midiendo parámetros que son representativos del estado. En la mayoría de las oca­ siones, la medida de estos parámetros se realiza sin necesidad de parar la máquina ni interrumpir la producción. En algunos casos el valor de estos parámetros se mide de forma continua mientras que en otros la medida se realiza con una periodicidad definida. El intervalo de inspección debe fijarse en un tiempo que permita detectar variaciones en el estado de la máquina, caso de que las haya habido, y corregir o sustituir los elementos necesarios antes de que se produzca el fallo. En muchos casos el intervalo puede cambiar en función del estado de la máquina, reduciéndose cuando los parámetros indiquen un fallo cercano, es decir, cuando se supere un cierto nivel de alerta. Así, cuando se estima que el fallo se producirá en poco tiem­ po, la vigilancia de los parámetros se realiza con mayor frecuencia. A su vez. cuando otro nivel, considerado de alarma, se supera, se procede a la reparación. La figura 8.2 muestra un ejemplo en el que, tras monitorizar la vibración de una máquina, la intensidad de vibración medida es representada frente al tiempo. Cuando el nivel de vibración supera el nivel de alerta, la frecuencia de medición de la condición de la máquina (frecuencia de inspección) se incrementa consiguiendo una vigilancia más cercana. Posteriormente, cuando la intensidad de vibración su­

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

289

pera el nivel de alarma, se realiza la operación de mantenimiento correctivo corres­ pondiente (corrección, reparación y/o sustitución de piezas dañadas). Tras esto se observa una disminución de la intensidad de vibración y, así, comienza un nuevo ciclo de funcionamiento de la pieza o sistemas mecánicos que son objeto de la monitorización. Los niveles de alerta y de alarma son establecidos basándose en la información histórica de mantenimiento de la máquina y basándose en la experien­ cia del personal técnico. Es muy importante que el nivel de alarma esté cerca en el tiempo de la avería, para conseguir agotar la vida útil de la pieza o sistema pero, al mismo tiempo, debe estar a suficiente distancia para permitir detectar que se ha superado el nivel de alarma antes de que se produzca el fallo.

El mantenimiento predictivo se basa en dos premisas fundamentales: • Existen parámetros objetivos mesurables cuyo valor indica el estado de la máquina o de sus componentes. • Los componentes presentan un modo de fallo no repentino ni aleatorio, existiendo una variación monótona en el valor del parámetro (que se aleja cada vez más de su valor normal) antes de que se produzca el fallo.

290

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Si una de estas premisas no se cumple, no es posible predecir el fallo por extra­ polación y el mantenimiento predictivo resulta imposible. Dentro de los parámetros que cumplen estas premisas, los más habitualmente utilizados son: el nivel de ruido, el nivel de vibración, el nivel de partículas metálicas en el lubricante, la temperatura y otros que son característicos del funcionamiento de cada máquina en concreto (caudal, presión en el caso de bombas, intensidad o voltaje para máquinas eléctricas). De todos ellos el nivel de vibración es el más universalmente usado en el mantenimiento predictivo de maquinaria, por ser uno de los que permite detectar con mayor fiabilidad un gran número de potenciales fallos. Por ello, este capítulo se centra exclusivamente en el estudio del mantenimiento predictivo basado en la medida de vibraciones.

8.2. NIVELES DE VIBRACIÓN. NORMATIVA Cualquier máquina vibra durante su funcionamiento. La intensidad de vibración depende del diseño, la situación, la bancada, las condiciones de operación, el esta­ do de la máquina y otros factores. Además, el nivel de vibración de la máquina varía de unos puntos a otros de la misma. Para una máquina determinada funcionando en condiciones normales una vibra­ ción de una cierta intensidad se puede considerar normal, pero si la máquina se deteriora el nivel de vibración sube. El incremento del nivel de vibración es pues un buen indicativo del estado de la máquina o sus componentes, de ahí que sea el parámetro más utilizado en el mantenimiento predictivo. El límite aceptable de vibración antes de intervenir sobre una máquina debe es­ tablecerse asegurando los siguientes criterios: -

-

-

La vibración no debe superar el límite que ocasione un funcionamiento defec­ tuoso de la máquina (por ejemplo la vibración de una rectificadora no debe so­ brepasar el límite que impida alcanzar el nivel de acabado superficial deseado). La vibración aceptable no debe reducir de manera apreciable la vida útil media de los componentes de la máquina. La vibración de la máquina no debe superar el valor que haga problemático el correcto funcionamiento de otras máquinas cercanas o la integridad de otros sis­ temas o instalaciones. La vibración de la máquina no debe provocar efectos dañinos en las personas.

La vibración normal en condiciones iniciales aceptables de la máquina sólo puede establecerse en diseño con unos límites inferior y superior. El valor real, una vez puesta en funcionamiento, dependerá de las tolerancias de fabricación. Si se

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

291

fija un valor excesivamente exigente para la vibración inicial en condiciones nor­ males los costes de fabricación se disparan. De acuerdo con la figura 8.1. la vibración normal aceptable debería venir mar­ cada por los límites inferior y superior de la zona central de la curva de la bañera. Un nivel de vibración superior al valor más alto de esta zona indicaría una condi­ ción peligrosa de la máquina y ésta debería ser intervenida o al menos el período de inspección debería reducirse para captar la evolución antes de que se produzca el fallo. El establecimiento de valores límite de vibración aceptable estándares, válidos para muchas máquinas, es difícil, dada la gran variedad existente. No obstante, existen algunas normas que establecen límites orientativos. Se distinguen los si­ guientes tipos de normas: -

Normas nacionales, como la UNE 20113-14. Normas internacionales, como la ISO 10816 (que sustituye a la antigua ISO 2372), que se considera la norma de referencia en transacciones internacionales y que es la más empleada como punto de partida para controlar la vibración de una máquina. - Recomendaciones y guías de los fabricantes o de diferentes investigaciones técnicas, especialmente empleadas en la actualidad en turbomaquinaria. - Normas internas, en las que se establecen límites de aviso y alarma basados en la experiencia propia de mantenimiento de cada fábrica. En la práctica, se suele empezar por utilizar alguna de las normativas interna­ cionales, como la ISO 10816 para luego, basándose en la experiencia acumulada en la propia empresa, establecer los niveles de alerta y alarma indicados en la figura 8 .2 .

Las diferentes normas se basan en dos tipos de medidas: -

Medidas de vibración relativa del eje. En este caso se mide la vibración me­ diante el desplazamiento del eje de la máquina respecto a su eje geométrico. Se emplea en máquinas con un gran movimiento relativo en los cojinetes, en rela­ ción con el movimiento transmitido a la carcasa. Esto ocurre en las máquinas con lubricación por película de aceite en las que se dispone de un eje flexible y una carcasa pesada o de gran masa. En estos casos la vibración del eje, amorti­ guada por el efecto de la película de aceite, se transmite en muy pequeña magni­ tud a la carcasa o fundación de la máquina. Este es el caso de las turbinas de gas de gran longitud o las bombas multi-etapa. En estos casos la medida de la vibra­ ción en la carcasa de la máquina no es eficaz, ya que puede ser pequeña a pesar de que el eje esté sufriendo vibraciones importantes.

292

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Para la medida de la vibración en este caso se utilizan habitualmente dos senso­ res de proximidad sin contacto, por efecto Eddy (véase A.4.1), que se atornillan de forma permanente sobre el cojinete, en dirección radial, con un desfase de 90° entre ambos (figura 8.3). A partir de sus medidas es posible calcular la posi­ ción instantánea del centro geométrico del eje y, por tanto, la amplitud de su vi­ bración.

Acelerómetro o

-

Medidas de vibración en carcasa. Se emplea en aquellas máquinas con apoyos de ejes relativamente rígidos, fundamentalmente rodamientos, y masa de carca­ sa relativamente baja, de forma que la vibración del eje puede seguirse bien a través de la medida de la vibración en la carcasa. En estos casos los sensores

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

293

empleados suelen ser acelerómetros o medidores de velocidad y suelen montar­ se en los puntos de la carcasa directamente sobre los apoyos del eje, ya que es el punto a través del cual se transmite la vibración a la carcasa (figura 8.4). El valor de la medida que se utiliza para establecer el nivel de vibración se de­ nomina severidad de vibración y suele corresponder a una valor medio de vibración global en un rango amplio de frecuencias. A continuación se describen algunas de las normas más empleadas para medir la severidad de vibración:

8,0

o o o

70 6’0 5.0 4.0

1. Peligro inminente de fallo severo 2. Parada para mantenimiento 3. Revisión y vigilancia continua 4. Vibración admisible que debe intentarse reducir

j2> 3.0 3 2,5 a 2.0 o o 1-5 §n. ca o

1,0

0,7

c 0,6 -o 0,5

o 2 -O

0,4 0,3

0,2

¡Atención! La vibración mostrada se refiere a valor de amplitud pico a pico, del rotor con respecto al cojinete, medida con transductores de proximidad colocados sobre el cojinete.

----- 1------- 1_____I_____I_____I_____I_____L 8000 16000 24000 32000 40000 48000 4000 12000 20000 28000 36000 44000 52000

Velocidad (rpm) Figura 8.5. Gráfico de Dresser-Clark

8.2.1. G R Á F IC O DE D R E SS E R -C L A R K Se basa en la medida de vibración relativa del eje y se emplea en turbomaquinaria. Los valores de entrada en el gráfico (figura 8.5) son la vibración pico a pico en desplazamiento del eje, tomada con sensores de proximidad y el régimen de giro. Con estos datos se obtiene un punto en una de las zonas definidas, indicando el estado de la turbomáquina:

294 1. 2. 3. 4.

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Peligro grave de daños inminentes. Parada para mantenimiento. Revisión y vigilancia continua. Vibración admisible que debe intentarse reducir.

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

295

8.2.2. C A R T A D E R A T H B O N E Se trata de una de las primeras guías existentes, desarrollada en los años treomta, hoy prácticamente en desuso, aunque sirve como primera aproximación en al­ gunos tipos de fallos. Dispone de dos escalas logarítmicas (figura 8.6): la vertical correspondiente a vibración medida en desplazamiento (valor de pico) y la horizon­ tal correspondiente a velocidad de giro de la máquina, que se corresponde con la frecuencia de la señal de vibración adquirida. Asimismo se indican las líneas isovelocidad sobre las cuales se establece el estado de la máquina. La medida de vibra­ ción se realiza según las direcciones radiales (horizontal y vertical) en los apoyos de la máquina. El problema de esta carta es que se basa en medidas de desplazamiento, un mé­ todo poco adecuado para comprobar fallos de maquinaria a alta frecuencia (máqui­ nas rápidas y fallos en rodamientos y engranajes, fundamentalmente). Por otra parte, los fallos en rodamientos y engranajes no serían detectados dado que la ad­ quisición se realiza con un filtro alrededor de la frecuencia de giro mientras que estos fallos se manifiestan a frecuencias que en ocasiones son de cientos de veces el régimen de giro.

8.2.3. N O R M A S ISO La normativa internacional ISO es la más utilizada como referencia para el es­ tablecimiento de los límites de vibración aceptables. Las dos normas más importan­ tes son la ISO 7919 (Mechanical vibration o f non-reciprocating machines - Measurements on rotating shafts and evaluation criterio), para la medida de vibración relativa de eje y la norma ISO 10816 (M echanical vibration - Evaluation o f ma­ chine vibration bv measurements on non-rotating parts) para la medida de vibra­ ción sobre la carcasa de la máquina. Esta última sustituye a la norma ISO 2372 (.Mechanical Vibration o f Machines with Operating Speed from 10 to 200 rps) que ha sido la más utilizada intemacionalmente desde su redacción en 1974. La norma ISO 10816 es una de las más empleadas como comparación para es­ tablecer el nivel de vibración global de una máquina a partir de la medida de vibra­ ción en carcasa. Consta de 6 partes, desarrolladas entre 1995 y 2001: -

-

ISO 10816-1. Reglas generales. ISO 10816-2. Turbinas de gas y generadores sobre el suelo de más de 50 MW con velocidades de operación: 1.500 rpm, 1.800 rpm, 3.000 rpm y 3.600 rpm. ISO 10816-3. Máquinas industriales con potencia nominal por encima de 15 kW y velocidades entre 120 rpm y 15.000 rpm medidas in situ.

296 -

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

ISO 10816-4. Turbinas de gas a excluyendo las de aviación. ISO 10816-5. Conjuntos de máquinas en plantas de generación hidráulica y de bombeo. ISO 10816-6. Máquinas alternativas con potencias superiores a 100 kW.

Por otra parte, muy recientemente se ha publicado la ISO 13373-1:2002, titula­ da Condition monitoring and diagnostic o f machines—Vibration condition monitoring—Part I: General Procedures, en la que se establecen las posiciones recomen­ dadas de medida para diferentes tipos de máquinas, así como la designación nor­ malizada de las posiciones de medida. Si nos centramos en la ISO 10816-3, en la que tienen cabida la mayor parte de las máquinas industriales, las condiciones de medida que se establecen en la misma son: -

-

-

La máquina deberá ser separada de otras máquinas vibrantes y se le hara funcionar a velocidad de régimen. En el caso de máquinas de velocidad va­ riable se deberá realizar un barrido a diferentes regímenes habituales. La medida de vibración realizada es el valor global en velocidad eficaz (RMS) con un filtro dentro del rango 10-1000 Hz. Para la medida de este va­ lor global existen vibrómetros acondicionados específicamente con este fil­ tro. Los puntos de medida serán sobre la carcasa de la máquina, en la proximidad de los apoyos, realizándose dos medidas radiales, cuyas direcciones se corta­ rán en el eje, y una axial.

Dadas las diferencias entre los tipos de apoyos o rodamientos y las estructuras de soporte de diferentes tipos de máquinas se definen 4 grupos de máquinas: -

Grupo 1. Máquinas grandes con potencia superior a 300 kW y máquinas eléctricas con altura de eje superior a 315 mm. Grupo 2. Máquinas medias con una potencia entre 15 kW y 300 kW y má­ quinas eléctricas con altura de eje entre 160 mm y 315 mm. Grupo 3. Bombas multiálabe con motor independiente y potencia superior a 15 kW. Grupo 4. Bombas multiálabe con motor integrado y potencia superior a 15 kW.

En relación con el tipo de apoyo se clasifican, además, en dos grupos:

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

-

-

297

Máquinas con apoyo rígido, si la frecuencia natural del sistema máquinaapoyo es superior al 25% de la frecuencia fundamental de excitación (nor­ malmente el régimen de giro del eje principal). Máquinas con apoyo flexible, en el resto de casos.

La norma establece un nivel de severidad de vibración en función del valor glo­ bal medido y de la clase de máquina y de apoyo de acuerdo con la tabla de la figura 8.7. definiéndose 4 zonas de severidad (A: buena, B: satisfactoria, C: insatisfacto­ ria, D: inaceptable), tal como se indica en la tabla. El límite de alerta se establecería en la frontera entre las zonas B y C y el límite de alarma en la frontera entre las zonas C y D. ISO/DIS 10816-3 TABLA DE SEVERIDAD DE VIBRACIÓN PARA MÁQUINAS ROTATIVAS DESDE 120 A 15000 RPM

D. INACEPTABLE (fallo inminente)

---------------------C. INSATISFACTORIO' s a t is f a c t o r io

¿¿A. MUY SATISFACTORIO

15kW - 300 kW

300kW - 50MW

Figura 8 .7. Tabla de severidad de vibración según ISO 10816-3

Por lo que respecta a la norma ISO 7919 para la medida de vibración sobre eje, en el gráfico de Dresser-Clark mostrado anteriormente.

298

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

8.2.4. NORMA UNE 20113-14 La norma UNE 20113-14 de 1996, Máquinas eléctricas rotativas. Parte 14: Vi­ braciones mecánicas de determinadas máquinas con altura de eje igual o superior a 56 mm. Medición, evaluación y límites de intensidad de vibración establece los niveles de vibración aceptables en máquinas eléctricas rotativas que giran a veloci­ dades entre 600 y 3600 rpm. Básicamente coincide con la norma ISO 2373 que es una adaptación de la ISO 2372 para motores eléctricos. Los requisitos impuestos en la medida son similares a los de la antigua ISO 2372 (comparables a los de la ISO 10816), dando valores globales de vibración RMS en el rango de 10 a 1000 Hz. para el motor funcionando a su velocidad nominal en vacío (es decir, sin estar co­ nectado a la carga). Establece los límites de vibración indicados en la tabla de la figura 8.8.

Límites de intensidad de vibración

Clase

Valores eficaces máximos de la velocidad de vibración para una altura de eje H (mm)

Velocidad nominal n (rpm)

Máquinas medidas en estado de suspensión libre 56
132
N (normal)

600
1,8

2,8

4,5

R (reducido)

600ai^1800 1800
0,71 1,12

1,12 1,8

1,8 2,5

S (especial)

600<;n<;1800 1800
0,45 0,71

0,71 1,12

1,12 1,8

H>400 (mm/s) 4,5

Montaje rígido H>400 (mm/s) 2,8

Figura 8.8. Valores límites de vibración según UNE 20113-14

8.2.5. OTRAS NORMAS La norma VDI 2056 coincide básicamente con la antigua norma ISO 2372, y ha sido, junto con ésta, una de las más utilizadas como referencia en las últimas déca­ das. También son de interés las normas API del American Petroleum Institute que establecen procedimientos de medida de vibración para diferentes tipos de máqui­ nas habituales de la industria petroquímica, como turbinas de gas de gran potencia, compresores centrífugos y alternativos, soplantes de aire y generadores (API Std. 541. API Std. 610, API Std. 612, API Std. 613, API Std. 617, API Std. 619).

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

299

8.3. ORGANIZACIÓN DE UN SISTEMA DE MANTENIMIENTO PREDICTIVO El objetivo fundamental de un sistema de mantenimiento predictivo debe ser la detección precoz de anomalías y averías para ser corregidas antes de que se pro­ duzca un fallo. Este objetivo permitirá conseguir beneficios como: -

Aumento de la disponibilidad de las líneas de producción. Reducción de costes de mantenimiento. Simplificación de la organización de los trabajos de mantenimiento. Mejora de la seguridad e higiene. Mejora de la calidad del producto final.

La organización del sistema es importante puesto que es la que garantiza el éxi­ to del mismo y afecta a aspectos tales como: -

Selección de las máquinas que deben ser controladas e inventario completo de las mismas que incluya sus características técnicas e historial de averías, así como establecimiento de las rutas de medida y su periodicidad. - Selección de los puntos de medida dentro de cada máquina. - Establecimiento del procedimiento de medida (tipo de transductor, coloca­ ción, rango máximo de frecuencia, bandas de frecuencia definidas, unidad de medida). - Definición de los métodos de análisis y diagnóstico (curvas de tendencias, análisis de espectro, análisis en el tiempo, análisis orbital, análisis de fase, etc.). - Diseño de la base de datos y de los informes de medidas, con la selección, en su caso, de sistemas informáticos de ayuda. A continuación se analizan detalladamente cada uno de estos aspectos, inci»fiendo en los puntos de mayor interés para el diseño del programa de manteniinento predictivo.

.1. SELECCIÓN DE MÁQUINAS Y ESTABLECIMIENTO RUTAS Esta fase es importante, dado que no todas las máquinas de una factoría tienen qué estar incluidas en el programa de mantenimiento predictivo, o al menos no

300

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

todas al mismo nivel. Esto dependerá del valor o complejidad de la máquina y de su papel en la línea de producción. Las máquinas simples y baratas, fácilmente sustituibles o reparables en caso de avería y que no tienen un efecto crítico en el ritmo de producción pueden ser utili­ zadas hasta su fallo en gran parte de los casos. Asimismo las máquinas muy fiables o cuyo fallo puede preverse con suficiente precisión no necesitan medidas específi­ cas para controlar el mantenimiento. El mantenimiento correctivo en el primer caso y el preventivo en el segundo serán suficientemente eficaces en estos casos. Por el contrario, aquellas máquinas que funcionan continuamente y cuyo coste de reparación es alto y/o tienen un efecto crítico en la producción, son candidatas claras a ser sometidas a un programa de mantenimiento predictivo. Por otra parte, es conveniente iniciar el programa con sólo unas pocas máquinas y ampliar posteriormente el número de ellas cuando el sistema está suficientemente consolidado. En este sentido, el establecimiento de un índice de criticidad de cada máquina es muy interesante, para conocer el orden de incorporación al programa. El inventario de las máquinas es una labor que resulta en ocasiones complicada y tediosa, pero que da lugar a grandes beneficios a largo plazo. Este inventario incluye datos como velocidades de régimen de los diferentes ejes, características de los elementos normalizados (rodamientos, número de dientes de los engranajes, dimensiones de las correas y relaciones de transmisión, etc.), así como datos de engrase, historial de averías y reformas, etc. La información técnica de las máqui­ nas es fundamental en el diagnóstico de causas de vibración y en la reducción tiempo de reparación y parada. Por lo que respecta a la periodicidad de las medidas, es decir, al establecimiento de los intervalos de tiempo entre inspecciones o medidas, cabe distinguir dos op­ ciones: Medidas intermitentes (offline condition monitoring). cuando las medidas realizan estableciendo un período de tiempo apreciable entre las mismas, que su ser de semanas o meses. Normalmente para realizar las medidas un operario ppor los puntos de medida de cada máquina con un transductor y un equipo de ad­ quisición portátil. En ocasiones, si el punto es de difícil acceso, el transductor pu: de estar instalado permanentemente en el punto de medida y sólo se mueve el equi­ po de adquisición. En cuando al análisis de la medida, puede realizarse sobre propio equipo de adquisición, si tiene capacidad para ello o, lo que es más nom llevarse a cabo posteriormente en oficina. Esta opción se usa cuando el número puntos a analizar es elevado o el análisis que hay que realizar de la medida es c piejo. Medidas o monitorización permanentes (online condition monitoring), cu el transductor está instalado permanentemente y realiza medidas de forma c nua, que a su vez son analizadas en tiempo real antes de la siguiente medida, equipo de análisis en este caso va unido de forma continua al transductor, au

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

301

en ocasiones, para optimizar el coste del sistema se usan sistemas multiplexados, de forma que varios transductores comparten un equipo de análisis de forma secuencial. En este caso existe un intervalo de algunos segundos entre dos análisis consecutivos en un mismo punto. En algunos casos el sistema de medida y análisis se completa con un sistema de actuación automático para provocar la parada de la máquina si los resultados del análisis lo aconsejan. La monitorización permanente puede llegar a ser muy costosa, especialmente si el número de puntos de medida es elevado, por lo que conviene estar seguro de su necesidad. Esta viene motivada por razones como las siguientes: -

Los puntos de medida son difícilmente accesibles o se encuentran en am­ bientes peligrosos para el acceso de un operario (temperaturas extremas, am­ bientes tóxicos o radiantes). - La criticidad de la máquina exige un control permanente del estado de la misma y/o una parada inmediata cuando existe un funcionamiento anómalo, bien por motivos técnicos, de seguridad o económicos. - No hay personal disponible en la planta para realizar las medidas (platafor­ mas marinas, estaciones remotas de bombeo, etc.). En el caso de los sistemas con medida intermitente es importante el estableci­ miento de lo que se llama la ruta de medida. Dicha ruta marca el orden en el que los operarios de mantenimiento pasan por los diferentes puntos de medida de una planta para la realización de la misma. Las rutas deben establecerse con el objetivo Je minimizar los recorridos totales del operario. En una misma planta pueden exis­ tir varias rutas con diferentes periodicidades (semanales, quincenales, mensuales, etc.). La definición de la periodicidad de medida sobre cada máquina se establecerá en función de la criticidad de la misma y de la experiencia sobre la evolución de la náquina con el tiempo. Como regla general, se recomienda que el tiempo entre medidas sea del orden de 1/6 a 1/10 del tiempo medio entre fallos.

*3.2. SELECCIÓN DE PUNTOS DE MEDIDA El criterio para seleccionar los puntos y direcciones de medida de vibración en máquina es la obtención de una medida que aporte la mejor información posi:ie para la detección de anomalías. Hay que indicar que los espectros de vibración atenidos en diferentes puntos de una misma máquina pueden ser muy diferentes, por lo que deberán escogerse aquellos puntos en los que la medida vibratoria dé m a mejor indicación del estado de los elementos potencialmente problemáticos. En general la posición de medida deberá estar tan cerca como sea posible de los rosibles puntos que pudieran dar origen a anomalías, con el fin de evitar la atenúa-

302

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

ción de la señal en la transmisión desde la fuente al transductor. No obstante, en ocasiones la accesibilidad limita la posibilidad de selección u obliga a instalar sis­ temas de adquisición montados permanentemente. Gran parte de los fallos de una máquina están ligados a sus ejes (desequilibrio, desalineación, fallos en engranajes, ejes doblados, etc.) o a los apoyos de los mis­ mos (fallos en cojinetes o rodamientos). Por ello, los apoyos de los cojinetes o ro­ damientos son el punto habitual de medida, tanto para medida de vibración en car­ casa como para vibración relativa del eje. Habitualmente se toman medidas en las dos direcciones radiales (horizontal y vertical en el caso de ejes horizontales) y una en dirección axial. En la figura 8.9 se muestra un ejemplo de un motoventilador con los puntos de medida seleccionados. VIH

Motor Figura 8.9. Esquema de motoventilador con los puntos de medida (H: horizontal, V: vertical, A :axial)

Los puntos seleccionados deben marcarse claramente en la máquina, para ase­ gurar la repetibilidad de la posición en diferentes medidas. Habitualmente se nom­ brarán con un código específico que aparecerá en las fichas o software de gestión del mantenimiento para la anotación de resultados (figura 8.10).

303

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

Instrument., N° Inventario:

Máquina: Transm. Engr.

U6742

Transductor: □ v (m -í1) BI a (m-s'2) Magnitudes medidas: □ s E lv da

Estación: Laminadora N° Inventario:

Escala:

Velocidad:

(s)........ m

n 1= 2880

n3=

n2= 1440

n4=

Fecha: 31.5.1985

Firma:

35

1division= (v)..?i9S!..m s 1 __________ (a)..........m-s'2 I Punto de J medida

0

Filtro:

□ Horiz.

Observ.:

X Vert.

Rodamiento

Octava

Posición de medida Frecuencia Nominal, Hz (banda central)

25

3,2K

25

3,2K

25

3,2K

25

3,2K

50

3.2K

50

3,2K

Vibración medida en funcionamiento

1,8

2,5

1,6

2,3

1,9

2,2

2,0

2,6

2,1

2,4

2,4

2,7

Límite tolerable de vibración

2,5

2,6

3,6

3,6

3,6

Observaciones Figura 8.10. Ficha de mantenimiento

8.3.3. P R O C E D IM IE N T O D E M E D ID A Definidas las rutas de medida y los puntos seleccionados en cada máquina hay que prestar especial atención a la medida misma, definiendo los siguientes aspec­ tos: -

Tipo de tran sd u cto r. El tipo de transductor dependerá del parámetro que se desee medir. Los parámetros más interesantes son los que se refieren a medidas de vibraciones (desplazamiento, velocidad, aceleración). No obstante, en oca­ siones otros parámetros pueden ser especialmente interesentes en función de la máquina, tales como temperatura, ruido, flujos, etc. Así, aparte de los transduc­ tores de vibración y analizadores se emplean también en mantenimiento otros equipos como termómetros, estetoscopios (para la audición del ruido en apoyos de rodamientos) o estroboscopios (para la comprobación de deslizamientos, ré­ gimen de giro, estado de correas u otros elementos móviles, etc.). En cuanto a los transductores de vibración los más empleados son los de des­ plazamiento basados en corrientes de Eddy, los electrodinámicos para medida de velocidad y los acelerómetros, fundamentalmente los de tipo de piezoeléctri-

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MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

co. Sus características pueden verse en el anexo A .4.1. La elección entre estos tipos de transductores depende de: • La variable de interés: si se trata de medir desplazamientos relativos entre eje y carcasa habrá que usar un transductor de desplazamiento de corrientes de Eddy; en cambio si se quiere medir aceleración en carcasa, deberá usar­ se un acelerómetro. Si la variable de interés es la velocidad o el desplaza­ miento de la carcasa es posible usar un acelerómetro o un transductor de velocidad y realizar la integración de la señal, en su caso, en el analizador. • La rigidez relativa entre eje y carcasa y el amortiguamiento de la vibración: si la vibración se amortigua mucho desde el eje a la carcasa habrá que me­ dir la vibración sobre el eje con transductor de desplazamiento, mientras que si el amortiguamiento es pequeño se podrá medir en la carcasa. • La frecuencia de interés: si las frecuencias que se quieren medir son eleva­ das (en general si se desean datos por encima de los 1000 Hz) habrá que usar un acelerómetro ya que su rango de validez (rango de frecuencias en el que su sensibilidad es constante) es mayor que el del transductor de ve­ locidad (figura 8.11); en caso contrario se puede usar un transductor de ve­ locidad o de desplazamiento, aunque también es posible usar un acelerómetro e integrar la señal. • El peso del transductor: en el caso de que el peso del transductor pueda afectar a la medida, porque modifique la frecuencia natural del sistema, el acelerómetro suele ser preferible al transductor de velocidad, por su menor tamaño, aunque este problema no suele darse en el caso del mantenimiento predictivo de maquinaria industrial, dado el gran tamaño de la máquina con relación al del transductor. De acuerdo con los criterios citados, los transductores de desplazamiento se emplean extensivamente para la medida de vibración relativa de eje, especial­ mente en máquinas grandes y relativamente lentas. Esto se debe a que el rango de validez práctico del sensor se limita hasta los 500-1000 Hz (pese a que el sensor tiene un rango real superior) ya que a frecuencias superiores el despla­ zamiento es pequeño y el efecto del ruido mecánico y eléctrico elevado. Este ruido mecánico y eléctrico (mechanical and electrical run-out) es introducido por factores como la rugosidad superficial, el ovalamiento del eje o la magneti­ zación del material del eje. Los transductores de desplazamiento relativo se ins­ talan permanentemente roscados sobre el apoyo del cojinete, normalmente en parejas de dos desfasados 90° (figura 8.3), aunque también suelen instalarse otros en dirección axial para el control del desplazamiento axial del eje. Los transductores electrodinámicos de velocidad son también empleados en montaje permanente en muchos casos, resultando especialmente interesantes pa-

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

305

ra la medida de la severidad de vibración, puesto que su sensibilidad es constan­ te en el rango de 10-1000 Hz (figura 8.11). Este es el rango utilizado para la ob­ tención de la severidad de vibración por la normativa ISO 10816. Tienen la ven­ taja adicional de que no necesitan alimentación externa para obtener la medida. Sin embargo, por su construcción tienen problemas de roturas del muelle inter­ no y su tamaño relativamente grande los hace inadecuados en algunas aplica­ ciones. En cuanto a los acelerómetros, permiten la medida a frecuencias más elevadas, como se ha comentado, siendo adecuados para la detección de problemas a altas frecuencias (rodamientos y engranajes fundamentalmente), a las que no es posi­ ble llegar con un transductor de velocidad. Además, su bajo coste y la posibili­ dad de pasar su medida a velocidad con una sola integración los convierte en los transductores más empleados para la medida de vibración en carcasa.

Frecuencia (Hz) Figura 8.11. Rangos de sensibilidad constante de medidor de velocidad y acelerómetro

- Parámetro de medida. En los casos en que se realiza medida con acelerómetro en carcasa, es posible realizar un análisis posterior sobre la medida de acelera­ ción o bien sobre las correspondientes medidas de velocidad o desplazamiento que se obtienen por integración de la primera en el analizador. La selección del parámetro más adecuado (desplazamiento, velocidad, aceleración) puede venir condicionada en algunos casos por la normativa empleada. Por ejemplo, si se

306

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

usa la norma ISO 10816-3 el valor de comparación es la severidad de vibración en velocidad RMS (Root Mean Squared, valor cuadrático medio). t - jB - f B

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5 §

(b) Figura 8. ¡2. Espectros de desplazamiento (a) y aceleración (b) de una misma vibración (cortesía de Preditec S. L.)

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

307

En el caso de que no exista una elección del parámetro condicionada por otras razones, se deberá seleccionar aquél para el cual el espectro presenta una forma más «plana», es decir, más constante en el rango de frecuencias de interés. De este modo, cualquier aparición de un pico en el mismo se detectará de forma más clara en el valor medio, habitualmente utilizado para la comparación con los niveles de alerta y alarma. Cuando se analiza un espectro para buscar un tipo de fallo el parámetro de me­ dida se seleccionará en función del rango de frecuencia en el que se manifiesta d posible fallo. Así, para ver fallos que se manifiestan a elevadas frecuencias, como son los fallos de rodamientos o engranajes se usará la aceleración en lugar i d desplazamiento o la velocidad, ya que las amplitudes relativas de la acelera­ ción en relación con la velocidad crecen linealmente con la frecuencia y las de ¡a aceleración relativas al desplazamiento cuadráticamente con la frecuencia. Como ejemplo, la figura 8.12 muestra dos espectros correspondientes a una misma medida en una máquina con un deterioro de un rodamiento, uno medido en desplazamiento (a) (en el que no se aprecia el problema) y el otro en acelera­ ción (b) en el que se ven claramente los picos indicativos del fallo en el roda­ miento. Instalación y fijación del transductor. El procedimiento de instalación o fija­ ción del transductor al punto de medida varía en función del tipo de transductor. Los transductores de desplazamiento relativo de eje se instalan normalmente roscados sobre el cojinete de forma que su punta, en la que se aloja la bobina que genera el campo magnético, esté enrasada con la superficie del cojinete «figura 8.13a). En el cojinete se realiza un achaflanado para evitar las interfe­ rencias en la señal provocadas por otras zonas metálicas que no sean las del propio eje. Cuando el montaje dentro del cojinete no es posible se recurre al montaje externo (figura 8.13b), aunque éste es menos habitual por la mayor po­ sibilidad de aparición de ruidos en la medida como consecuencia de la interpo­ sición de partículas metálicas en la zona de medida. Por el extremo opuesto a la bobina está el cable de conexión (figura 8.14a), que se conecta a un dispositivo denominado driver o proximitor (figura 8.14b), instalado fuera de la máquina y formado por un conjunto de tarjetas impresas fundidas en un bloque de resina. A su vez el driver se conecta a una fuente de alimentación de corriente continua normalmente de -24 V). El driver toma la corriente continua de la fuente y la transforma en una corriente de elevada frecuencia (generalmente senoidal de 2,5 \IH z) con la que se alimenta la bobina del sensor. La medida de la energía disi­ pada por corrientes parásitas en el eje (corrientes de Eddy o de Foucault) da una indicación de la distancia del eje al sensor, y esta señal es suministrada por el jriver al equipo de adquisición.

308

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Figura 8.13. Montaje del transductor de desplazamiento: interno (a), externo ib)

Figura 8.14. Transductor de proxim idad con su correspondiente driver de conexión

Por lo que respecta a la fijación de los transductores de masa sísmica (de velo­ cidad o acelerómetros), son fijados en la carcasa, lo más cerca posible de los apoyos de los ejes (figura 8.15). Debe evitarse montarlos en carcasas o tapas flexibles o no unidas de forma rígida. Como norma general, deberán fijarse a la máquina en un área tan grande como sea posible y con la mayor presión posible, con el objetivo de mejorar la transmisión de la vibración. La mejor opción en

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

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cuanto a mantenimiento de la respuesta a frecuencias elevadas es atornillar el transductor (6 en la figura 8.16). Otra opción relativamente buena es pegarlo con cera o con adhesivos tipo cianocrilato o resina epoxi (5 en la figura 8.16). No debe usarse pegamento basado en caucho, dado que afecta a la respuesta en frecuencia, introduciendo amortiguamiento. Una opción intermedia es roscar el transductor a una base que a su vez se pega sobre la estructura (4 en la figura 8.16). Otras posibilidades, empleadas para mejorar la rapidez de medida, son la unión mediante una base magnética (2 y 3 en la figura 8.16) (no válido para sensores electrodinámicos) o por simple presión manual, a veces con una punta que permite mejor acceso al punto de medida (1 en la figura 8.16). Estos méto­ dos tienen, en cambio, un peor comportamiento a frecuencias elevadas, sobre todo el caso de presión manual, por lo que resultan inadecuados para la detec­ ción de fallos que se manifiestan a frecuencias elevadas (rodamiento, engrana­ jes). En la figura 8.16 se muestra la respuesta en frecuencia del sistema de me­ dida en función del montaje, observándose la zona de sensibilidad constante pa­ ra cada tipo de montaje. Los acelerómetros más usados en mantenimiento predictivo son de tipo piezoe­ léctrico y normalmente incluyen una etapa de acondicionamiento de la señal en el cuerpo del propio sensor, por lo que requieren alimentación externa que es suministrada por el analizador a través del cable de conexión. - Rango de frecuencias. El rango de frecuencias de la medida realizada es fun­ damental para una buena obtención de resultados. Un rango muy pequeño no permitirá el control de elementos que tengan sus frecuencias de deterioro fuera de ese rango, mientras que un rango excesivamente grande impedirá tener la su­ ficiente resolución espectral para emitir el diagnóstico sin otras medidas adicio­ nales. Las medidas realizadas con los transductores de vibración se concretan habi­ tualmente en el espectro de frecuencia, que contiene la información del conteni­ do en frecuencia de la vibración. Sin embargo, el espectro supone, en muchos casos, excesiva información para el seguimiento del mantenimiento, por lo que es normal definir parámetros numéricos representativos de las diferentes ano­ malías, mediante la definición de bandas de frecuencia y la obtención del valor eficaz para dichas bandas. Así, se define la banda de lxRPM tomando la parte de la vibración contenida en una zona estrecha alrededor del régimen de giro del eje principal de la máquina. El valor eficaz de la vibración en esta banda indica los problemas de desequilibrio de una forma más rápida que el valor eficaz en el rango entre 10 y 1.000 Hz. Asimismo se define la banda de 1xR PM -2 xRPM que indica problemas de desalineación u otras bandas de muy alta frecuencia (1-20 kHz) para la detección de fallos en rodamientos y engranajes. Las bandas de interés en cada máquina dependerán de las frecuencias a las que se manifies­ ten sus potenciales fallos.

310

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Figura 8.15. Montaje de transductores de masa sísm ica sobre la carcasa

m

i Base de Base magnética Base magnética de Base de mon- Adhesivo para Espárrago punta de dos polos un polo taje adhesivo montaje directo roscado

10

100

lk

lOk

lOOk

Frecuencia (Hz) Figura 8.16. Efecto del tipo de montaje en la sensibilidad de un acelerómetro

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

-

311

Sistemas de adquisición y análisis. La señal adquirida por el transductor es una señal débil de poca amplitud que debe ser acondicionada y amplificada y, en su caso, integrada (si se trata de un acelerómetro y se desea obtener veloci­ dad o desplazamiento). El paso del dominio del tiempo al dominio de la fre­ cuencia se realiza mediante la transformada rápida de Fourier (FFT) (véase el anexo A.2). Finalmente la señal es mostrada en una pantalla y/o almacenada. Básicamente existen tres tipos de equipos para realizar este proceso: • Vibrómetros. en los que sólo se pretende obtener un valor global de severi­ dad de vibración. Se trata de equipos sencillos, pequeños y portátiles, con posibilidades de medida limitadas, que sólo dan uno o varios valores globa­ les de vibración, normalmente los requeridos por la obtención de la severi­ dad de vibración. En la figura 8.17 se muestra un vibrómetro de este tipo que da dos medidas: valor eficaz de velocidad en el rango 10-1.000 Hz (de acuerdo con ISO 2372) y valor de pico promedio de aceleración entre 10kHz y 30 kHz (para la detección de problemas en rodamientos y engra­ najes). Estos equipos tienen la ventaja de su sencillez de medida. En con­ creto el equipo de la figura 8.17 lleva incorporado el propio transductor por lo que basta con apoyarlo sobre la carcasa de la máquina y esperar unos se­ gundos para tener una medida. Sin embargo, su gran inconveniente es que no permiten realizar análisis específicos ni establecer otras medidas que las incorporadas por diseño.

Figura 8 .1 7. Vibrómetro

312

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

• Analizadores de vibración, analizadores dinámicos de señal o analizadores de frecuencia, que incorporan un analizador FFT para la realización de la transformación de la señal al dominio de la frecuencia, aparte de incorporar funciones de integración, establecimiento de bandas de frecuencia para la medida, presentaciones gráficas en pantalla o establecimiento de rutas de medida. Las funcionalidades dependen del equipo en concreto, permitiendo algunos de ellos la observación del espectro en tiempo real, la adquisición por más de una canal de forma simultánea y la comunicación con una base de datos residente en un ordenador. Incorporan fuentes de alimentación pa­ ra suministrar energía a aquellos sensores que lo requieren. Normalmente para el mantenimiento predictivo estos equipos son de reducido tamaño pa­ ra permitir su portabilidad, ya que el operario ha de moverse con él a través de los puntos de medida establecido en la ruta de mantenimiento predicti­ vo. En la figura 8.18 se representa un equipo analizador de este tipo.

Figura 8.18. Analizador portátil para mantenimiento predictivo

• Sistemas de adquisición, tratamiento y análisis de señales en tiempo real con posibilidades, en muchos casos, de actuación directa sobre las máqui­ nas en función de los resultados de las medidas. Se trata de equipos conec-

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

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tados permanentemente a las máquinas que monitorizan, y que admiten la conexión de un número elevado de transductores de diferentes tipos, per­ mitiendo el establecimiento de niveles de alerta y alarma independientes en cada transductor. Incorporan unidades de visualización locales, junto al equipo o bien remotas, por cable o inalámbricas. Sus posibilidades son ele­ vadas y se emplean cuando se pretende establecer un sistema de monitorización y control permanente y/o automático. En la figura 8.19 se aprecia una imagen de un equipo de este tipo.

Figura 8.19. Equipo para monitorización y análisis permanente

8.3.4. MÉTODOS DE ANÁLISIS La toma de medidas en los diferentes puntos seleccionados en las máquinas, y la comparación de su nivel de severidad de vibración, no es suficiente para obtener el máximo rendimiento de un programa de mantenimiento predictivo. Una vez adquiridas las diferentes señales en los puntos de medida, éstas deben ser almace­ nadas en el sistema de análisis y estudiadas para diagnosticar el estado de la má­ quina. El número de análisis posible es muy variado, aunque lo habitual es empezar con el análisis de tendencias y posteriormente realizar análisis más detallados en los puntos en los que las tendencias indican un fallo incipiente. A continuación se describen algunas de las técnicas de análisis más habituales:

314 -

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Análisis de tendencias. El seguimiento del estado de las máquinas se realiza en una primera fase sobre gráficos de tendencia. Este análisis, denominado tam­ bién análisis en el dominio extendido del tiempo, consiste en representaciones cartesianas en las que se incluye en abscisas el tiempo (horas, semanas, meses, años, etc.) y en ordenadas los valores de vibración global en las diferentes ban­ das de frecuencia definidas. Habitualmente se definen dos límites para cada banda: un límite de aviso o alerta, que indica un valor de vibración superior al normal, recomendando la inspección de la máquina o la reducción del período de las inspecciones, y un límite de alarma, que indica un valor inaceptable de vibración y que supone la parada de la máquina para su intervención. La figura 8.20 muestra un gráfico de tendencia de este tipo. El análisis de tendencias es el primero en el que se basa el mantenimiento pre­ dictivo, sin embargo, su información es limitada, por lo que ha de complemen­ tarse con otros análisis más detallados. Por ejemplo, un análisis de tendencias puede informar sobre el fallo de un rodamiento antes de que se produzca y per­ mitir la sustitución anticipada evitando una parada inesperada. Sin embargo, si el tiempo de vida que se observa tras varias sustituciones es inferior al indicado por el fabricante para esas condiciones de funcionamiento, hay que inferir que existe alguna causa que provoca este fallo prematuro y su diagnóstico sólo es posible tras otros análisis más detallados.

Figura 8.20. Gráfico de tendencia

-

Análisis de la onda temporal. Consiste en la representación de la señal en d transductor frente al tiempo de adquisición. Permite observar la forma de la o*-

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

315

da vibratoria. En función de la forma de la onda se pueden diagnosticar deter­ minados problemas, especialmente aquellos que tienen lugar a bajas frecuencias en las que el análisis espectral no resulta adecuado. El desequilibrio, por ejem­ plo, mostrará una onda en el tiempo aproximadamente senoidal y para su visualización será conveniente tomar un fondo de escala en abscisas del orden del pe­ ríodo (7) o un múltiplo pequeño (27’, 57). Los problemas de roces entre el eje de la máquina y alguna parte estática de la misma se manifiestan por un achatamiento de la forma de onda de desplazamiento en su parte inferior o superior. Estos fallos son difíciles de detectar, en cambio, en el espectro en frecuencia. El análisis de la onda temporal también pone de manifiesto de forma muy clara los casos de vibraciones acopladas entre dos equipos cercanos con régimen de giro muy similar, casos en los que puede aparecer el fenómeno denominado bati­ miento que da lugar a vibraciones de amplitud peligrosa sobre las máquinas. Lo que ocurre en estos casos es que la vibración producida por una máquina se su­ ma a la de la otra máquina cercana . Esto da lugar, debido a la proximidad de las frecuencias de ambas, a una señal como la de la figura 8.21, con picos elevados en una zona (donde las señales se suman) y bajos en otras (donde las señales se restan). La frecuencia de la señal envolvente, aproximadamente senoidal, se de­ nomina frecuencia de batimiento. La frecuencia de batimiento es mucho más baja que la de las señales originales (se obtiene como diferencia entre las dos frecuencias fundamentales de las señales procedentes de las máquinas), por lo que se observa muy bien en la onda temporal.

Tiem po (seg) Figura 8.21. Onda temporal correspondiente a un problema de batimiento

También los problemas de rodamientos se manifiestan por abundantes choques, que dan lugar a picos elevados en la señal en el tiempo (figura 8.22), especial-

316

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

mente en la aceleración, y mucha actividad a alta frecuencia. Su observación exigirá representaciones con fondo de escala del orden de 775 o 7710. 2 5 1---------------- 1---------------- 1----------------- 1-----------------r

28..

-2 8 .. - 2 5 ___________,___________j___________ ,___________ ¡___________ L 8 48 88 128 168 288 TUPO.EN HSEGs Figura 8.22. Aceleración fren te al tiempo en una medida con fa llo s en el rodamiento (cortesía de Preditec S. L.J

Análisis de espectro. El análisis del espectro de frecuencia es una de las herra­ mientas más potentes en el diagnóstico de causas de vibración. Este análisis se hace imprescindible si la señal corresponde a una aceleración o una velocidad, dado que en estos casos la señal en el tiempo es mucho más difícil de interpre­ tar. La ventaja del análisis en frecuencia es que la mayor parte de los defectos se ca­ racterizan por tener un período característico, lo que se traduce en un valor de frecuencia predominante. Cuando dicho defecto se produce en la máquina apa­ rece un pico en el espectro a la frecuencia correspondiente. El análisis de los pi­ cos predominantes es la guía para el diagnóstico de las diferentes anomalías. La amplitud de los picos y la presencia de bandas laterales indican la severidad de los diferentes problemas (a mayor severidad la amplitud del pico aumenta y aparecen picos lateralmente al pico principal). El uso de los diferentes espectros (desplazamiento, velocidad, aceleración) está en función de la zona que se pre­ tende estudiar, dado que el desplazamiento resalta la actividad a baja frecuencia y la aceleración en la zona de frecuencias elevadas. Otros aspectos que suminis-

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

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tran información a partir del espectro son la magnitud de la vibración síncrona (es decir, aquella que se manifiesta en frecuencias cercanas a los múltiplos ente­ ros de la frecuencia de giro) y asincrona (aquella que se manifiesta a frecuencias no síncronas). En la figura 8.23 se representan dos ejemplos de espectro corres­ pondientes a mediciones sobre máquinas reales. Las unidades utilizadas en el eje de abscisas pueden ser hertzios (Hz = s '1), revoluciones por minuto (rpm o cpm) u órdenes (lx , 2x, indicando la frecuencia dividida por la frecuencia de gi­ ro del eje).

Figura 8.23. Espectros de frecuencia en un caso con desalineación (a) y en un caso de fa llo en un rodamiento (b) (cortesía de Preditec S. L.j

-

Análisis de fase. Se denomina fase al ángulo de desfase existente entre los pi­ cos fundamentales de la señal tomada en el punto de medida, y los pulsos en­ viados por un tacómetro, un estroboscopio o un detector inductivo, a una fre­ cuencia igual a la de giro del rotor. La diferencia de fase entre diferentes puntos de medida (horizontal y vertical o vertical en ambos extremos del eje) es de gran ayuda en la distinción entre problemas de desequilibrio y desalineación, así como en otros problemas vibratorios. Por otra parte, al igual que se representa el espectro de amplitudes de vibración en cada frecuencia también es posible representar el espectro de fases, con los desfases de las diferentes frecuencias que componen la señal (figura 8.24). Éste es obtenido simultáneamente con el espectro de amplitudes al realizar la trans­ formación de la señal al dominio de la frecuencia (mediante la FFT). El espec­ tro de fases es una curva compleja con zonas en las que la fase se mantiene constante durante un intervalo de frecuencias y otras en las que la fase varía de forma impredecible. Las zonas con fase constante corresponden a fenómenos que tienen un significado físico asociado al comportamiento de la máquina, por

318

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

lo que se corresponden con frecuencias en las que el espectro presenta un pico o valor apreciable. En cambio el resto del espectro de fases es altamente aleatorio al estar asociado a zonas del espectro de frecuencias poco representativas del es­ tado de la máquina. 0,27 0,24

Aceleración (G)

0,21

0,18 0,15 0,12

0,09 0,06 0,03 0,00 40

80

120

160

40

80

120

Frecuencia (Hz)

Frecuencia (Hz)

(a)

(b)

160

Figura 8.24. Espectros de am plitud (a) y de fa se (b) de una misma señal

-

Análisis orbital. El análisis orbital se realiza a partir de las denominadas figu­ ras de Lissajous u órbitas (figura 8.25). Estas figuras se obtienen mediante una representación cartesiana en la que en el eje de abscisas se coloca una señal y en el eje de ordenadas otra señal. Habitualmente estas dos señales corresponden a las medidas perpendiculares entre sí en un apoyo de un eje, convenientemente giradas si los sensores estaban a 45° respecto a la vertical como es habitual con los transductores de desplazamiento. Si las señales representadas corresponden a desplazamiento la figura de Lissajous representa el recorrido real realizado por el centro del eje. En ocasiones, para mejorar la visualización y suavidad de las órbitas se filtra la señal tomando sólo un estrecho margen de frecuencia al­ rededor del régimen de giro. Cada vuelta del eje se realiza una marca sobre la trayectoria de Lissajous. Esto permite detectar si la figura de Lissajous tiene un período igual al de giro del eje o no. Si se ven varios puntos en la figura es indi­ cativo de que la velocidad de órbita no coincide con la de giro, lo que ocurre cuando se funciona cerca de una velocidad crítica. Por debajo de la velocidad crítica la figura de Lissajous tiene normalmente el mismo período que el de gi­ ro, detectándose una única marca en la figura, aunque la forma de la misma puede variar considerablemente si existe desequilibrio (elíptica) o desalineación (cruzada). La correcta interpretación de las órbitas exige un estudio más profun­ do que el que se puede abarcar aquí, aunque hay que señalar su importancia en

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

319

la detección de algunos tipos de problemas, especialmente en cojinetes con lu­ bricación de película de aceite.

Figura 8.25. Algunas fig u ra s de Lissajous

(a)

(b)

Figura 8.26. Diagrama de Bode (a) y de Nyquist ib) durante el arranque de un compresor centrífugo

Análisis modal. D iagram as de Bode y Nyquist. El análisis modal se emplea en el caso que se desea conocer las frecuencias de resonancia de un sistema. Pa­ ra ello la señal de entrada suele ser la medida en un acelerómetro como conse­ cuencia de un impacto en la máquina o de un barrido en el régimen de giro de la misma (que puede ser el del arranque o la parada). El diagrama de Bode (figura 8.26a). consiste en la representación de la amplitud y la fase de la señal medida frente a la frecuencia. Es uno de los métodos empleados para determinar dichas frecuencias de resonancia, puesto que se caracterizan por un pico importante en la gráfica de amplitud, y un cambio de fase brusco simultáneo. En la resonancia

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MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

aparece un valor de desfase de 90° entre la señal de excitación y la de respuesta (-270° en la figura). El diagrama de Nyquist (figura 8.26b) es una representación alternativa de esta misma información que permite resaltar la fase. Consiste en una representación polar, en la que la amplitud de vibración a cada frecuencia es la distancia al ori­ gen y la fase es el ángulo con la dirección radial de referencia indicada por la posición del acelerómetro. En el caso teórico de un sistema vibrante de 1 grado de libertad el diagrama de Nyquist es un círculo. En la realidad su forma es algo más complicada debido a que la máquina presenta más de un grado de libertad, aunque sigue mostrando una forma aproximadamente circular. Los puntos más alejados del centro corresponden a las posiciones en las que se da la resonancia. Análisis de espectro en cascada. Los diagramas de espectro en cascada son gráficos tridimensionales en los que se representan los espectros obtenidos, a in­ tervalos de tiempo o velocidad constante, durante el arranque o la parada de la máquina (figura 8.27).

Frecuencia (ciclos/min) x 1000 Figura 8.27. Diagrama de espectro en cascada correspondiente al arranque de una máquina

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

321

El eje vertical de la gráfica tiene, por tanto, dos escalas, una de velocidad y otra de amplitud de la vibración, aunque esto puede solventarse realizando una re­ presentación tridimensional. Este diagrama permite estudiar la evolución del espectro durante los transitorios de la máquina, detectándose, entre otras cosas el paso por las velocidades críticas o la desaparición de picos correspondientes a fenómenos eléctricos cuando se corta la corriente. - O tros análisis. Aparte de los métodos de análisis citados hasta aquí, existen otros métodos de análisis más modernos, algunos de ellos utilizados por equipos específicos de algunas marcas, como son el análisis de Kurtosis, análisis de Spike Energy, análisis Cepstrum, análisis SEE y análisis REBAM. El análisis de Kurtosis se basa en el uso de un parámetro estadístico con este nombre, aplicado a la señal en el tiempo. Este parámetro crece cuantos más pi­ cos hay en la señal, por lo que presenta un crecimiento en el caso de deterioro de los rodamientos, al aparecer picos de elevada frecuencia. El análisis de Spike Energy se emplea para la detección de fallos en rodamien­ tos. Cuando un rodamiento se deteriora se producen choques o impactos en los cuerpos rodantes. La duración de estos impactos es pequeña, por lo que se ma­ nifiestan con frecuencias elevadas y desplazamientos pequeños. La medida de Spike Energy se obtiene filtrando la señal de aceleración para frecuencias ele­ vadas (por encima de 1 kHz), obteniendo la envolvente de la señal en el tiempo filtrada y finalmente calculando su valor medio. Normalmente el valor resultan­ te se expresa en g 's (número de veces la aceleración de la gravedad), aunque se suele añadir SE para indicar que se trata de una señal filtrada para altas frecuen­ cias (gSE). El crecimiento del parámetro Spike Energy es un indicador de un deterioro en los rodamientos. El análisis Cepstrum se trata de una técnica muy especializada para la detección de problemas que se manifiestan en el espectro como bandas laterales alrededor de un pico en la zona de alta frecuencia, típicos de problemas en engranajes o rodamientos. En la figura 8.28 se observa un espectro correspondiente a un fallo en un engranaje en el que aparecen estas bandas laterales, es decir, picos en el espectro equidistantes a intervalos pequeños de frecuencia alrededor de un pico principal que aparece a una frecuencia elevada. El Cepstrum se obtiene median­ te la transformada de Fourier del espectro de frecuencia (algo así como el espec­ tro del espectro). Permite resaltar como un sólo pico la energía asociada a múl­ tiples picos laterales equidistantes, que pueden no verse claramente en el espec­ tro de frecuencia por superposición con otros picos de origen diferente. El análisis SEE (Spectral Emited Energy) es una tecnología desarrollada por la empresa de rodamientos SKF, adecuada para la detección precoz de fallos en rodamientos en sus primeros estadios. Se basa en medidas de alta frecuencia (entre 250 y 350 kHz) en las que ya no se manifiestan mucho problemas habi­ tuales de las máquinas, pero sí los fallos incipientes que suponen choques, con

322

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

emisiones de alta frecuencia, tales como grietas, falta de lubricación, roces, fati­ ga superficial en engranajes.

2.7

CALAN»»

2.4

-C3H

CALANDRA LAMINADOR»

CALANDRA EJE SUPERIOR LO HRZHTL SPECTRU* &ISPLAY CCCCC RMS * 2.98 CARGA * 100.0 MPM « 507. RPS = 5.13

o 2.1 .. U 1 v> 1 .8

C=GM BANDAS LAT : 6769.

1 .5 1. 2 ,.

i

0 . 9 .,

8.6 9.3 e FREQUENCY IM CPU LABEL» BATIDAS LATERALES A 307CPH C1XRPM

iaaatt 10000

TREQí

qrbr*

SPEC» DFRQi

6154.1 se.ee 2.887 387.4

Figura 8.28. Espectro con bandas laterales (cortesía de Preditec S. L.)

La tecnología REBAM (Rolling Element Bearing Activity Monitor) fue desarro­ llada por la empresa Bentley Nevada para la detección de fallos en rodamientos. Se basa en la medida de las pequeñas deflexiones que se producen en la pista externa del rodamiento, mediante la instalación de un transductor de desplaza­ miento relativo en el soporte del mismo, tal como indica la figura 8.29. El transductor ha de ser de sensibilidad elevada, para ser capaz de medir las pe­ queñas deflexiones que se producen en la pista, que son del orden de unas pocas mieras (entre 0,5 y 8 típicamente).

8.3.5. BASES DE DATOS E INFORMES Los datos resultantes de las medidas realizadas periódicamente en las diferentes rutas y los correspondientes a los análisis más detallados deberán ser cuidadosa­ mente almacenados para su posterior consulta cuando sea necesario. El análisis

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detallado de problemas exige, por otra parte, el manejo de abundante información técnica obtenida del inventario de las máquinas. Si el programa de mantenimiento predictivo incluye un número considerable de máquinas la información se multipli­ ca y la ayuda de sistemas informáticos se hace necesaria. Las bases de datos y los programas de ayuda al análisis y diagnóstico de averías son las dos aplicaciones más empleadas en este campo. Existen paquetes informáticos que incorporan todo esto en una única base de datos constituyendo un entorno de ayuda al mantenimiento. Dichos paquetes incluyen utilidades de impresión y generación de informes que son necesarios para dar las órdenes de intervención resultantes del diagnóstico de problemas realizado. Posición opcional del segundo sensor

8.4. DIAGNÓSTICO DE CAUSAS DE VIBRACIÓN En este apartado, se estudia la forma de detectar las diferentes anomalías de funcionamiento más comunes de una máquina, a partir del análisis de las medidas vibratorias adquiridas en el marco del programa de mantenimiento predictivo. El análisis se inicia siempre con los gráficos de tendencia, pasándose a un análisis más detallado en el caso de alcanzarse límites de aviso en dicho gráfico. Una correcta definición de las bandas de frecuencia permitirá ya en una primera fase tener una

324

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

idea aproximada de cuál puede ser el origen del problema, lo que puede corrobo­ rarse posteriormente con el uso de las diferentes técnicas de análisis especializadas vistas en el apartado anterior. El trabajo del ingeniero de mantenimiento en este sentido es muy similar al de un médico que utiliza diferentes análisis (sangre, ori­ na, etc.) para establecer las causas del malestar del paciente y de sus síntomas. En este caso el paciente es la máquina y los análisis son los efectuados en el programa de mantenimiento predictivo. Al igual que en el ejemplo de la medicina no existe un clasificación exacta de enfermedades a partir de una serie de valores obtenidos de los análisis. Sin embargo, la confluencia de una serie de valores en los paráme­ tros analíticos, correctamente interpretados, sirve al ingeniero para establecer las causas más probables de los síntomas observados (en este caso un aumento de la vibración). A continuación se analizan los problemas más habituales en mantenimiento de maquinaria y su diagnóstico a partir del análisis de las medidas vibratorias. Se tra­ tan en primer lugar los problemas asociados a frecuencias características bajas (cercanas a la del régimen de giro o sus primeros múltiplos), como son los habitua­ les problemas de desequilibrio o desalineación. Posteriormente se tratan los dos fallos característicos que se manifiestan a alta frecuencia (rodamientos y engrana­ jes). Para finalizar se estudian de forma introductoria algunos de los problemas típicos específicos de las máquinas con cojinetes de fricción.

8.4.1. DESEQUILIBRIO DE ROTORES El desequilibrio se debe a la presencia de fuerzas de inercia no compensadas en elementos rotatorios debido a una mala distribución de la masa. Estas fuerzas de inercia giran con el rotor transmitiéndose a los apoyos de los ejes y provocando una vibración de la máquina. El desequilibrio es una de las causas más frecuentes de vibración en sistemas giratorios como cigüeñales, ventiladores, hélices, rotores de turbinas y compresores, pudiendo deberse a defectos de fabricación, deterioros o roturas de palas o alabes, acumulación de suciedad o depósitos, etc. Como se vio en el apartado 7.3, existen dos tipos de desequilibrio, el desequili­ brio estático y el dinámico, aunque también puede darse el caso general en el que aparece una combinación de ambos. El desequilibrio estático se da siempre que la resultante de las fuerzas de inercia del rotor no sea nula. Si el rotor tiene su masa distribuida de tal modo que el centro de masas coincide con el eje de giro existirá equilibrio estático y en caso contrario existirá desequilibrio estático (figura 8.30a). El desequilibrio dinámico existirá siempre que se produzca un momento no nulo debido a las fuerzas de inercia del sistema (figura 8.30b). El caso más general de desequilibrio es aquél en el que concurren simultáneamente un desequilibrio estáti­ co y uno dinámico (figura 8.30c).

325

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

■

■

ZFh =0 IM (Fr:)t 0 i 11 (a)

(b)

12 W (F 11Vt)1=0 J (c)

12

Figura 8.30. Desequilibrio estático (a), dinámico fb) y general (c)

El desequilibrio se caracteriza en el análisis espectral por una elevada amplitud a una frecuencia de lxRPM (orden 1), y una amplitud baja de los armónicos (2xRPM, 3xRPM, etc.), así como un bajo nivel de vibración no síncrona (a fre­ cuencias no múltiplos enteros de la de régimen) y subsíncrona (a frecuencias infe­ riores a la de régimen). La vibración se manifiesta en las direcciones radiales, con mayor amplitud en la dirección de menor rigidez si el rotor presenta rigideces dife­ rentes en cada eje. Los niveles de vibración axial son de pequeña amplitud en rela­ ción con los radiales. En cuanto a la onda en el tiempo, es aproximadamente senoi­ dal, con un período correspondiente al de régimen de giro del eje desequilibrado. Por lo que respecta a la fase, ésta es aproximadamente coincidente a ambos la­ dos del acoplamiento (entre motor y rotor), lo que permite distinguir de un proble­ ma de desalineación en el que la fase varía a ambos lados del acoplamiento. La diferencia entre las lecturas de fase en las medidas horizontal y vertical en un mis­ mo apoyo será de unos 90°, correspondiente al ángulo físico entre ambas (ya que en cada una el pico de vibración se producirá cuando pase por el transductor la fuerza de inercia desequilibrada). En el caso de desequilibrio estático la fase coincidirá aproximadamente en las medidas radiales en los apoyos de los dos extremos del eje. En cambio si el desequilibrio es dinámico las fases serán opuestas (diferencia de 180° aproximadamente) en ambos extremos. En un caso de desequilibrio general las fases no coincidirán ni serán opuestas. La órbita que se puede ver en los problemas de desequilibrio es sencilla, con forma aproximadamente circular o elíptica. La figura 8.31 muestra el espectro y la forma de onda correspondiente a un pro­ blema de desequilibrio en una ventilador de secado.

326

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

e i-« 2

E V B F - W E NT . F I N A L S E C A D O E S P A T O -MiH VEHTI 1 A P O S I.. POLEA H O B I Z O W T A t S w e t r u H ¡)i»pl*y -•

R M S = 22.99 CASCA : 1 88.a R P M = 28/6. UPS = 34.59

48880

H h v f o m D i »pl*4

c_> U1 en

88

128

TIME IN M S E C S

168

288

Freq: Ordr: Spec :

2876.3 1.8 88

22.8S

Figura 8.31. D esequilibrio en un ventilador de secado (cortesía de Preditec S. L.)

8.4.2. EXCENTRICIDAD Se denomina excentricidad a la no coincidencia entre el eje de giro y el eje geométrico de un elemento unido a un eje giratorio. Puede deberse a un posicionamiento incorrecto en una polea o en una rueda dentada o también al desgaste des­ igual en el caso de una polea. En el espectro se manifiesta con un pico a lxRPM. por lo que puede confundir­ se con un desequilibrio. De hecho es un desequilibrio, aunque la magnitud de la vibración que se mide depende en muchos casos de la carga, por lo que. si se corri­ ge mediante un equilibrado, pueden reaparecer de nuevo las vibraciones al cambiar la carga. Un ejemplo claro de este problema es el caso de poleas excéntricas. La figura 8.32a muestra una polea conducida excéntrica en una posición determinada (línea continua) y en otra posición (línea de puntos) cuando la polea ha girado media vuelta. Al no coincidir el centro de la superficie de la polea y el centro de rotación (es decir, al existir excentricidad), la superficie de la polea sufre un movimiento de alternancia que produce una oscilación en la longitud de la correa. Así, las tensio­ nes en los ramales de la correa (figura 8.32b) varían con la posición de la polea

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

327

excéntrica, provocando en el eje fuerzas oscilantes aunque la carga sea constante y el régimen de funcionamiento sea estacionario. Estas fuerzas sobre el eje que son variables con la posición provocan vibraciones importantes cuya magnitud depen­ de, entre otros factores, de la excentricidad.

Figura 8.32. Problema de excentricidad en una polea

Una forma de poner de manifiesto la diferencia entre la excentricidad y el des­ equilibrio en el caso de poleas es quitar la correa. Al quitar la correa se elimina la fuente de las fuerzas variables sobre el eje y se observará una disminución impor­ tante en el armónico de la velocidad de giro. También, para distinguir la excentri­ cidad del desequilibrio puede recurrirse a una medida de fase en las dos señales radiales (horizontal y vertical). Como se ha dicho, en el caso de desequilibrio, la diferencia de fase será aproximadamente 90°. mientras que en el caso de una polea o rueda dentada excéntrica será aproximadamente nula. Esto se debe a que la ex­ centricidad provoca una excitación periódica con una dirección de la fuerza (direc­ ción de las ramas de la correa o de la línea de presión) constante, viéndose el máximo simultáneamente en ambos puntos de medida.

8.4.3. ENTREHIERRO NO UNIFORME EN MOTORES ELÉCTRICOS En motores eléctricos puede existir excentricidad entre el rotor y el estator. Esta excentricidad da lugar a un entrehierro no uniforme y por tanto a un desequilibrio en el campo magnético. Este desequilibrio de fuerzas magnéticas da lugar a la apa­ rición de fuerzas magnéticas desequilibradas y variables en lugar de sólo un par de fuerzas que sería lo correcto. Este problema se manifiesta, por las propias caracte­ rísticas constructivas del motor, a una frecuencia doble de la de la red eléctrica (en Europa, 100 Hz), independientemente del número de polos del estator. La amplitud de vibración aumenta con la carga y desaparece al suprimir la corriente eléctrica.

328

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

por lo que se puede detectar en un análisis de espectro en cascada durante la parada del motor. En ocasiones un motor con una pata mal anclada puede mostrar este síntoma. En efecto, la pata mal anclada puede ocasionar la deformación del estator y, por tanto, la aparición de un entrehierro no uniforme.

0.00400

PU NTO

ID

:

F.

RUTft

-ft-1

HZ

106.0

0.002612 PULG/S

i 3-

PROMEDIO PULG/SEG PICO

.-4*1_i

©

o

tH

N ‘ ZE

©

20.

vO

0.00 CN A

140.

180. 200

Figura 8.33. Espectro de vibración de un motor con entrehierro no uniforme

8.4.4. EJE DEFORMADO Este problema se manifiesta cuando por dilataciones, sobrecargas o defectos de fabricación se produce una flexión del eje como se muestra en la figura 8.34.

Figura 8.34. Movimiento y efecto sobre ¡os apoyos de un eje doblado

En el espectro se manifiesta a una frecuencia de lxRPM pero, a diferencia del desequilibrio, existirá vibración considerable en dirección axial. Además, la fase en la medida axial en ambos extremos será opuesta, como puede verse en la represen­ tación exagerada de la figura 8.34 (obsérvese que, mientras que en la medida radial

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

329

la aceleración en ambos extremos lleva el mismo sentido, en la medida axial llevan sentidos opuestos, lo que equivale aun desfase de 180°). A veces si sólo está acce­ sible uno de los extremos del eje se realizan medidas de fase en este extremo en cuatro puntos (arriba, abajo, izquierda y derecha). En este caso, la presencia de un eje deformado se caracteriza por una variación importante de la fase entre medidas opuestas. GEB1 - RODILLO GUIA 1 RODILLO G1-R1V RODILLO LC EXTERIOR VERTICAL Rouia Spectium 18 16

OVRALL- 2108 V-DG RMS * 20.94 LOAD-100.0 C

12

RPM <* 2200.

k O

RPS ■ 38.67

10

*5

oc

8

6 4 2

0

2

4

6

8

10

12

14

18

18

20

22

Fioquancy In Ordar Figura 8.35. Espectro correspondiente a un problem a de desalineación (cortesía de Preditec S. L.)

8.4.5. D E S A L IN E A C IO N La desalineación es, tras el desequilibrio, uno de los problemas más habituales en las máquinas. La desalineación provoca desplazamientos laterales de los ejes,

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MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

provocando a largo plazo desgastes de los cojinetes o rodamientos, doblado de los ejes, roturas o desgastes excesivos en los acoplamientos, aparte de mayor consumo eléctrico. La desalineación se manifiesta en el espectro por una fuerte vibración en las di­ recciones axiales y radiales fundamentalmente a lxRPM y 2xRPM. En la figura 8.35 se muestra un espectro típico correspondiente a un problema de desalineación. Debido a la periodicidad de las deformaciones que se producen en cada caso, en la desalineación angular predomina ligeramente la componente lxRPM mientras que en la paralela la 2xRPM es más importante. En ambos casos pueden presentar­ se armónicos superiores de menor amplitud. Dado que la componente lxRPM sue­ le ser importante, puede confundirse con desequilibrio. Sin embargo, a diferencia de lo que ocurre en el desequilibrio, la fase a ambos lados del acoplamiento medida en la misma dirección será diferente, lo que permite distinguir ambos problemas. Por otra parte, la vibración axial puede ser importante, especialmente en el caso de desalineación angular, estando en fase en ambos extremos del eje si se mide en ambos en la misma posición angular y el mismo sentido (ver figura 8.36). En cam­ bio la fase en la vibración radial en ambos extremos del eje está en contrafase, es decir, desfasada 180° (figura 8.36). Cuando se produce un caso de desequilibrio, las órbitas presentan formas con elipses más aplanadas o formas de banana, tanto más cuanto más crece la compo­ nente de vibración a 2xRPM.

8.4.6. H O L G U R A S Las holguras mecánicas pueden deberse a factores como falta de apriete entre diferentes elementos mecánicos (tomillos, anclajes de máquina) o a desgastes que introducen juegos excesivos entre las piezas, produciendo una amplificación de las vibraciones como consecuencia de un pequeño desequilibrio, desalineación u otra fuerza excitadora. Las holguras pueden producirse en los elementos rotativos o en los elementos estructurales, dando lugar a diferentes características espectrales.

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

331

Las holguras en los elementos rotativos se caracterizan por presentar abundante actividad espectral en una gran cantidad de armónicos de la frecuencia de giro (hasta 4xRPM o 5xRPM) pudiendo existir, además, medios armónicos (l,5xRPM , 2,5xRPM, etc.) y subarmónicos (0,5xRPM). La dirección de vibración predomi­ nante es la radial. Con holguras relativamente pequeñas no suelen aparecer medios armónicos ni subarmónicos, pero a medida que la severidad de la holgura crece aumenta el pico de lxRPM y los correspondientes a los medios armónicos, y si la holgura es muy severa aparecen subarmónicos (figura 8.37). 8CR -BOMBADE CRUDOG 02-J-121 G-M2V MOTOR LA VERTICAL

Figura 8.37. Espectro de un caso con holguras severas (cortesía de Preditec S. L.)

Otro tipo de holguras son las estructurales, que se producen por tomillos mal apretados en patas de anclaje o en cajeras de rodamientos. La actividad espectral se concentra igualmente en los primeros armónicos de la velocidad de giro, creciendo las componentes de 2xRPM y 3xRPM respecto a la de lxRPM con el aumento de la holgura, llegando a ser mayores que ésta. Una buena comprobación de si existe

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MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

holgura entre dos elementos estructurales unidos entre sí es la realización de medi­ das en las tres direcciones en dos puntos cercanos a la unión, uno de cada uno de los elementos. Si las lecturas de espectro y fase son similares en la misma dirección a ambos lados de la unión, indicará una buena unión, variando considerablemente la medida en el caso de existir holguras.

8.4.7. R E S O N A N C IA El problema de la resonancia se da cuando en una máquina existen fuerzas exci­ tadoras variables con el tiempo, cuyos orígenes pueden ser diversos (desequilibrio, desalineación, etc.) y cuya frecuencia de repetición es similar a alguna de las pri­ meras frecuencias naturales de la máquina. El desequilibrio de un rotor es una de las causas habituales que alimentan fenó­ menos de resonancia cuando la frecuencia de giro de la máquina (frecuencia de las fuerzas de inercia desequilibradas) excita alguno de los modos naturales de vibra­ ción del sistema. Los modos naturales de vibración son las disposiciones que adop­ ta el rotor cuando vibra a sus frecuencias naturales (cuyo valor es característico del material y geometría del sistema).

Segundo modo

Figura 8.38. Excitación de resonancias p o r un problem a de desequilibrio

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

333

En la figura 8.38 se muestra un sencillo ejemplo de un rotor con dos masas des­ equilibradas. Los dos primeros modos naturales de vibración de este sistema se muestran en la figura en línea continua (primer modo) y discontinua (segundo mo­ do). En la parte superior la orientación del desequilibrio en ambas masas tiene la misma dirección. El sistema tenderá a deformarse de forma parecida a como indica la línea continua, excitando el primer modo de vibración. Este desequilibrio será muy peligroso, por tanto, si el rotor ha de girar a un régimen de giro cercano a la frecuencia del primer modo de vibración. En efecto, en este caso se produce el fenómeno de resonancia incrementándose de forma muy notable las deformaciones y vibraciones del sistema. En la parte inferior la orientación del desequilibrio en ambas masas es opuesta, por lo que la deformación del sistema se acerca más al segundo modo, siendo éste más excitado por el giro del sistema. En este caso es más peligroso el funcionamiento a una frecuencia de giro cercana a la segunda frecuencia natural de vibración. En ejes más rígidos que los del ejemplo anterior y con apoyos menos rígidos, la flexibilidad del apoyo hace que los modos de vibración iniciales no supongan flexiones importantes del eje (ver figura 8.39, caso K=0). La vibración debida a estos primeros modos es poco importante porque es absorbida por el apoyo, de forma que el primer modo importante que introduce una flexión del eje, es el terce­ ro. Esto suele ocurrir en máquinas con cojinetes de deslizamiento lubricados por aceite. El fenómeno de resonancia del eje puede ocasionar amplitudes de vibración muy elevadas y llegar a producir otros problemas como roces del eje con partes fijas. La determinación de las frecuencias y modos naturales de vibración de una má­ quina es una tarea importante para el diagnóstico del problema de resonancia. Para ello existe una técnica experimental específica denominada análisis modal, aunque en el campo del mantenimiento predictivo se utilizan técnicas más simplificadas que permiten obtener las frecuencias naturales de forma aproximada aunque no los modos de vibración. Estas técnicas se basan en el uso del diagrama de Bode o del espectro en cascada. Básicamente hay dos opciones: -

Realizar un ensayo de arranque o parada de la máquina. Este ensayo se realiza midiendo la amplitud de vibración medida por el transductor y la fase de la misma, así como el régimen de giro de la máquina. Para ello se requiere el uso de un transductor, un tacómetro y un analizador FFT. Finalmente, se repre­ senta el diagrama de Bode con la frecuencia de giro frente a la amplitud y la fa­ se. Los puntos en los que se observe un pico elevado en el diagrama de ampli­ tudes junto con un cambio brusco de fase corresponden a frecuencias naturales de vibración del sistema, o pasos por resonancia. En la figura 8.40 se observa el resultado de un test de arranque de una máquina, observándose el pico caracte­

334

-

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

rístico de la frecuencia de resonancia. También es posible detectar las frecuen­ cias naturales en el diagrama de espectro en cascada, ya que durante el arranque se producirán incrementos en la amplitud al pasar por las frecuencias de reso­ nancia. Realizar un ensayo de impacto. En este caso la máquina está parada y se gol­ pea con un martillo de goma en aquellos puntos que puedan excitar los modos naturales de vibración, a la vez que se mide la respuesta en un acelerómetro con un analizador FFT. Los picos observados en el espectro indican las posibles fre­ cuencias de resonancia. Puede golpearse en varios puntos para comparar los es­ pectros y obtener una mayor seguridad sobre las frecuencias de resonancia.

Modo de R ig id e z ^ - vibración de los apoyos

1

2

3

K= 0 ---- Rigidez baja

^

/

\

Rigidez elevada

--_____

------------ ^

K = oo Figura 8.39. Modos de vibración de ejes en función de la rigidez K de los apoyos

En general el fenómeno de resonancia se caracteriza por una amplitud de vibra­ ción elevada en la componente lxRPM. Si la máquina funciona a velocidad por debajo de la primera frecuencia natural (lo que es habitual en gran parte de las má­ quinas) un incremento de la velocidad supondrá un incremento en el nivel de vi­

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

335

bración. ya que la máquina se acercará al punto de resonancia (ver figura 8.40). Sin embargo, esto no ocurre si la frecuencia normal de funcionamiento de la máquina es supercrítica (por encima de la primera frecuencia de resonancia) ya que en este caso un incremento de la velocidad supone un decremento en el nivel de vibración. En este último tipo de máquinas la resonancia será apreciable durante el arranque ya que se producirá un incremento de vibración durante el paso por la frecuencia natural del sistema. Debe procurarse en estos casos que el arranque sea lo más rá­ pido posible para evitar que la resonancia llegue a producir amplitudes excesivas.

Figura 8.40. Test de arranque de una máquina (cortesía de Preditec S. L.)

8.4.8. E JE A G R IE T A D O La aparición de grietas en los ejes es un fenómeno habitual debido a los pro­ blemas de fatiga comunes a cualquier pieza mecánica sometida a esfuerzos alter­ nantes. Las grietas suelen empezar por zonas de concentración de tensiones como cambios de sección, chaveteros o defectos superficiales. Estas grietas progresan con el tiempo, aumentando su tamaño, hasta que la sección resistente se reduce tanto que se produce la rotura del eje. Los accidentes de rotura de eje por fatiga pueden llegar a ser muy costosos, tanto en daños materiales como humanos, siendo una posible causa de accidentes graves. Por ello una detección de los problemas de

336

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

aparición de grietas es fundamental. Aunque existen técnicas no destructivas basa­ das en ultrasonidos o líquidos penetrantes, la detección por técnicas de vibraciones tiene la ventaja de que no requieren parar la máquina. Cuando aparece una grieta en un eje se produce una disminución en la rigidez del mismo. Este cambio de rigidez provoca a su vez cambios en la frecuencia natu­ ral de sistema, por lo que la amplitud de vibración del espectro en lxRPM se ve afectada. El cambio depende de la magnitud de la grieta, del régimen de funciona­ miento y de la frecuencia natural del eje original y agrietado. En la figura 8.41 se muestra un ejemplo de los cambios que pueden producirse en los diagramas de Bode del eje con la aparición de una grieta, pudiéndose observar que los cambios de amplitud y fase en la vibración pueden ser diferentes en función del régimen de funcionamiento.

Figura 8.41. Cambios en el diagrama de Bode de un eje agrietado (baja rigidez) respecto al mismo eje sin defecto (alta rigidez)

Otro de los síntomas típicos de un eje agrietado es un incremento de la compo­ nente de vibración 2xRPM. En efecto, a medida que la grieta progresa, la rigidez del eje agrietado deja de ser la misma en cualquier dirección radial, como puede observarse en la figura 8.42. De esta forma existen dos rigideces de diferente valor en direcciones perpendiculares. Esto provoca una respuesta del eje diferente que se repite cada media vuelta, es decir, con una frecuencia doble al régimen de giro (2xRPM).

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

Sección remanente del eje

Líneas de avance de grieta Frente de grieta Figura 8.42. Rigidez asimétrica en un eje agrietado

Rozamiento radial

Figura 8.43. Roces entre rotor y estator

Rozamiento

337

338

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

8.4.9. R O C E S Los roces corresponden a contactos intermitentes o permanentes entre el rotor y alguna pieza del estator de la máquina. El contacto puede ser durante sólo una frac­ ción del giro (roce parcial o intermitente) o durante todo el ciclo (roce completo o permanente), aunque es más habitual el roce parcial. En función de la dirección de la fuerza normal que se produce el roce puede ser radial, axial o combinado (figura 8.43). El fenómeno del roce se debe habitualmente a la existencia de algún otro tipo de problema (desalineación, desequilibrio, resonancia, dilataciones diferencia­ les) que provoca un cambio en la trayectoria del rotor, provocando el contacto del mismo con alguna parte del estator no prevista en el diseño. En muchos casos el roce tiene lugar entre superficies no lubricadas por lo que puede provocar calenta­ mientos elevados y daños importantes (doblado de eje, desgaste elevado o fundi­ ción local). Un roce radial suave provoca una variación en la forma de la onda de desplaza­ miento caracterizada por un truncamiento de la misma debido a la limitación del desplazamiento, como se aprecia en la figura 8.44. También se aprecia este trun­ camiento en el diagrama orbital, achatándose la elipse de la órbita por la zona del contacto. El truncamiento provoca la aparición en el espectro de picos importantes en los primeros armónicos del régimen de giro (2xRPM, 3xRPM, 4xRPM), como puede comprobarse fácilmente realizando el desarrollo de Fourier de la señal se­ noidal truncada. Si el roce radial es más severo se producirá un rebote del rotor al producirse un choque del mismo con el estator. Este choque provoca una vibración subarmónica (por debajo del régimen de giro) que se manifiesta en el espectro con un pico a l/2xRPM y en la órbita por la aparición de un punto de cruce. Los roces a velocidades superiores a la crítica (primera frecuencia de resonancia del sistema) se caracterizan por la aparición también de vibración subsíncrona (a frecuencias inferiores a la del régimen de giro: l/2xRPM , l/3xRPM. l/4xRPM u otras) debido a que los choques que se producen durante el roce actúan como gol­ pes de un martillo, excitando frecuencias naturales de vibración del rotor (en este caso inferiores al régimen de giro). El roce provoca un cambio, durante la duración del mismo, en la rigidez del ro­ tor, al cambiar el número de puntos de apoyo o contacto con el estator. Este cambio de rigidez, como ya se vio en la figura 8.41, provoca un cambio en las frecuencias naturales de vibración. Esto puede aumentar o disminuir el nivel de vibración en función de que el rotor gire a velocidades subcríticas o supercríticas (ver figura 8.41). Por la misma razón se producen también cambios en la fase de la vibración. Los roces axiales provocan en general vibraciones de frecuencias elevadas, por la aparición del fenómeno de adherencia-deslizamiento (stick-slip) similar al que ocurre cuando hacemos rozar un bastón por el suelo delante nuestro a la vez que caminamos. Muchas veces las frecuencias son claramente audibles como un chirri-

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

339

do. En las órbitas se aprecia esta vibración de alta frecuencia por la aparición de un rizado en las mismas.

8.4.10. F A L L O E N E N G R A N A JE S La actividad espectral existente en reductores o elementos con engranajes suele ser elevada, dado que se combinan frecuencias como las de giro de varios ejes, las de contacto entre dientes, las de los rodamientos de los apoyos, etc. Los fallos aso­ ciados al propio engranaje pueden deberse a causas como el impacto radial debido a la excentricidad, el impacto axial, el deterioro de un diente, o la interferencia entre dientes. Existen cinco frecuencias fundamentales en el análisis de las vibra­ ciones procedentes de las propias ruedas dentadas: -

-

-

La frecuencia de giro del piñón, n¡, que indica el número de veces por unidad de tiempo que contacta un diente determinado del piñón con cualquier diente de la corona. La frecuencia de giro de la corona. n2, que indica el número de veces por unidad de tiempo que contacta un diente determinado de la corona con cual­ quiera del piñón. La frecuencia de engrane, en inglés Gear Mesh Frequency (GMF), definida como:

340

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

GMF = z, • «j = z 2 ■n 2

[8.1 ]

donde z es el número de dientes de la rueda dentada y n la velocidad angular del eje correspondiente. Como se observa, la GMF es única para una pareja piñóncorona. La GMF indica la frecuencia con la que se produce el contacto de una nueva pareja de dientes y es, en general, una frecuencia muy elevada. Por ejem­ plo para un eje girando a 9.000 rpm con un piñón de 20 dientes será de 180.000 rpm, es decir, 3 kHz. Esto indica que cada segundo 3.000 parejas de dientes en­ tran en contacto. Esta frecuencia es la más característica en la detección de pro­ blemas de engranajes. - Frecuencia de fase de ensamblaje (FFE), que indica la frecuencia correspon­ diente al desgaste entre dientes del piñón y de la corona que engranan entre sí en un ciclo de funcionamiento y que se calcula como: r r r GMF FFE = ------Ne

[8.2]

donde NE es el número de fases de ensamblaje, que representa las diferentes formas en que pueden engranar el piñón y la corona y que se calcula como el máximo común divisor entre el número de dientes de ambos. Para entender mejor el concepto de frecuencia de fase de ensamblaje, considére­ se el caso de un piñón con 9 dientes y una corona con 15 dientes. En este caso, si el diente 1 del piñón se pone inicialmente en contacto con el 1 de la corona, y el engranaje empieza a girar, se irán produciendo el contacto del diente 2 del pi­ ñón con el 2 de la corona, 3 del piñón con 3 de la corona, etc. (ver figura 8.45). Cuando el diente 1 del piñón vuelva a contactar con la corona, lo hará con el diente 10 de ésta, y en la siguiente vuelta con el 4, luego con el 13, luego con el 7 y en la siguiente de nuevo con el 1. Por tanto, el diente 1 del piñón sólo con­ tacta con los dientes 1, 4, 7, 10 y 13 de la corona. Con estos mismos dientes en­ granan los dientes 4 y 7 del piñón, como puede verse en la figura 8.45). Por otra parte los dientes 2, 5 y 8 del piñón sólo contactan con los 2, 5, 8, 11 y 14 de la corona y los dientes 3, 6 y 9 del piñón con los 3, 6, 9, 12 y 15 de la corona. Como se observa, el engranaje considerado tiene 3 fases de ensamblaje (N¿=3), es decir, 3 grupos de dientes que contactan entre ellos y sólo entre ellos repetiti­ vamente. Se puede comprobar que 3 es el máximo común divisor entre 15 y 9. La frecuencia de fase de ensamblaje indica la frecuencia a la que se produce el engrane entre dos dientes de un mismo grupo o fase de ensamblaje. Cuando se desmonta el engranaje, es posible cambiar la fase de ensamblaje al volver al montarlo. Ello ocurriría, por ejemplo, si ponemos inicialmente en con­ tacto el diente 1 del piñón con el 2 de la corona (en lugar de con el 1, como se ha indicado antes). En general esto no es conveniente, ya que puede producir cambios en el nivel de vibración del sistema de engranajes. En muchos casos se

341

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

evita esta posibilidad haciendo que los números de dientes de rueda y piñón no tengan divisor común (en cuyo caso el número de fases de ensamblaje es 1). Si no es así, conviene marcar los dientes al realizar el desmontaje para asegurar el montaje en la misma posición.

Dientes de la corona Figura 8.45. Secuencia de engrane de una corona de 15 dientes con un piñón de 9 dientes

La frecuencia de repetición del diente (FRD), que indica la frecuencia con la que un diente de la corona vuelve a engranar con el mismo diente del piñón. Como es fácil deducir a partir de la figura 8.45 esto ocurrirá cuando hayan en­ granado un número de parejas de dientes igual al mínimo común múltiplo entre z¡ y Z2, instante en el que se volverá a repetir el contacto entre la misma pareja de dientes. En la figura 8.45 se observa que esto ocurre tras el contacto de 45 parejas de dientes, coincidiendo con el número de puntos marcados en la figura. Por tanto, la FRD se calculará como: GMF FRD = m cm (ZyZ^)

[8.3]

Teniendo en cuenta que el producto de dos números es igual al producto del mínimo común múltiplo y el máximo común divisor de ambos: z ^ - z 1 = mcm(z j , z^ ) • m cd(Zj,

) = mcm(z j ,z 1 )-

y sustituyendo en la expresión anterior se obtiene:

[8.4]

342

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

FRD = G M F —

n f

z ]

£

-

[8 .5 ]

' z2

que permite calcular la FRD a partir del número de fases de ensamblaje y el número de dientes de las ruedas. Esta frecuencia es la menor de las cinco frecuencias características de los en­ granajes, por lo que suele verse mejor en la onda en el tiempo que en el espec­ tro. Una cuestión importante en el diagnóstico de averías en sistemas de engranajes es la elevada frecuencia característica de muchos problemas, dado que la GMF puede llegar a ser muy elevada en función del número de dientes y de la velocidad. En general se recomienda que la frecuencia de adquisición sea de al menos 70xRPM. En cuanto al parámetro empleado en la visualización, se recomienda la velocidad si las frecuencias de interés están por debajo de las 120.000 rpm y la aceleración si son superiores a ésta. Las cinco frecuencias características anteriores aparecen de una u otra forma en los espectros correspondientes a diferentes anomalías de reductores y equipos con engranajes. En general , las frecuencias características son elevadas, por lo que es característico un incremento del parámetro de Spike Energy. Si existe una desalineación en alguno de los ejes, se observa una vibración pre­ dominante a lxRPM y 2xRPM, como ya se comentó en el caso de desalineación, pero en ocasiones se excita también la frecuencia de engrane, pudiendo aparecer los tres primeros armónicos de la GMF. Asimismo es normal la aparición de ban­ das laterales alrededor de la GMF (picos a derecha e izquierda de esta frecuencia) separadas de esta un intervalo igual a 2xRPM. En el caso de desgaste del diámetro primitivo la vibración predominante es a la frecuencia de engrane, con bandas laterales muy abundantes separadas de ella a múltiplos de la frecuencia de la rueda defectuosa. El caso de un diente defectuoso o roto, en ausencia de otros defectos, se caracte­ riza por la aparición de un pico a la frecuencia de la rueda afectada. Cuando el da­ ño progresa, no obstante, se manifiesta de la misma forma que el desgaste del diá­ metro primitivo, pero con bandas laterales de gran amplitud respecto a la corres­ pondiente a la GMF, en muchos casos mayores que ésta (figura 8.46). Otra cuestión importante es la definición de bandas de frecuencia adecuadas pa­ ra la detección de los problemas en gráficos de tendencias. Se recomienda utilizar las bandas de frecuencia mostradas en la tabla 8.1. En la figura 8.46 se muestra un espectro correspondiente a una caja de engrana­ jes dañada, en la que se observan las características bandas laterales alrededor de la GMF.

343

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

CALftKDfta

-C3H

CflLAMDRA LPUINflDORA CACANSRA £ JE SUPERIOR i.0 HRZNTL SPECTRUH DISPLAY RMS *

CftRGA

»

HPM » RPS *

3 ,4 3 1 0 0 .8 507. 3 .1 3

6461.

B=GHF

r

#-* *-«

8

4080

' 8000 12880 rREQUEHCY IH CPM

16000

FPEQi

6 4 6 1 .5

SPECI

1.139

of?w?s

si.ee

LABEL» FRECUENCIA DE ENGRAfC A 6461 CPH Figura 8.46. Espectro correspondiente una caja de engranajes dañada de un tren de laminación (cortesía de Preditec S. L.)

Desde frecuencia lOxRPM GMF - 5xRPM GMF + 5xRPM 2xGMF - 5xRPM 1 kHz

Hasta frecuencia GMF - 5xRPM GMF + 5xRPM 2xGMF - 5xRPM 2xGMF + 5xRPM 20kHz

Tabla 8.1. Bandas de frecuencia recomendadas para detectar problemas en engranajes

8.4.11. FALLO EN RODAMIENTOS La técnica de mantenimiento predictivo basado en vibraciones tiene una gran aplicación en el diagnóstico del estado de rodamientos. Esto se debe a la gran utili­ zación de estos elementos, presentes en gran número de máquinas, y a la clara dife­ renciación entre las frecuencias asociadas a los diferentes fallos de los mismos (defecto en las pistas, en las bolas o en la jaula, fundamentalmente). En general, los

344

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

fallos se manifiestan a frecuencias elevadas en relación con la de giro. El diagnós­ tico puede basarse en: -

-

Parámetros globales, tales como el valor global de vibración, el factor de cresta (relación entre el valor pico y el RMS), el valor de vibración en la banda de 1 kHz a 20 kHz y otros parámetros estadísticos basados en el análisis de la señal en el tiempo como la kurtosis, aparte de medidas acústicas o térmicas. Análisis del espectro y de la onda temporal.

El análisis del espectro tiene la ventaja de que permite la diferenciación clara entre los problemas de rodamientos (incluso de las partes del rodamiento) y otros. En cambio, en los métodos basados en parámetros globales, en muchos casos es difícil discernir entre la vibración causada por rodamientos y la debida a otros fe­ nómenos que también se manifiestan a frecuencias elevadas. La aparición de una lesión puntual en alguno de los elementos del rodamiento, como una grieta o una picadura, provoca una mala rodadura que se manifiesta como un choque con una frecuencia característica. Las correspondientes frecuencias de fallo de cada uno de los elementos se ob­ tienen multiplicando el factor apropiado por el régimen de giro del eje. Los valores de estos factores sólo dependen de las características geométricas (número de ele­ mentos rodantes, diámetros de las pistas) y de funcionamiento (ángulo de contacto entre bola y pista) de los rodamientos. En la figura 8.47 se muestra un rodamiento con sus cuatro elementos caracterís­ ticos (pista exterior, pista interior, elementos rodantes o bolas y jaula).

Figura 8.47. Rodamiento con sus partes y el ángulo de contacto

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

345

En lo que sigue utilizaremos la siguiente nomenclatura (ver figura 8.47): RPM: d: Dm\ -

Nb. N„: aa::

régimen de giro de la pista giratoria. diámetro de los elementos rodantes. diámetro medio del rodamiento: semisuma de los diámetros de contacto de las pistas interna y externa. número de elementos rodantes. ángulo de contacto: ángulo entre la línea de contacto y la normal al eje de giro.

Las frecuencias características de un rodamiento son: -

FTF (Fundamental Train Frequency): Frecuencia fundamental de deterioro de la jaula. Indica el número de giros de la jaula del rodamiento por unidad de tiempo. Se calcula como: \ CIVl U / x ------1---------- eos a 2 Dm V /

-

[8.6]

Como se observa esta frecuencia es cercana a la mitad del régimen de giro si el ángulo de contacto es nulo. BPFO (Ball Passing Frequency Outer Race): Frecuencia de deterioro de la pista exterior. Físicamente representa el número de bolas o rodillos que pasan por un punto de la pista exterior por unidad de tiempo. Es igual a la FTF multi­ plicada por el número de elementos rodantes: [8.7]

-

BPFI (Ball Passing Frequency Inner Race): Frecuencia de deterioro de la pista interior. Físicamente representa el número de bolas o rodillos que pasan por un punto de la pista interior por unidad de tiempo. Se calcula como: \ B D T T R P M AT d ¡ BPFI = ---------N h • í 1l + -----c o s ía )x 2 A»m \

-

[ 8 .8]

BSF (Ball Spin Frequency): Frecuencia de deterioro de los elementos rodantes. Corresponde al número de vueltas de dichos elementos sobre sí mismos por unidad de tiempo. Se calcula como:

346

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

{ [8.9]

2

' d

\

y

Dadas ias características típicas de muchos rodamientos, el orden de mag­ nitud de algunos de estos factores es, aproximadamente: F F T * 0,4 RPM B P F O ~ O A -N b RPM

[8. 10]

B P F I* 0,6 -N h RPM

Puesto que el ángulo de contacto afecta a los valores de las frecuencias caracte­ rísticas, una pequeña variación del mismo como consecuencia de desalineaciones, dilataciones, aprietes excesivos, etc., puede afectar a las frecuencias de fallo. Algunos aspectos a tener en cuenta en el análisis y diagnóstico de fallos en ro­ damientos son: -

-

-

Los fallos en rodamientos bien montados se suelen dar en este orden: pista exterior, pista interior, elementos rodantes, jaula. Los rodamientos con defectos en la pista exterior tienen generalmente una vida mayor que si el defecto está en la pista interior. Los defectos en la pista exterior se manifiestan con mayor amplitud en el espectro por estar más cerca del transductor. El muestreo de datos debe durar al menos el tiempo suficiente para que el eje realice una vuelta, para asegurar la detección del fallo. Los deterioros se manifiestan inicialmente a alta frecuencia ya que los im­ pactos debidos a un pequeño defecto excitan las frecuencias naturales de las pistas de rodadura, que son altas, produciéndose resonancia. Por ello se de­ tectan inicialmente en aceleración en la banda 1 kHz a 20 kHz. A medida que el fallo progresa aumenta la amplitud de los picos en las frecuencias de fallo y sus armónicos, para predominar sobre todo el primer armónico cuan­ do el daño es muy severo. El nivel de vibración asincrona (no correspondiente a múltiplos enteros del régimen de giro) en los fallos de rodamientos es elevado en relación con el de la vibración síncrona, ya que las diferentes frecuencias características no son múltiplos enteros del régimen de giro. Habitualmente aparecen bandas laterales junto a las frecuencias de fallo, a distancias correspondientes al régimen de giro o la FTF si el deterioro es

347

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

-

-

mayor. El aumento de bandas laterales y su amplitud indica un mayor dete­ rioro del rodamiento. En la onda en el tiempo se detectan picos elevados en la aceleración. Los defectos en la pista interior o en la exterior se manifiestan por picos a la frecuencia correspondiente a la pista y sus armónicos (hasta 8 o 10) modula­ dos por bandas laterales a lxRPM. Los defectos en las bolas o rodillos se manifiestan a frecuencias múltiplos de la BSF, en función del número de elementos rodantes deteriorados. El deterioro de la jaula, que normalmente sigue al de las pistas se manifiesta por la aparición de bandas laterales junto a los picos de las pistas.

La figura 8.48 muestra el espectro correspondiente a una máquina con un roda­ miento dañado en su pista exterior.

B -03-flS

L -T l - BOMBA UACIO DESECHA -B ltf BCHBft L .flCOTLAHIEHTO VERTICAL RBMFRM

G r á f ic a

RHS = 1 2 .3 7 CARCA s 1 M .8 RPM = 146 3 . JtPS = 2 4 .4 3

C=»TO

36 48 38 F r c c u a n c . « n kCPM Rtf t u t O.'IPFO V ARMON ICOS-BANDAS LATERAL .

F re c ¡

Ordn:

Es p e :

U .3 9 K

1 1 .3 3 7 .7 4 7 .7 7 6

Figura 8.48. Espectro en un caso de rodamiento dañado en la pista exterior (cortesía de Preditec S. L.)

8.4.12. P R O B L E M A S E N C O JIN E T E S D E F R IC C IÓ N Los cojinetes de fricción son habituales en numerosas máquinas industriales de gran tamaño como turbinas o generadores. En este tipo de cojinetes, que requieren

348

MANTENIMIENTO MECÁNICO OE MÁQUINAS

un diseño muy preciso, el funcionamiento correcto depende de parámetros como la carga radial, la holgura radial (diferencia entre el radio del eje y el del cojinete), la velocidad de giro del eje o la temperatura y presión del lubricante. El movimiento posible del centro del eje dentro del cojinete está restringido a un círculo con centro en el centro geométrico del cojinete y radio igual a la holgura. La posición recorri­ da por el centro dentro de dicho círculo puede representarse con un diagrama orbi­ tal a partir de las medidas de dos transductores de desplazamiento perpendiculares, montados como se indica en la figura 8.3. La línea que une el centro del cojinete con el centro de la órbita se denomina línea de ataque. El ángulo que forma dicha línea con la que une el centro del cojinete y el centro del eje en la posición de repo­ so se denomina ángulo de ataque (figura 8.49).

En general el ángulo de ataque se incrementa con la velocidad de giro del eje. Los cojinetes que funcionan de forma estable trabajan con ángulos de ataque infe­ riores a 90° (normalmente entre 20° y 60° aproximadamente). En estas condiciones el lubricante, que no cubre la totalidad del huelgo entre eje y cojinete, sino sólo una fracción del mismo, forma una cuña a presión entre el eje y el cojinete capaz de soportar la carga radial existente. La velocidad media de deslizamiento del aceite

8. MANTENIMIENTO PREDICTIVO BASADO EN VIBRACIONES

349

de la cuña es aproximadamente la mitad de la velocidad del eje, ya que la parte en contacto con el eje se mueve a su misma velocidad y la parte en contacto con el cojinete está en reposo. La velocidad angular del aceite es pues cercana a 0,5xRPM. En la práctica es algo inferior por efectos del flujo en dirección axial y la viscosidad. Cualquier cambio en los parámetros característicos del cojinete puede dar ori­ gen a un funcionamiento deficiente del mismo. En particular, algunas de las causas habituales de vibración son: -

Holgura excesiva entre el cojinete y el eje. En algunos casos un exceso de holgura puede producir que un desequilibrio o una desalineación leves se mani­ fiesten con picos altos en lxRPM y 2xRPM y armónicos superiores. Si la hol­ gura crece, aparecen armónicos superiores 3xRPM, 4xRPM, etc. como ya se di­ jo en el apartado de holguras. En ocasiones la holgura excesiva puede dar lugar a la aparición de roces entre el eje y el cojinete en zonas no lubricadas provo­ cando la aparición de medios armónicos y subarmónicos. n it

- SENSOR SIEMENS-REMOL. ACEITE

Figura 8.50. Espectro en un caso de cojinete con problem a de remolino de aceite (cortesía de Preditec S. L.)

350 -

-

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Remolino de aceite (oil whirl), típico en cojinetes con lubricación hidrodinámi­ ca (es decir, con aceite a presión) operando a velocidades de giro elevadas por encima de la crítica. Se debe a las fuerzas generadas por el remolino creado por la cuña de aceite. El efecto de estas fuerzas puede ser importante en cojinetes mal diseñados, con un peso estático de rotor bajo o en el caso de desgaste exce­ sivo del cojinete, provocando una vibración elevada en las cercanías de 0,5xRPM, velocidad de giro del remolino de aceite. Si la velocidad de giro del eje es similar al doble de la crítica, la frecuencia de giro del remolino está cerca de la crítica, provocando un fenómeno de resonancia del eje que a su vez excita las fuerzas en el remolino de aceite. A este fenómeno se le denomina latigazo de aceite (oil whirl). Cuando aparece, el ángulo de ataque llega a superar los 90° sufriendo cambios importantes al producirse fuertes movimientos del rotor. El fenómeno se manifiesta en el espectro por una vibración subsíncrona en torno a 0,43-0,48xRPM. Este problema de resonancia puede dar lugar a fallos catastró­ ficos. La figura 8.50 muestra un espectro correspondiente a un caso con problema de remolino de aceite. En el diagrama orbital el fenómeno se caracteriza por la pre­ sencia de 2 marcas en la órbita (ya que la frecuencia de ésta es aproximadamen­ te la mitad de la de giro). Lubricación deficiente, que se manifiesta por vibración elevada a alta frecuen­ cia y no relacionada con el régimen de giro.

APÉN D ICES

CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

A .l. VIBRACIÓN MECÁNICA. DEFINICIONES La vibración de un punto material es el movimiento de oscilación (no necesa­ riamente simétrico) de dicho punto alrededor de una posición de equilibrio. Así, la vibración implica movimiento y también oscilación. Si la vibración es uniaxial (es decir, el movimiento de vibración se realiza sobre una línea recta), la velocidad del punto fluctúa entre valores positivos y negativos. Por otro lado, la vibración de un sólido es un estado dinámico en el que existen puntos del sólido que se encuentran vibrando. La vibración de un punto o de un sólido siempre se debe a la existencia de una o más fuerzas que se denominan fuer­ zas excitadoras. Debido a las ligaduras e interacciones moleculares, la vibración se transmite a través de la materia pudiendo, en su camino, ser amplificada o amortiguada. Esto implica que cuando un punto material de un sólido se encuentra vibrando éste transmite la vibración a los puntos más cercanos, provocando también su vibración. Gracias a este hecho, el sonido (que no es más que una vibración) se transmite por el aire (que también es materia) y, sin embargo, no se transmite por el espacio exte­ rior (donde, en general, no existe materia ni siquiera en estado gaseoso).

aA

/jg S " V T

V I

. V I

V

Figura A. 1. Representación temporal de la vibración de un punto

La forma más simple de representar la vibración de un punto es el diagrama temporal de desplazamiento. Suponiendo que la vibración es uniaxial y que se rea­ liza sobre el eje y, se puede representar la posición del punto vibrante y su varia­

354

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

ción con el tiempo, respecto a una posición de referencia. Así se llega a una gráfica como la mostrada en la figura A .l. Si la representación gráfica del desplazamiento se repite cada cierto tiempo, se dice que la vibración es periódica, siendo el período (7) el tiempo que tarda en repetirse. Cuando la variación del desplazamiento no se repite cada cierto tiempo, se dice que la vibración es no periódica. La vibración más simple, desde un punto de vista matemático, es lo que se co­ noce como movimiento armónico simple (MAS). El desplazamiento de un punto que sigue un MAS viene definido por la ecuación: y (í t )\ = AA sen f — /

[A .l]

donde A es la amplitud del movimiento y T es el período. Representando gráfica­ mente el movimiento se obtiene: y

Figura A.2. Movimiento arm ónico simple (MAS)

Se observa que el MAS constituye una vibración simétrica que se repite cada período T (es, por tanto, periódica). La amplitud A es el desplazamiento máximo respecto de la posición de equilibrio. El MAS sirve, como función periódica, para definir varios conceptos muy utili­ zados en análisis de vibraciones: -

-

Ciclo. Aplicado a un movimiento periódico, designa el movimiento completo que realiza el sistema oscilante y que se repite cada período. Frecuencia (f). Si el período es el tiempo que el sistema oscilante tarda en rea­ lizar un ciclo completo (y sus unidades son segundos/ciclo), la frecuencia es la inversa del período (ciclos/segundo = Hertzio = Hz). Así, una vibración periódi­ ca es de mayor frecuencia cuanto menos tiempo tarda en realizar un ciclo. Fase y desfase. Supóngase que se tienen dos puntos materiales vibrando según movimientos armónicos simples de igual amplitud e igual período. Pese a esta

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

355

igualdad, es posible que el movimiento de ambas partículas no vaya perfecta­ mente acompasado, sino que el de una lleve cierto retraso con respecto al de la otra. En esta situación se dice que el movimiento de ambos puntos está desfasa­ do. En la figura A.3 se muestra el movimiento desfasado de dos puntos B y C. En el instante t], por ejemplo, el punto B posee un desplazamiento y refi mientras que el punto C posee un desplazamiento y d h ) distinto del anterior. De hecho, el punto C llega a estar en la posición y ref en el instante t2, y se puede afirmar que el movimiento de C lleva un retraso temporal con respecto al movimiento de B igual a t2-t\. Consecuentemente, llamando At a este desfase temporal, se puede afirmar en todo instante que: y c (t + A t) = y B (t)

[A.2]

Figura .4.3. Movimiento armónico simple (MAS)

En ocasiones, el MAS se considera generado por la ordenada y de un punto que posee un movimiento circular de radio igual a la amplitud del MAS y gira con una velocidad angular (o frecuencia angular) co (figura A.3). Sabiendo que el punto tarda en realizar una vuelta completa (2n rad) un tiempo igual al período (T), se puede establecer que: 2n

co = —

=

2tzf

[A.3]

Así, la rapidez o lentitud con que se repite una función periódica se puede ex­ presar indistintamente mediante el período T, mediante la frecuencia / o mediante la frecuencia angular co, ya que estos tres parámetros son interdependientes, tal como se observa en la ecuación anterior. En la parte izquierda de la figura A.3 se muestra el instante t\ de dos puntos B y C girando alrededor de un punto O con velocidad angular co. Se observa cómo el desfase temporal At del desplazamiento y equivale a un desfase angular (p en el movimiento de rotación. Así, pues, se puede afirmar que:

356

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

2n - — At = 2 n f ■At

[A.4]

que es la expresión que relaciona los desfases angular y temporal de dos MAS. Considerando el desfase angular, la definición del MAS de los puntos B y C de la figura A.3 es la siguiente: y B (t) = A- s e n ( c o / )

[A.5]

y c (t) = A- s e n

[A.6]

( c o i - (p)

En conclusión, se puede afirmar que los MAS de los puntos B y C de la figura A.3 están desfasados, siendo At el tiempo de desfase y cp el ángulo de desfase. Si dos MAS no están desfasados (el desfase es nulo) se dice que ambos movi­ mientos están en fase. Valor de pico. En el movimiento oscilatorio de un punto se denomina valor de pico al desplazamiento máximo del punto respecto de su posición de reposo in­ termedia. El valor de pico es, por tanto, igual a la amplitud máxima. Valor pico a pico. El valor pico a pico es el valor existente entre el desplaza­ miento máximo de la oscilación en un sentido y el desplazamiento máximo en el otro sentido. En un MAS, el valor pico a pico es el doble de la amplitud. Valor medio. Es otro valor importante en la caracterización de un movimiento de vibración. El valor medio se define como: y =

lim

1 ‘fe — j y (t)d t V

[A. 7]

o

Si la vibración es periódica, la expresión del valor medio se simplifica de forma que la integral abarca solo un período (T): 1T y = -\y if)d t o

[a . 8]

Valor eficaz o valor RMS {RootMean Squared). Si el movimiento oscilatorio es perfectamente simétrico (por ejemplo, el MAS), el valor medio es nulo, no siendo representativo para describir la amplitud de la vibración. Por este moti­ vo, alternativamente se utiliza el valor eficaz o valor RMS. Este valor se define como la raíz cuadrada de la media cuadrática: [A. 9]

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

357

[A. 10]

De nuevo, si la vibración es periódica, la expresión del valor eficaz se simplifica de forma que la integral abarca solo un período (7). Para un MAS de amplitud A se puede demostrar que el valor eficaz es: [A. 11]

Como se ha comentado antes, la vibración de un punto implica el movimiento oscilatorio del mismo. Consecuentemente, el sentido del movimiento cambia con el tiempo, cambiando también tanto la velocidad del mismo como la aceleración. En ocasiones, resulta interesante estudiar no solo la variación de la posición del punto (oscilación de desplazamiento) sino también la variación de la velocidad o la acele­ ración. La velocidad es la derivada temporal del desplazamiento, y la aceleración es la derivada temporal de la velocidad. En el MAS, la velocidad y aceleración del punto se obtienen por derivación como sigue: =

=

[A. 12]

[A. 13]

aceleración

T

T

Figura A.4. Velocidad y aceleración en un movimiento arm ónico simple

La variación de la velocidad y de la aceleración con el tiempo puede observarse en la figura A.4. En ella se observa cómo cada una de estas magnitudes constituye

358

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

una oscilación que puede tratarse igual que la descrita anteriormente para el des­ plazamiento. Así, la velocidad del punto también viene descrita por una frecuencia (Hz), amplitud (mm/s), valores de pico (mm/s), pico a pico (mm/s), medio (mm/s) y eficaz (mm/s). Además la variación de la velocidad puede ser periódica o no. Y lo mismo ocurre con la aceleración, en la que los valores relacionados con la am­ plitud se expresan en (mm/s2 o en Gs, siendo G la gravedad terrestre). Sin embargo, el valor eficaz de la función velocidad viene multiplicado por la frecuencia e. igualmente, el valor eficaz de la aceleración viene multiplicado por el cuadrado de la frecuencia. Por este motivo es habitual emplear en velocidad y ace­ leración una escala logarítmica para su representación. En esta escala, una unidad muy extendida es el decibelio (dB). -

Decibelio. Esta unidad que se emplea habitualmente para los valores eficaces se define como: = 20 •log

íffl = 10-log

[A. 14]

\ X oJ donde el v a l o r é corresponde a un valor de referencia que. en la medida de ace­ leraciones. suele ser la millonésima parte de la aceleración de la gravedad te­ rrestre: X 0 = 1 pg = 9.8 -10'6 m/s2.

A.2. TRANSFORMACIÓN AL DOMINIO DE LA FRECUENCIA

A .2.1. F U N C IO N E S P E R IÓ D IC A S Las funciones periódicas, no importa su naturaleza, poseen una cualidad mate­ mática importante: se pueden expresar como la suma de infinitos movimientos armónicos simples (o funciones senoidales) de distinta amplitud y frecuencia. Al proceso de determinación de las amplitudes y frecuencias de los MAS que compo­ nen la función periódica original se le conoce con el nombre de «desarrollo en serie de Fourier», haciendo honor al matemático Joseph Fourier (1768-1830) que descu­ brió, y realizó el desarrollo matemático por primera vez. Así, si se dispone de una función temporal y(/) cuyo período es T y su frecuen­ cia angular es co=2it/T, su representación en serie de Fourier puede expresarse en la forma de ángulo de fase como sigue:

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

d

00

>;(0=^T+Z[í/«'cos("coí+
359

ÍA-151

donde: j

«o

¿o = y

[A. 16]

d n = ' ¡ a2n + b 2n

[A. 17]

4>„ = arctan

[A. 18]

2r ao = ~ ^ y { t } 'd t

[A. 19]

o 2r

= — J V (/)c o s (w c o /)ü fr

[A.20]

^ o 2r bn ~ ~ j V ( í ) s e n ( w o í ) c / /

[A.21]

To siendo los coeficientes dn las amplitudes y <j>„ los ángulos de desfase de los diferen­ tes MAS (o armónicos) que suman. Aunque el desarrollo en serie de Fourier involucra infinitos sumandos, se puede demostrar que la amplitud de dichos sumandos generalmente decrece a partir de un cierto valor de n. Por este motivo, en la práctica es posible obtener una buena aproximación de la función periódica original solamente con un número suficien­ temente elevado de sumandos. Para ilustrar esto, supóngase que se tiene una fun­ ción periódica como la mostrada en la parte superior de la figura A.5. A medida que se incluyen más sumandos en la serie de Fourier, se obtiene una mejor aproxi­ mación de la función original. Así, en la figura A.5 se observa el resultado obteni­ do al incluir 3 y 10 armónicos. A raíz del desarrollo de Fourier, una posible forma de describir una función pe­ riódica consiste en expresar los únicos coeficientes del desarrollo en serie de Fou­ rier que dependen de la forma de la función: las amplitudes d, (i = 0, ..., oo) y los ángulos de desfase <(>* (k = 1, ..., oo) de los diferentes armónicos. Como el armónico /-ésimo está asociado a una frecuencia de vibración f k = kf¡ (k= 1,..., oo), siendo f la frecuencia de la función original, en la práctica se representa, por un lado, la amplitud y, por otro, el ángulo de fase de cada armónico versus la frecuencia aso­

360

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

ciada al mismo. Estas gráficas reciben el nombre de espectros en frecuencia. Así, para la función de la figura A.5 los espectros son los siguientes:

En la figura A.6 se observa que, quitando el valor de do (que es siempre el doble del valor medio del movimiento de vibración), el valor de amplitud más alto co­ rresponde al primer armónico (misma frecuencia que la señal periódica). Además, el espectro también indica que el resto de armónicos son poco importantes en am­ plitud, a excepción del cuarto, que puede merecer cierta consideración. El espectro en frecuencia de amplitudes de una función periódica de frecuencia f puede considerarse la representación gráfica de una función d(f) frente a la fre­ cuencia f aunque siendo conscientes de que la función d es discreta y solamente toma valores en múltiplos def . En ocasiones, la función d se representa frente a la frecuencia angular co en lugar de hacerlo frente a la frecuencia temporal / . Sin em­ bargo, la única diferencia entre ambas resulta ser un cambio de escala en el eje de las frecuencias, ya que co = 2 nf.

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

361

Amplitud A -3A /4 -A/2 - A /4 -0

/

4 -4 - hM - -f... T... f- -T f -f..f-f— t— t— T2 / 3/ 4/ 5/ 6/ 7/ 8/ 9/ 10/ 11/ 12f 13f 14f 15/ 16/ 17f 18f 19/ Frec Angulo de fase

180°-■ 135°-■ 9 0°-4 5 °-_45 0

/

2 / 5 / 4 / 5 / 6 / 7/

.1 .1 t. 9 f lOfl 1 /I2 fl3 f 14/15/16/17/1 8 fl9 f Frec

-90°--135°--180°-Figura A. 6. Espectros de am plitud y de fa se de una vibración periódica

La figura A.7 muestra el proceso en el que la vibración periódica y(t) se des­ compone en una sucesión de MAS de distinta amplitud y fase con frecuencias que son múltiplos de la frecuencia fundamental (/) de la vibración. Representando la amplitud de cada uno de estos MAS frente a la frecuencia de los mismos se obtiene el espectro en frecuencia de la vibración original. El espectro en frecuencia de amplitudes posee una especial relevancia en el aná­ lisis de vibraciones, ya que indica cuales son las frecuencias correspondientes a las mayores amplitudes de vibración. En efecto, una vibración real es, generalmente, el resultado de la superposición de varias vibraciones simples, cada una de ellas pro­ vocada por una excitación distinta (con distinta intensidad y frecuencia). Así, el espectro en frecuencia es, desde cierto punto de vista, la descomposición del mo­ vimiento de vibración complejo en los movimientos de vibración simples a distin­ tas frecuencias. Esta descomposición permite determinar cuales de estos últimos son los más importantes (es decir, los que más influyen en el resultado final), cono­ ciendo su amplitud y su frecuencia.

362

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

A .2.2. F U N C IO N E S N O P E R IÓ D IC A S Cuando la función es no periódica (que es el caso de la mayoría de los movi­ mientos de vibración), el desarrollo en serie de Fourier, tal como se ha explicado hasta ahora, no puede aplicarse ya que una función no periódica no es igual a la suma de infinitos MAS. Para obtener la descomposición de funciones no periódicas, supóngase inicial­ mente que se parte de una función periódica y(t), de período T, frecuencia f y fre­ cuencia angular a»], cumpliéndose que:

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

i r

271

©1 = 2 7 l / ¡ = y

363 [A.22]

En la ecuación A. 15 se expresó el desarrollo en serie de Fourier en la forma án­ gulo de fase. Sin embargo, el desarrollo de Fourier se puede expresar también de otras formas, todas ellas matemáticamente equivalentes. Una de éstas es la que se conoce como forma compleja, ya que está basada en la utilización de números complejos: y (t)= ¿

Yn

[A.23]

n=-oc

donde: -

i es el número imaginario, tal que i = V - í ó i 2 = - 1 ,

-

e''n(S>v‘ =cos(«co1/) + /-sen(«col/1)

-

Y„ es el coeficiente asociado a la frecuencia angular «coi, que se calcula como sigue: V

Yn = j ¡ y ( t ) - e - '^ 'd t %

[A.24]

Así, el desarrollo en serie de Fourier corresponde a armónicos en las frecuencias angulares coi, 2coi, 3coi, ... (recuérdese que coi es la frecuencia de la función perió­ dica original). Consecuentemente, el incremento de frecuencia de los diferentes armónicos es la propia frecuencia de la función original, que sirve de común divi­ sor para todas las frecuencias de estos armónicos: 2n

A C 0 = C 0 ,= y

[A.25]

En base a los coeficientes Y„ (cada uno asociado a una frecuencia «coO se pue­ den definir otros coeficientes Y f ’(wo,) = -^:LAcó

n = - o o , . . . , -1,0,1,. ..,+ o o

[A.26]

así, de las ecuaciones A.23 y A.24 se llega, respectivamente, a las siguientes expre­ siones:

364

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

00 _y(/) = Aoo- ^ F(nco])-e m(0]l % , % | y ( t ) ■e~im>'ld t = —- J y ( t ) - e - m^ 'd t ~T Á 2 n -TÁ

[A.27]

[A. 2 8]

Todo lo desarrollado hasta aquí es válido para funciones periódicas. Sin embar­ go, una función no periódica puede considerarse como una función periódica en la que el período tiende a infinito (T —>oo), que es lo mismo que decir que no se repi­ te nunca. Pero cuando el período tiende a infinito, Ato = coj = 1/T tiende a ser infi­ nitamente pequeño o diferencial (es decir, Acó —> dco) y la serie discreta de frecuen­ cias angulares n-(0 \ tiende a una serie continua de frecuencias angulares, es decir, tiende a la variable co que representa todas las frecuencias angulares. De acuerdo con estas equivalencias, las ecuaciones A.27 y A.28 anteriores se transforman en las siguientes: [A.29] -00

[A.30] — OC

expresiones que constituyen la transformación directa e inversa de Fourier, que sirven para pasar del dominio del tiempo y(t) al dominio de la frecuencia F(co) (transformada directa, ecuación A.30); o para pasar del dominio de la frecuencia F(co) al dominio del tiempo y(t) (transformada inversa, ecuación A.29). La transformada de Fourier supone para las funciones no periódicas lo mismo que el desarrollo en serie de Fourier para las funciones periódicas. Ambas permiten pasar del dominio del tiempo al dominio de la frecuencia y viceversa. Sin embargo, pese a que a cualquier función periódica se le puede aplicar el desarrollo en serie de Fourier, no a todas las funciones no periódicas se les puede aplicar la transfor­ mación de Fourier. En concreto, para que exista la transformada de Fourier de una función no periódica y(t) debe verificarse la condición de Dirichlet: 00 debe estar acotada

[A.31]

-00

Al contrario que en funciones periódicas, el espectro en frecuencia de una fun­ ción no periódica es continuo. Esto implica que existe un valor de F para cualquier frecuencia angular co.

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

365

En funciones no periódicas, la interpretación del espectro en frecuencia es la misma que en funciones periódicas. Un valor alto asociado a una determinada fre­ cuencia indica que la función original posee un movimiento de cierta amplitud que posee una tendencia elevada a repetirse con esa frecuencia. En resumen, el paso del dominio del tiempo al dominio de la frecuencia es dife­ rente en funciones periódicas y en funciones no periódicas. Estas diferencias se muestran en la tabla A. 1: Función periódica ( frec. ang. coi)

Función no periódica

Transformación del domi­ nio del tiempo al dominio de la frecuencia.

Desarrollo en serie de Fourier (sumatorio).

Transformada de Fourier (inte­ gración).

Espectro en frecuencia.

Discreto, solamente tom a valores en frecuencias iguales al múltiplos enteros de CO].

Continuo, existe un valor para cualquier frecuencia.

La transformación al domi­ nio de la frecuencia siempre es posible.

Sí, no im porta cómo sea la función periódica.

No siempre, solamente en aque­ llos casos en los que la función no periódica original cumple la condición de Dirichlet.

Tabla A. 1. Resumen de la transformación al dominio de la frecuencia de funciones periódicas y no periódicas

A.3. VIBRACIÓN DE LOS SISTEMAS MECÁNICOS La vibración de un sistema mecánico se caracteriza por el movimiento vibrato­ rio, en las tres direcciones espaciales, de cada uno de sus puntos materiales. La amplitud y frecuencia de la vibración de los puntos materiales del sistema mecáni­ co depende de sus características mecánicas (masa, rigidez y amortiguamiento) y geométricas, y de las fuerzas externas aplicadas sobre el mismo. En general un sistema mecánico está compuesto por infinitos puntos materiales, por lo que, para caracterizar una vibración periódica del mismo, es necesario defi­ nir la amplitud, frecuencia y fase de cada uno de sus infinitos puntos. Sin embargo, en la práctica, bajo ciertas condiciones, la vibración de un sistema puede venir caracterizada por un número reducido de puntos (incluso uno), si el movimiento del resto es fácilmente deducible a partir del de ese grupo de puntos con suficiente aproximación. Al número independiente de movimientos que permiten caracterizar, con suficiente aproximación, la vibración del sistema, se le llama grados de liber­ tad.

366

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

A .3.1. SIST E M A D E U N G R A D O D E L IB E R T A D La mayor simplificación de un sistema mecánico vibrante es el sistema de un grado de libertad, que se representa en la figura A.8.

. Sistema vibrante de un grado de libertad

En el sistema de un grado de libertad toda la masa del sistema se mueve como un punto vibrando en una única dirección con una amplitud v(0> debido a una fuer­ za variable F(t). El movimiento del sistema viene condicionado, además de por la fuerza actuante, por sus tres características básicas: masa, rigidez y amortiguamien­ to. En el modelo del sistema de un grado de libertad estas características vienen representadas mediante tres elementos independientes: -

-

M asa: elemento sólido indeformable en el que se almacena la energía cinética del sistema. Resorte: elemento elástico sin masa ni amortiguamiento que representa la rigi­ dez del sistema y en el que se almacena la energía potencial elástica de defor­ mación. A m ortiguador: elemento sin masa ni rigidez en el que se disipa energía del sistema vibrante como consecuencia del movimiento relativo entre sus partes o de su deformación, convirtiéndose en calor o sonido.

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

367

A .3.2. F R E C U E N C IA N A T U R A L D E V IB R A C IÓ N La frecuencia natural de un sistema mecánico es aquella a la que el sistema vi­ bra libremente, es decir, cuando se le separa de su posición de equilibrio defor­ mándolo y se le deja vibrar sin excitación alguna. Un sistema de un grado de libertad sin amortiguamiento vibra según un movi­ miento armónico a una frecuencia determinada (co,,), que depende de su rigidez (k) y su masa (m) según la ecuación: ® „ = J —

Vm

[A.32]

Para sistemas con amortiguamiento la vibración libre es un movimiento no ar­ mónico, disminuyendo su amplitud con el tiempo y a una frecuencia ligeramente inferior a la frecuencia natural.

A .3.3. R E S O N A N C IA El fenómeno de resonancia en un sistema de un grado de libertad tiene lugar cuando el sistema se somete a una excitación externa F(t) cuya frecuencia es próxima a la frecuencia natural de vibración, produciéndose en este caso un incre­ mento progresivo de la amplitud de la vibración que puede llegar a ser peligroso para la integridad del sistema. El incremento de vibración tiende a infinito en el caso de un sistema no amortiguado y es tanto menos grave cuanto mayor es el amortiguamiento existente en el mismo. El fenómeno de resonancia puede darse por ejemplo si la frecuencia de giro de un eje desequilibrado coincide con su fre­ cuencia natural de vibración.

A .3.4. V IB R A C IÓ N D E S IST E M A S D E M Ú L T IP L E S G R A D O S D E L IB E R T A D La vibración de un sistema de más de un grado de libertad es más difícil de ca­ racterizar que la de un sistema de un grado de libertad. Del modelo matemático de un sistema de N grados de libertad se deduce que en el mismo existen N frecuen­ cias naturales de vibración correspondientes a otros tantos modos de vibración. Los modos de vibración son relaciones entre los desplazamientos relativos de los diferentes puntos característicos del sistema que representan una posible forma de vibrar del mismo. Si un sistema de N grados de libertad se separa de su posición de equilibrio de acuerdo con los desplazamientos relativos de un modo y se deja

368

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

vibrar libremente, vibrará sólo según ese modo y a la frecuencia natural correspon­ diente al mismo. En el caso general de un sistema caracterizado mediante N grados de libertad y excitado por un sistema de fuerzas externas la vibración resultante será una combi­ nación de los diferentes modos de vibración. El fenómeno de resonancia también existe en los sistemas de más de un grado de libertad, produciéndose siempre que la frecuencia de excitación del sistema es cercana a alguna de sus frecuencias naturales de vibración. Una descripción más detallada de la vibración de los sistemas mecánicos de uno o más grados de libertad puede encontrarse en textos especializados como el de S. S. Rao (véase apéndice B).

A.4. MEDIDA DE LA VIBRACIÓN La medida de vibraciones en máquinas requiere del equipo adecuado. Este equipo debe contar, aparte de la máquina sobre la que se desea medir, con al menos un transductor (que se encarga de generar una señal eléctrica representativa de la vibración), un módulo de acondicionamiento de la señal obtenida por el transductor y un analizador de vibraciones que procesa la señal y proporciona los resultados de la medición (figura A.9). En muchos casos, el módulo de acondicionamiento de la señal y el analizador están incluidos en un mismo aparato. El analizador se encarga de obtener información de la vibración en un proceso temporal que se conoce con el nombre de adquisición de datos. La adquisición cuenta con limitaciones importantes que es necesario conocer para llevar a cabo adecuadamente la medida. Transductores

Figura A.9. Esquema del equipo básico de medida de vibraciones

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

369

A .4.1. T R A N S D U C T O R E S Se conoce con el nombre de transductor a todo dispositivo que transforma valo­ res de variables físicas en señales eléctricas. Dentro de la instrumentación necesaria para la regulación y el control de máquinas se puede encontrar una amplísima va­ riedad de tipos de transductores. Incluso para el reducido campo de la medición de vibraciones existen varios tipos de transductores que pueden ser clasificados en dos grandes grupos: -

-

Transductores de referencia fija. En estos transductores un terminal está uni­ do a un punto fijo (o considerado fijo), mientras que el otro terminal se une a la pieza o estructura que vibra y cuyo movimiento se desea medir. El movimiento absoluto de la pieza o estructura se obtiene a partir de la medida del movimiento relativo entre ésta y el terminal fijo. Transductores de masa sísmica. Constan de un terminal cuya base se fija al punto de la estructura para el que se desea medir el movimiento de vibración. Incluyen una masa vibrante unida a la base, de forma que a partir del movimien­ to de dicha masa se determina el movimiento de la base y, por tanto, del punto de la estructura a la que está fijado.

El tipo de transductor utilizado para la medida en vibraciones también depende del parámetro que se desea medir: desplazamiento, velocidad o aceleración. Para cada uno de estos parámetros existen transductores basados en diferentes fenóme­ nos físicos. Los más habituales son los siguientes. -

Transductor de corrientes de Eddy (figura A. 10). Se basa en la pérdida de potencia que experimenta una señal de radio cuando su campo magnético es in­ terceptado por un material conductor. Consta de un cable coaxial que termina en una bobina. Por el cable se envía una señal de radio en el rango de los MHz a la bobina, la cual genera un campo magnético a su alrededor. Cuando un metal en­ tra dentro de este campo magnético se producen corrientes de Eddy en él, con la consiguiente pérdida de potencia en la señal. Esta pérdida depende de la distan­ cia del metal y es detectada por el equipo que suministra la señal, obteniendo la distancia a la que se encuentra el objeto. Con este sistema, la resolución puede llegar a 2,5 |im, aunque depende de la distancia a la que se encuentra el objeto. Estos transductores son siempre de referencia fija y sirven exclusivamente para medir variaciones en el desplazamiento. Habitualmente se emplean para medir las oscilaciones en ejes. Se fijan a la bancada de la máquina, con el extremo a poca distancia del eje, de esta forma se puede medir la variación de la posición del eje en la dirección a la que apunta el sensor. Se obtiene así la posición ins­ tantánea del eje que, medida de forma continua, proporciona una medida de la vibración del mismo.

370

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Driver

Cable de conexión

Bobina

Figura A. 10. Sensor de proxim idad por corrientes de E d d y y driver de conexión

-

Transductor capacitivo. Se basa en el cambio de capacidad entre dos placas conductoras cuando cambia la distancia entre ellas, que es la distancia que se desea medir. Es apropiado para la medida del desplazamiento con referencia fi­ ja. Para la medida de vibración de un sistema mecánico, la superficie metálica de éste se emplea como la placa de tierra del condensador. La otra placa, en el transductor, se aísla y se une a la estructura fija. - Transductor de resistencia variable. Se basa en el cambio de la resistencia eléctrica de un material conductor cuando es sometido a deformación. En la medida de vibraciones se emplea el transductor de resistencia variable basado en galgas de silicio. En éste, el cambio de resistencia con la deformación se de­ be principalmente a un cambio de la resistividad del material semiconductor. Los transductores que emplean este efecto se denominan piezorresistivos o extensométricos y la disposición de los elementos varía de unos a otros. Este tipo de transductores se emplea no solo en la medida de vibraciones, sino también en muchas otras aplicaciones, tales como el análisis estructural experi­ menta] (galgas extensiométricas) o la medida de fuerzas (células de carga).

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

-

371

Los transductores de resistencia variable aplicados a la medida de vibraciones se emplean habitualmente para medir aceleración (acelerómetros piezorresistivos). Cuentan con una masa sísmica unida a un elemento deformable en el que se mide la deformación por cambio de resistencia eléctrica del transductor. El sistema así construido presenta un respuesta muy buena a vibraciones de baja frecuencia (hasta frecuencia nula). Además, a estos dispositivos se les añade un sistema de amortiguamiento viscoso para extender su rango de validez a alta frecuencia consiguiendo una respuesta relativamente buena en los rangos más altos. Transductor piezoeléctrico. Se basa en el hecho de que algunos materiales generan una carga eléctrica cuando son sometidos a un deformación o tensión mecánica. Estos materiales, denominados piezoeléctricos, se emplean en senso­ res de vibraciones. Los más comunes son el cuarzo y el PZT (cerámica polari­ zada a base de plomo, zirconio y titanio). Los sensores de vibración de este tipo contienen un material piezoeléctrico entre la base del sensor y una masa sísmica, de forma que la vibración de la masa im­ plica la deformación del material piezoeléctrico. Dependiendo de la construc­ ción del sensor, el material piezoeléctrico puede estar sometido a esfuerzo cor­ tante (cizallamiento) o a compresión. Ambos casos se observan en la figura A .ll. Elem ento

Pilar

Los acelerómetros piezoeléctricos (figura A. 12) pueden llevar incorporado de­ ntro de su carcasa un circuito básico de acondicionamiento y amplificación de la señal con el fin de lograr bajas impedancias de salida y facilitar la conexión a

372

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

diferentes equipos analizadores. Estos acelerómetros se conocen con los nom­ bres de acelerómetros en modo voltaje, acelerómetros de baja impedancia, ace­ lerómetros con electrónica incorporada o ICP (Integrated Circuit Piezoelectric). En determinadas aplicaciones, sobre todo a alta temperatura, esto no es posible y la etapa de amplificación de carga tiene lugar fuera del acelerómetro.

Figura A. 12. Acelerómetro de tipo pieioeléctrico

Los sensores piezoeléctricos para la medida de vibraciones son sensibles a la aceleración debido al empleo de masas sísmicas, por lo que se utilizan para me­ dir aceleración (acelerómetros). Sin embargo, existen algunos sensores que mi­ den velocidad. Estos sensores cuentan con un circuito integrador que convierte el dispositivo en medidor de velocidad. En la actualidad, los dispositivos piezoeléctricos se han extendido mucho dentro del campo de la medida de vibraciones debido a su amplio rango de frecuencia, su reducido tamaño, su facilidad de montaje y su bajo coste comparados con transductores basados en otras tecnologías. T ran sd u cto r electrodinám ico (figura A. 13). Se basan en el hecho de que cuando un conductor eléctrico en forma de bobina se mueve dentro de un cam­ po magnético, genera un voltaje entre sus extremos que es proporcional al flujo magnético, la velocidad y la longitud del conductor. Así, estos transductores se emplean fundamentalmente para la medida de velocidad, poseyendo masas sís­ micas relativamente elevadas cuyo movimiento viene restringido por resortes de baja rigidez (en ambos casos, comparado con los acelerómetros). Estos transductores tienen aplicación cuando en los movimientos la velocidad es el parámetro más importante y tienen la ventaja de que no necesitan alimen­ tación externa. Por otra parte, al medir velocidad se puede obtener desplaza­ miento o aceleración con un solo paso (integración y derivación, respectivamen­ te) reduciendo los errores.

H

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

373

Los inconvenientes fundamentales de estos transductores son el hecho de que incorporan un elemento móvil y también su tamaño relativamente grande, lo que limita sus aplicaciones.

Figura A. 13. Transductor electrodinámico

A .4.2. M Ó D U L O D E A C O N D IC IO N A M IE N T O Como se ha comentado al inicio de este apartado, la señal suministrada por los transductores de medida de vibración es habitualmente de muy pequeña amplitud, por lo que antes de poder ser analizada debe ser amplificada y filtrada. Además, algunos tipos de transductores como los piezoeléctricos de electrónica incorporada y los piezorresistivos, requieren alimentación externa. De estas dos tareas se encar­ ga el módulo de acondicionamiento de señal.

A .4.3. A N A L IZ A D O R Una vez que las señales procedentes de los transductores han sido acondiciona­ das, éstas son examinadas por el analizador. En la actualidad este análisis se reali­ za. prácticamente en todos los casos, en forma digital, por lo que la señal analógica obtenida debe, antes que nada, ser digitalizada. Un mismo analizador puede medir la señal de un transductor o de varios, reali­ zando un análisis combinado de las vibraciones en distintos puntos y direcciones. Cada señal entra al analizador por un canal de medida. Así, una característica im­ portante de los analizadores es el número de canales que poseen. En la práctica industrial se encuentran distintos tipos de analizadores que se pueden clasificar en analizadores de laboratorio y analizadores de campo. Los pri­

374

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

meros son equipos voluminosos, no portátiles, de gran precisión y que cuentan con muchos canales de medida. Los analizadores de campo (figura A. 14), por el contra­ rio, son de menor tamaño, habitualmente con cuatro o menos canales y están pen­ sados para llevarlos de un lado para otro por el campo realizando medidas en los diferentes puntos de la ruta de medida o mantenimiento.

Figura A. 14. Analizador de campo

La conversión de la señal analógica a digital realizada por el analizador y su transformación del dominio del tiempo al de la frecuencia involucran una serie de operaciones que distorsionan la señal y que habrá que tener en cuenta. Los dos efectos más importantes se conocen con los términos ingleses de leakage (pérdida) y aliasing. -

Leakage. Este efecto se debe al hecho de que al medir la vibración (adquisición de datos) no se obtiene la variación total de la variable y (t) con el tiempo ya que, en teoría, ésta dura un tiempo infinito. En su lugar se mide una porción temporal de la misma, es decir, se realiza un registro temporal finito. El procedimiento total y en qué paso se comete el error de leakage se muestra completamente en la figura A .15. En primer lugar, lo que en realidad existe es

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

375

la vibración temporalmente infinitay(t) de un punto (gráfico la) que se corres­ ponde con un espectro en frecuencia continuo F(co), el cual podría obtenerse en teoría aplicando la transformación de Fourier (gráfico Ib). Sin embargo, de la vibración original se mide solamente una porción temporal, comenzando la me­ dia en un tiempo t¡ y finalizando en un tiempo í/. Esto equivale a multiplicar la vibración original y{t) por una función w\(t) (gráfico 2) que vale 1 si t está de­ ntro del intervalo de medida [t„ tf] y 0 para cualquier otro valor de t. A esta fun­ ción se le denomina habitualmente función ventana o ventana temporal. El re­ sultado de la multiplicación de estas dos funciones se muestra en el gráfico 3. Posteriormente, el analizador considera que la vibración obtenida es periódica, y que se ha obtenido la vibración durante un período completo. Así, se asume que la vibración obtenida se repite indefinidamente siendo el período el tiempo exacto de medición (gráfico 4a). Sin embargo, como la vibración en realidad no es periódica, el valor de y al final del período no coincide con el valor de y al principio del período [es decir, y(tj) ^ j(/,)], la vibración real medida se está fal­ seando ya que en el cambio de período se produce un salto brusco en la variable y que modificará el espectro en frecuencia. Así, se conoce como error de leakage al error introducido por la falta de coincidencia de la señal al inicio y al final de la medida junto con el hecho de considerarla periódica cuando en realidad no lo es. Después dado que la señal es periódica, se puede realizar el desarrollo en serie de Fourier obteniendo el espectro en frecuencia discreto (gráfico 4b), el cual cuenta sólo con valores en frecuencias múltiplo de la frecuencia de repetición de la función, la cual es: 2n c°i = —

donde

T = tf - t l

[A.33]

Así, en lugar de obtener el espectro en frecuencia continuo de la señal original, se obtienen solamente puntos del mismo. De forma que cuanto mayor sea el tiempo de medida, mayor será el período T de la vibración periódica considera­ da, menor será la frecuencia coi y, por tanto, menor será el intervalo de frecuen­ cias en el que se obtienen puntos del espectro. Además, hay que considerar que si la falta de coincidencia de la función y al principio y al final del período es elevada, los puntos obtenidos no se corres­ ponderán con el espectro original ya que este error altera el espectro. Para reducir el error de leakage se utilizan ventanas temporales que pueden ser diferentes dependiendo del tipo de señal que se va a medir. Estas ventanas tra­ tan de modificar la función y al principio y al final de la medida para intentar hacer coincidir los valores de la misma principio y el final del período de medi­ da.

376

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

R egistro tem poral fin ito

período. Existe, p o r tanto, un salto en el cam bio de p erío d o que contribuye a l error de leakage Figura A. 15. Error de leakage durante la medida de una vibración

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

377

La ventana temporal mostrada en la figura A. 15 (gráfico 2) es conocida como ventana rectangular, ventana uniforme o ventana tipo fuerza y, como se ha vis­ to, este tipo de ventana no disminuye el error de leakage. Supóngase, por ejemplo, que se desea medir la vibración de un punto de una es­ tructura ante un impacto. Se comienza a medir antes del impacto (cuando la es­ tructura se encuentra en reposo o cuando la vibración es nula). Posteriormente se realiza el impacto (mientras se mide) y se termina de medir antes de que la vibración se amortigüe completamente (figura A. 16). En este caso, se conoce que el valor de la vibración será cero (o prácticamente cero) al principio de la medición, pero no será cero al final. Por ello se suele emplear una ventana ex­ ponencial que llega a ser cero al final de la medida (figura A. 16). Se puede comprobar que la vibración registrada no es igual a la señal inicial, sino que la ventana exponencial implica una modificación de la misma. Sin embargo, la vi­ bración llega a ser nula al final del registro con lo que, al hacer la señal periódi­ ca se disminuye el error de leakage. Otra ventana comúnmente utilizada en la medida de vibraciones es la que se co­ noce con el nombre de ventana hanning. Su nombre proviene de la función ha m in g que es una función senoidal variable entre 0 y 1 cuyo semiperíodo vie­ ne definido por a (figura A .l 7). La ventana hanning es una evolución de la ven­ tana uniforme, a la que se le ha añadido un semiperíodo de función hanning en el inicio de la ventana y el otro semiperíodo al final de la ventana (figura A. 17). La amplitud a de entrada y salida puede adaptarse para que la variación de 0 a 1 sea más o menos progresiva. En el extremo, la ventana uniforme puede conside­ rarse igual a una ventana hanning en la que a = 0. La ventana hanning posee un valor 1 durante la mayor parte del tiempo de me­ dición, por lo que apenas modifica la función medida. Sin embargo, tanto el ini­ cio como el final de la ventana varía senoidalmente hasta cero, haciendo cero la vibración medida al inicio y al final de la medición y consiguiendo, así, dismi­ nuir el error de leakage. Por este motivo, la ventana hanning es una de las más empleadas en la medición de vibraciones. Aunque en la figura A. 17 se ha representado una ventana hanning con un semi­ período hanning relativamente amplio (0,5 segundos), en la práctica el semipe­ ríodo puede ser pequeño, de forma que el cambio es más brusco, se parece más a la ventana rectangular y modifica durante menos tiempo la señal original.

378

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

Figura A. 16. Medida de vibración con ventana exponencial

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

379

1

Aliasing. El aliasing es un efecto que se produce al digitalizar la señal obtenida. Como se ha comentado anteriormente, el análisis moderno de vibraciones es realizado digitalmente por los analizadores de vibraciones ya que, aunque la digitalización posee algunos inconvenientes, posee numerosas e importantes ven­ tajas. Cuando el tratamiento es digital, la señal del transductor no se obtiene de forma continua durante todo el tiempo de medida, sino que se realizan lecturas instantáneas de la señal del transductor a espacios de tiempo regulares. La figura A. 18 muestra una señal periódica real obtenida mediante un transduc­ tor, donde el período de la señal es T. Asumiendo que se mide un período com­ pleto, el analizador realiza N lecturas instantáneas de la señal del transductor, distribuidas uniformemente a lo largo del período (en la figura A. 18, se han to­ mado N = 18 medidas, de 0 a 17). La separación temporal entre una lectura y la siguiente es At, donde: T A,/ = — N

[A.341

El analizador no conoce el valor de la señal del transductor en el tiempo que transcurre entre una medida y la siguiente, por lo que ha de suponerla de alguna manera. Una de las formas más habituales consiste en asumir que la señal es

380

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

constante en el entorno de cada medida (figura A. 18), obteniendo una señal digitalizada escalonada que se parecerá tanto más a la señal original cuantas más lecturas se realicen (es decir, cuanto mayor sea N) o, sabiendo que para una misma señal el período T es invariable, cuanto menor sea el intervalo de tiempo At entre una medida y la siguiente. y

T

Figura A. 18. Señal de vibración real y señal digitalizada

El muestreo o digitalización de la señal es, precisamente, el proceso de obten­ ción de información discreta a partir de una señal continua. Una vez realizado este muestreo, el analizador trabaja con la señal digital e ignora completamente la señal continua real proporcionada por el transductor. Según lo dicho, llamando a la señal real (continua) y{t), la señal digitalizada yd(t) puede expresarse de la siguiente forma: >>¿(í) = í y ( ¿ - A / )

si

k ■At ~ ^ - < t
donde A-es entero.

[A.35]

Siendo la señal real continua y periódica, para pasar del dominio del tiempo al dominio de la frecuencia se utiliza el desarrollo en serie de Fourier, el cual pue­ de expresarse en forma compleja como sigue: [A.36]

0 donde: 2n co, = —

[A.37]

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

381

es la frecuencia de repetición de la señal periódica original y donde el coeficien­ te Y„ obtenido proporciona información sobre el contenido de la señal asociado a una frecuencia <»„ = n-coi. Sin embargo, el analizador no conocey(t), sino que con o ce^ ?)? que es la señal digital formada por una sucesión de escalones dentro de cada uno de los cuales la función es constante. Teniendo esto en cuenta, la integral del desarrollo en se­ rie de Fourier puede simplificarse a un sumatorio, habiendo un sumando por es­ calón, como sigue: r , = 7 b , (t y e - ’- ’d, =

[ y ( k •.A i)'■

=

1 k=0 2n, T

-m — k—

y [ k - A t )■ ~ k=0

T

i

N -\

N

y(k-At)-e

-i2nk— N ; « = 0,±l,+2,...,±oo

N h [A.38]

Esta última expresión es conocida con el nombre de Transformada Discreta de Fourier (o TDF), que es una aproximación de la transformada de Fourier cuando se cuenta con una señal discreta o digital. El coeficiente Y„ obtenido es, conse­ cuentemente, una aproximación del coeficiente Y„ real. Si se cumple que y(t) es continua y TV es un número par, se puede demostrar que: t n+N

[A.39]

Yn/ - " ~ YnA+» Esto indica que los infinitos coeficientes de la serie Yn (n = 0,±l,±2,...,±oo) no son independientes, sino que los coeficientes Y„ desde n=0 hasta n=N/2-1 se re­ piten simétricamente a partir de n=N/2, por lo que solamente los NI2 primeros aportan información sobre la señal original. Sabiendo, que el coeficiente Y\ aporta información sobre la frecuencia coi, que el coeficiente Y2 aporta información sobre la frecuencia 2ooi, que Y3 lo hace so­ bre 3a>i, etc.; se concluye que los diferentes coeficientes aportan información sobre una serie de frecuencias cuyo incremento (el salto entre cada frecuencia de la que se tiene información y la siguiente) es:

382

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

~

Ms=(dt/'8

~

®S=CÜ1/4

COI

\ I\ / /\ /

/

*

—

C0g— 3coj/4

Q3s = 0 ) i

Figura A. 19. Señal de vibración real y señal digitalizada

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

383

En estas condiciones, la frecuencia máxima analizable por los N/2 primeros co­ eficientes es: N

N 2n

max = ------CO, 2 1 = ■2

j

i i 2 A t~ 2 * s

[A.41]

donde cos=27i/At es la frecuencia de muestreo. La conclusión a la que se llega es que utilizando la TDF aplicada a una seña! discreta (que puede ser obtenida a partir de una señal continua), la mayor fre­ cuencia de la que se puede obtener información fidedigna (o realista) es la mitad de la frecuencia de muestreo. Así, para llegar a obtener información de la señal a frecuencias elevada, es necesario disponer de un analizador capaz de alcanzar frecuencias de muestreo iguales al doble de las anteriores.

Filtro paso-bajo ideal frecuencia de muestreo

“ máx

cos

Figura A. 20. Señal de vibración real y señal digitalizada

En la figura A. 19 se muestra como ejemplo, los resultados obtenidos al muestrear una señal periódica (de frecuencia coi) con diferentes frecuencias de mues­ treo (co,). Para co,< cú|/2 es posible interpretar correctamente la frecuencia prin­ cipal de la señal original. Sin embargo, para frecuencias de muestreo mayores (por ejemplo, para co.v=3coi/4), se interpreta que la frecuencia principal de la se-

384

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

ñal original es menor que la real. En particular, si co,=cc»i, se interpreta que la se­ ñal muestreada es constante y que su frecuencia es cero. Este problema se cono­ ce como aliasing. En el dominio de la frecuencia (figura A.20) el aliasing implica que, para seña­ les de frecuencia coi superior a la frecuencia máxima del análisis (Mmáx^s/2), la TDF indica que la frecuencia de la señal es otra distinta de la real (defecto de aliasing), denominada frecuencia alias (<x>a]ias), pudiendo demostrarse que coa|ias = 2©tnax—©i. Este defecto no puede corregirse digitalmente, por lo que debe solu­ cionarse antes de la digitalización filtrando analógicamente la señal real (filtro anti-aliasing). El filtro ideal es un filtro paso-bajo que elimine todas las compo­ nentes de la señal a partir de la frecuencia comáx, dejando invariables las compo­ nentes de frecuencias inferiores (figura A.20). Sin embargo, en la práctica, el filtro real tiene una atenuación progresiva de la señal y, consecuentemente, el análisis discreto de Fourier sigue siendo incorrecto en una pequeña zona cerca113. 3 COmáx*

A.5. CONCEPTOS ASOCIADOS A LA MEDIDA DE VIBRACIONES Aparte de los conceptos anteriormente descritos, la medida de vibraciones de máquinas involucra numerosas operaciones para las que resulta necesario especifi­ car otros parámetros. Estos parámetros son generalmente preguntados por el anali­ zador de vibraciones antes de comenzar la medida mientras que otros son obtenidos de los análisis realizados sobre la misma. Algunos de ellos se describen a continua­ ción. -

-

Rango de frecuencia: frecuencia máxima y frecuencia de corte inferior. Estos dos parámetros especifican el rango de medida en el dominio de la fre­ cuencia. El primero indica la frecuencia máxima que se desea medir y el segun­ do la frecuencia mínima. Normalmente, la señal es filtrada con un filtro paso-bajo que excluye solamente las frecuencias por encima de la máxima especi­ ficada. Sin embargo, aunque se miden frecuencias por debajo de la frecuencia de corte inferior, éstas son ignoradas y no se utilizan para determinar el nivel global de la señal. Número de líneas. Este parámetro define el número de líneas de resolución utilizadas en el algoritmo FFT (Fast Fourier Transform o Transformada Rápida de Fourier). La resolución de la frecuencia influye sobre la capacidad del anali­ zador para distinguir dos picos de frecuencia relativamente juntos como picos separados (si la resolución es baja, ambos picos aparecerán como uno solo).

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

-

-

-

-

-

-

-

385

Tipo de ventana. En la mayoría de los analizadores se puede seleccionar uno de varios tipos de ventanas temporales. Como se ha visto anteriormente, el uso de estas ventanas influye sobre el defecto de leakage. Para la mayoría de las aplicaciones se recomienda utilizar la ventana hanning. Número de promedios. Este parámetro permite especificar el número de medi­ das que se realizarán de la misma señal. Después se toma el promedio de todas ellas para el cálculo FFT. Dependiendo de la fuente de vibración y de la finali­ dad de la medida, se recomienda un numero diferente de promedios. En medi­ das sobre máquinas rotativas, por ejemplo y dada la aleatoriedad de la señal, se recomiendan de cuatro a diez promedios. Régimen de giro de referencia. Cuando se mide sobre máquinas rotativas, muchas componentes de la vibración resultante están relacionadas con la fre­ cuencia de giro de la máquina. El analizador solicita este parámetro para, poste­ riormente, relacionar los picos de frecuencia obtenidos con la frecuencia de gi­ ro. Con este dato, el analizador puede mostrar el espectro en frecuencia de la señal indicando las frecuencias que son múltiplos de la frecuencia de giro. Esto sirve al operador para buscar coincidencias entre las frecuencias de los picos mayores y las frecuencias múltiplo de la frecuencia de giro. Carga de referencia. Este parámetro indica el porcentaje de carga a la que está funcionando la máquina sobre la que se va a realizar la medida. Este valor no es utilizado por el analizador, sino que solamente lo guarda como una referencia útil para el operador. Si se está realizando una monitorización discontinua de una máquina, este dato se guarda en la base de datos de medidas junto a la me­ dida, de forma que se puede realizar un estudio de la influencia del grado de carga a la que trabaja la máquina y la vibración que se produce en ella. Tipo de sensor. Permite especificar el tipo de transductor que se está emplean­ do para realizar la medida. Los transductores más habituales son: acelerómetro, transductor de velocidad, transductor de desplazamiento, sonda térmica y mi­ crófono. Tipo de medida. Permite especificar el tipo (aceleración, velocidad, desplaza­ miento, etc.) de medida sobre el que se desea realizar el análisis. En algunos ca­ sos, el analizador puede convertir la unidad natural del transductor en otra uni­ dad realizando una integración o una derivación. Así, es posible medir una señal utilizando un acelerómetro (el cual mide la aceleración) e indicarle al analizador que convierta la señal a velocidad (mediante integración) y que realice el análi­ sis en unidades de velocidad. En otros casos de transductores, la conversión no es posible o no tiene sentido. Sensibilidad. La sensibilidad es el número de voltios por unidad de medida que produce el transductor. En el caso de acelerómetros, la sensibilidad se mide ge­ neralmente en mV por G, donde G es la gravedad terrestre. Así, una sensibili­

386

-

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

dad habitual en los acelerómetros es 100 mV/G. Cuanto mayor es el número de mV por unidad medida, más sensible es el transductor. Vibración síncrona, subsíncrona y asincrona. Se denomina vibración síncro­ na para las medidas en los apoyos de un eje, a la parte de la energía vibratoria que tiene lugar a la frecuencia de giro del eje analizado o sus múltiplos enteros, y vibración asincrona al resto. Se denomina vibración subsíncrona a la que tiene lugar a frecuencias inferiores a la de giro. En los resultados del análisis realiza­ do en una medida de vibración el analizador de vibraciones puede dar datos del porcentaje de la energía vibratoria síncrona, subsíncrona y asincrona, siendo es­ tos datos de interés para el diagnóstico de algunas causas de vibración.

A.6. EJEMPLO DE MEDIDA Como ejemplo, se ha realizado una medida de vibración sobre una máquina pe­ queña con tres rotores independientes a velocidades nominales de 5.400 rpm. 5.100 rpm y 2.550 rpm. La medida se ha llevado a cabo utilizando un analizador portátil, el cual se ha configurado para medir entre 5 y 400 Hz empleando 400 líneas, ven­ tana hanning y 4 promedios. Como transductor se ha utilizado un acelerómetro piezoeléctrico y se ha indicado al analizador que convierta la señal a velocidad (mm/s). La vibración en el dominio del tiempo obtenida por el analizador está represen­ tada en la figura A.21. En ella se puede interpretar que la señal es, fundamental­ mente, la combinación de varias funciones senoidales de diferente amplitud y fre­ cuencia. El analizador realiza la transformación rápida de Fourier (FFT) y obtiene el es­ pectro en frecuencia, el cual indica cuales son las frecuencias a las que existe una mayor amplitud de vibración (figura A.22). Además, el analizador proporciona una lista numérica de los picos (frecuencia y valor) que figuran en el espectro. En este caso, se observa que en el espectro existen dos picos muy importantes, otros tres de menor amplitud y finalmente varios menores. Los dos más importantes se dan a 85,21Hz (0.061 mm/s) y a 42,61Hz (0,059 mm/s). Los otros tres de importancia media se dan a 38,48Hz (0,018 mm/s), 170,4Hz (0,008 mm/s) y 298,3Hz (0,009 mm/s). Esto supone que la vibración temporal es muy aproximada a la suma de estos cinco movimientos armónicos simples. Haciendo una breve diagnosis del funcionamiento de la máquina, para relacio­ nar las frecuencias de los picos obtenidos en el espectro con los elementos rotativos (que son los únicos que están en movimiento y, por tanto, las únicas fuerzas excita­ doras), se ha de obtener la frecuencia de rotación de cada uno de ellos.

387

APÉNDICE A. CONCEPTOS BÁSICOS DE VIBRACIONES Y SU MEDIDA

PUNTO tt

[ .

1

3

F. RUTA -fi-1

CHfiNNEL fi: FREQUENCV DfiTfl 7 .6 0 8 2 4 .3 3 3 8 .4 8 4 2 .61 5 6 .3 5

.0 0 3 7 3 5 .0 0 6 8 1 8 0 .0 1 8 4 8 0 .0 5 8 8 5 . 002697

FREQUENCV

DRTfl

85 .21 89 .6 9

0.06127 .0 0 1 1 7 4 .0 0 1 1 2 5 .0 0 0 7 9 3 .0 0 3 7 1 1

.

100 1 140.6 154.2

FREQUENCV 1 5 7 .6 1 7 0 .4 1 7 5 .3 1 9 2 .6 213 .1

DfiTfl 001777 008112 000897 001277 001418

FREQUENCV 25 5 .7 29 8 .3 3 0 8 .3 3 4 0 .9 3 7 5 .7

Figura A.22. Espectro en frecuencia de la vibración

DflTfl

.004041 .009004 .0 0 1 3 4 6 .0 0 3 1 2 6 .0 0 0 7 1 7

388

MANTENIMIENTO MECÁNICO DE MÁQUINAS

El rotor 1 que gira a 5.400 rpm lo hace a 90 rev/s o a 90Hz. El rotor 2 que gira a 5.100 rpm, gira a 85 rev/s o bien 85Hz. Finalmente, el rotor que 3 gira a 2.550 rpm lo hace a 42.5 rev/s o 42,5Hz. Dado que los rotores desequilibrados son generado­ res de vibraciones de elevada amplitud a la frecuencia de rotación, se puede inter­ pretar que el pico de mayor amplitud (85,2FIz) es generado por el rotor 2 que pre­ senta un cierto grado de desequilibro. El segundo mayor pico (42,61Hz) se debe al rotor 3 que también está desequilibrado en cierta medida. Finalmente, el rotor 1 que gira a 90Hz no tiene asociado un pico importante a esa frecuencia en el espec­ tro (solo 0,001 mm/s a 89,69Hz), por lo que se puede deducir que se trata de un rotor muy bien equilibrado. La tabla A.2 muestra un resumen del diagnóstico.

Elemento Rotor 1 Rotor 2 Rotor 3

Velocidad nominal 5.400 rpm = 90.0 Hz 5.100 rpm = 85.0 Hz 2.550 rpm = 42.5 Hz

Pico asociado en el espectro 89.69 H z - 0.001 mm/s 85.21 H z - 0.061 mm/s 42.61 H z - 0,059 mm/s

Conclusión Rotor bien equilibrado Rotor desequilibrado Rotor desequilibrado

Tabla A.2. Relación entre las velocidades de los rotores y las frecuencias de los picos en el espectro

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