Vibraciones mecanicas
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Vibraciones mecanicas Vibraciones mecanicas Document Transcript

  • FACULTAD DE ESTUDIOS SUPERIORES CUAUTITLÁN DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA LABORATORIO DE TECNOLOGÍA DE MATERIALES LECTURAS DE INGENIERÍA 17 VIBRACIONES MECÁNICASVIBRACIONES MECÁNICASVIBRACIONES MECÁNICASVIBRACIONES MECÁNICAS M. en I. Felipe Díaz del Castillo Rodríguez. CUAUTITLÁN IZCALLI 2011
  • ÍNDICE Pag. INTRODUCCIÓN ………………………….……… ……………………………………..1 CAPITULO 1 CONCEPTOS GENERALES 1.1. CONCEPTO DE VIBRACIÓN …………………………………………………..……..1 1.2 EL ORIGEN DE LAS VIBRACIONES ……………...……….……………..…3 1.3 IMPORTANCIA DE LAS VIBRACIONES MECÁNICAS ……………...……7 1.3.1 ¿Porque estudiar las vibraciones mecánicas? por el impacto y los efectos 12 1.4 LAS VIBRACIONES MECÁNICAS COMO CIENCIA APLICADA…… …….…..13 1.5. DEFINICIÓN DE VIBRACIÓN MECÁNICA …………………………… ….…..16 1.6. UNIDADES DEL MOVIMIENTO DE LAS VIBRACIONES ………… ….…….18 1.7. CLASIFICACIÓN DE LAS VIBRACIONES MECÁNICAS …………… ….…….21 1.8. OTROS CONCEPTOS ………………………………………………..……………..26 1.9. MODELADO MATEMÁTICO …………………………………………..…………..27 1.10 GRADOS DE LIBERTAD, ECUACIÓN DE KUTZBACH MODIFICADA ….29 CAPÍTULO 2 ELEMENTOS DE SISTEMAS VIBRATORIOS 2.1 ELEMENTOS ELÁSTICOS ………………………...………………..………………35 2.1.1. Resortes helicoidales y a torsión…………………… ... ………………..35 2.1.2. Elementos estructurales…………………………… …..…………………….39 2.1.3. Elementos elásticos equivalentes. ……………...…… …………………….41 2.1.3.1 Arreglos serie y paralelo ………………… …… ……..………….41 2.1.3.2 Algunas equivalencias elásticas torsional …………………..… …45 2.2 ELEMENTOS AMORTIGUADORES ……………………………………………….50 2.2.1. Elementos amortiguadores equivalentes. ……………...…………………….51
  • 2.3 ELEMENTOS INERCIALES …………………………… ……………..…………..53 2.3.1. Inercia equivalente …………………………………………..………………..55 2.4. EJERCICIOS ……………………………………… …………………………………57 CAPÍTULO 3 VIBRACIÓN LIBRE DE SISTEMAS DE UN GRADO DE LIBERTAD ALREDEDOR DEL PUNTO DE EQUILIBRIO 3.1. VIBRACIÓN LIBRE O AMORTIGUADA …………………………………………60 3.1.1. Determinación de la ecuación diferencial ……………………………..…… ………60 3.1.2. Modelo representativo y cálculo de la frecuencia natural …..…….………63 3.2 VIBRACIÓN LIBRE AMORTIGUADA ……………………………..………….67 3.3 MÉTODOS DE ANÁLISIS …………………………………………...……………….75 CAPÍTULO 4 BALANCEO 4.1. DESEQUILIBRIO …………………………………………………....……………….79 4.2. EQUILIBRADO ESTÁTICO ……………………………………..………..…….…..80 4.3. DESEQUILIBRIO Y EQUILIBRADO ………………………..………….…….….84 4.4. MAQUINAS DE EQUILIBRADO ESTÁTICO ……………...……………….…….88 4.5. MÁQUINAS DE EQUILIBRADO DINÁMICO ……………...…………….……….89 4.5.1. Bastidor basculante ………………………………….……………………….89 4.5.2. Punto nodal …………………………………… ………………..………….92 4.5.3. Compensación mecánica ………………… ……………………….………93 4.6. BALANCEO “I N S I T U” …………………………… …………………….……….94 4.7. ROTORES RÍGIDOS Y FLEXIBLES ………………… …………………………..97 4.7.1. Rotores flexibles ………………………………… ………………………….97 BIBLIOGRAFÍA ………………………… ………………………………………………101
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 1 - INTRODUCCIÓN El desarrollo de la Ciencia y Tecnología actuales implican la generación y aplicación del conocimiento en muchas áreas y consecuentemente el estudiante de Ingeniería debe estar al tanto de los mismos, sin embargo, debido a la actualización poco frecuente de los programas y planes de estudio y por las limitaciones propias de semestres de apenas cuatro meses de actividades académicas, es difícil la actualización del estudiante en dichos conocimientos, además, dejar trabajos de investigación no funciona de la manera deseada, ya que en muchas ocasiones se descargan de Internet y se imprimen sin leerlos siquiera, de ese modo, surge la idea de crear una serie de apuntes de temas básicos para el ingeniero actual como son: el endurecimiento superficial del acero, las fundiciones de hierro, la tribología y el desgaste, la superplasticidad, los avances en la industria siderúrgica, superaleaciones, etc. En este trabajo se habla de entre otros temas: a) la historia e importancia de las vibraciones mecánicas, b) el presente y futuro del estudio de las vibraciones, c) la clasificación de las vibraciones, d) el procedimiento para la elaboración de un modelo matemático. Como siempre cualquier comentario o corrección será bienvenido. ATTE. Mtro. Felipe Díaz del Castillo Rodríguez.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 2 - CAPITULO 1 CONCEPTOS GENERALES 1.1. CONCEPTO DE VIBRACIÓN Se dice que un cuerpo vibra cuando experimenta cambios alternativos, de tal modo que sus puntos oscilen sincrónicamente en torno a sus posiciones de equilibrio, sin que el campo cambie de lugar. Como otro concepto de vibración, se puede decir que es un intercambio de energía cinética en cuerpos con rigidez y masa finitas, el cual surge de una entrada de energía dependiente del tiempo. Este intercambio de energía puede ser producido por: • Desequilibrio en maquinas rotatorias • Entrada de Energía Acústica • Circulación de Fluidos o masas • Energía Electromagnética Sea cualquiera la causa de la vibración, su reducción es necesaria debido a razones entre las cuales se tienen: • La excesiva vibración puede limitar la velocidad de procesamiento. • La vibración es responsable de la pobre calidad de los productos elaborados por maquinas-herramientas. • La vibración de maquinarias puede resultar en radiación de ruido. • La vibración puede alcanzar a otros instrumentos de precisión de otras fuentes, y causar fallas de funcionamiento. La Medición de la vibración, juega un papel muy importante en el desarrollo de técnicas para mitigarla o reducirla, y en el establecimiento de límites en los niveles de ruido de la maquinaria existente en una instalación industrial. Aproximadamente el 50% de las averías en máquinas rotativas se deben a desalineaciones en los ejes. Las máquinas mal alineadas generan cargas y vibraciones adicionales, causando daños prematuros en rodamientos,
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 3 - obturaciones y acoplamientos, también aumenta el consumo de energía. Gracias a los avances de la electrónica, actualmente se tienen instrumentos de medición altamente sofisticados que permiten cuantificar la vibración de manera precisa, a través de diversos principios. Es por esto que es muy importante, un buen entendimiento de los transductores empleados para la medición de vibración, y su interfaz con los sofisticados equipos de instrumentación y de adquisición de datos. Hoy en día, uno de los puntos importantes a considerar en el buen funcionamiento de los procesos industriales esta basado entre otras cosas en reglas, procedimientos ó metodologías de mantenimiento, en especial uno conocido como mantenimiento predictivo ya que permite saber el estado actual y futuro de una maquinaria o de sus elementos; el análisis de vibraciones de maquinaria es una de las metodologías ampliamente usadas en el mantenimiento de maquinaria, de tal manera que el estudio de las vibraciones mecánicas se ha convertido en algo esencial para el estudiante de ingeniería mecánica ya que le permite comprender, analizar y proponer soluciones sobre diversa problemática relacionada con procesos industriales. En este capítulo se presentan los conceptos introductorios de las vibraciones mecánicas como lo es: su historia, presente, aplicaciones e importancia entre otras cosas. 1.2 EL ORIGEN DE LAS VIBRACIONES Es difícil establecer el origen de la ciencia de las vibraciones mecánicas, ni si quiera adjudicar a una sola persona el título del “padre de la ciencia de las vibraciones” ya que a través de la historia grandes científicos realizaron importantes aportaciones que hicieron hoy en día del fenómeno de las vibraciones toda una ciencia. A continuación se presenta un breve recorrido de algunos personajes de ciencia que hicieron aportaciones sobre el fenómeno de las vibraciones. Remontándose en la historia, un personaje celebre de la antigua Grecia sorprendía con grandes e importantes aportaciones filosóficas y matemáticas, sobre todo en el área de aritmética; hoy en día todos conocemos de el gracias a un famoso teorema dado en su honor conocido como el teorema de Pitágoras. Pitágoras (570 – 497 a.C.) desarrolló la
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 4 - teoría de los números y la teoría de la música y de la armonía en donde afirmaba la relación entre estas dos ciencias. Cuenta la historia que un día pasó por una herrería y se quedó sorprendido al darse cuenta de la rítmica regularidad con la que el herrero hacía repicar el martillo sobre el yunque; tal fue su admiración que llegado a su casa se puso a experimentar, haciendo vibrar varias agujas del mismo espesor y misma tensión, pero de distinta longitud. De esta manera pudo concluir que las notas dependían de la frecuencia de vibración, esto mismo Pitágoras lo calculó y concluyó que la música no era más que una relación matemática de las vibraciones medidas según intervalos. Por otro lado un importante filósofo e investigador llamado Aristóteles (374-355 a.C.). Trabajo con las leyes del movimiento, escribió el primer escrito relacionado con la acústica llamado On Acoustic, introdujo el principio del trabajo virtual En el presente siglo uno de los personajes de ciencia mas inquietados por este fenómeno es conocido como Galileo Galilei (1564-1642). Galileo encontró la relación existente entre la longitud de cuerda de un péndulo y su frecuencia de oscilación, además encontró la relación entre la tensión, longitud y frecuencia de vibración de las cuerdas. Se cuenta que cierta vez, mientras observaba despreocupadamente las oscilaciones de un candelabro en la catedral de Pisa Galileo Galilei se interesó en medir el tiempo de cada oscilación comparándolo con el número de latidos de su pulso (en esa época todavía no se inventaba
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 5 - los relojes ni los cronómetros). Pudo comprobar, sorprendido, que aun cuando las oscilaciones fueran cada vez más menores, el tiempo de cada oscilación era siempre el mismo. Al repetir el experimento en su casa, comprobó lo anterior utilizando un péndulo (una piedra atada al extremo de una cuerda), encontrando además que el tiempo de la oscilación dependía de la longitud de la cuerda. En la década de los 40 del siglo XVII existió uno de los grandes científicos de la historia llamado Isaac Newton (1642-1727), matemático y físico británico, considerado uno de los más grandes científicos de la historia, que hizo importantes aportaciones en muchos campos de la ciencia. Sus descubrimientos y teorías sirvieron de base a la mayor parte de los avances científicos desarrollados desde su época. Newton fue, junto al matemático alemán Gottfried Wilhelm Leibniz, uno de los inventores de la rama de las matemáticas denominada cálculo. También resolvió cuestiones relativas a la luz y la óptica, formuló las leyes del movimiento y dedujo a partir de ellas la ley de la gravitación universal. En el campo de las vibraciones el uso de las leyes de Newton forma un papel importante en el análisis de sistemas y la determinación de frecuencias de oscilación. Publicó su teoría en Principios matemáticos de la filosofía natural (1687), obra que marcó un punto de inflexión en la historia de la ciencia, y con la que perdió el temor a publicar sus teorías.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 6 - Con la aparición de la obra de Newton “The principia” implicó a Newton en un desagradable episodio con otro gran filósofo y físico llamado Robert Hooke (1635-1701). En 1687 Hooke afirmó que Newton le había robado la idea central del libro: que los cuerpos se atraen recíprocamente con una fuerza que varía inversamente al cuadrado de la distancia entre ellos. Sin embargo, la mayor parte de los historiadores no aceptan los cargos de plagio de Hooke. Sin embargo, este científico es reconocido por sus investigaciones en el campo de la elasticidad. En 1678, el también llamado Leonardo Inglés, publico el libro: “Ut Pondus Sic Tensia” (como el peso así es la tensión) que representa un primer enunciado de su conocida ley de la elasticidad Ya en una época reciente Daniel Bernoulli (1700-1782), estudio la forma de vibrar de algunos cuerpos usando el principio de superposición de armónicos. Daniel Bernoulli hizo una estrecha correspondencia con su amigo Euler en la que trataron temas de la mecánica de los medios flexibles y elásticos, en particular los problemas de pequeñas oscilaciones de cuerdas y vigas. Particularmente atractiva es la polémica que se abrió sobre el tema de la cuerda musical, no sólo entre Euler y Daniel, sino con la incorporación de un joven geómetra Jean le Rond D’Alembert, quien pronto fue considerado entre los más prestigiosos geómetras de Francia en el Siglo de las Luces. El debate sobre la ecuación de la cuerda, sometida a una vibración en un mismo plano, es importante desde el punto de vista matemático, no sólo porque representa el primer análisis de la solución de una ecuación diferencial en derivadas parciales, sino además porque la discusión llevó al cuestionamiento de las nociones establecidas de función y de representación de funciones mediante series trigonométricas. En particular en las ideas de Daniel estaba el germen de la teoría de representación en series de Fourier que se estableció en el siglo XIX con los trabajos de Fourier, Dirichlet, Riemann y otros.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 7 - Pero en el siglo XVIII el matemático francés Joseph Fourier (1768-1830) vino a realizar una de las aportaciones mas importantes en el área de las vibraciones, en 1807 envió un artículo a la Academia de Ciencias en Paris, en él presentaba una descripción matemática de problemas relacionados con la conducción de calor. Pese a que el artículo fue rechazado, contenía ideas que se convertirían en una importante área de las matemáticas llamada en su honor, el análisis de Fourier. Una de las sorprendentes aportaciones del trabajo de Fourier fue que muchas de las funciones más conocidas podían expandirse en series de senos y cosenos; de tal modo que esta aportación es una de las más interesantes e importantes en el campo de las vibraciones mecánicas ya que en base al algoritmo de la serie de Fourier trabajan los modernos analizadores de vibración. 1.3 EL PRESENTE E IMPORTANCIA DE LAS VIBRACIONES MECÁNICAS En la era moderna, en donde los avances tecnológicos están a la puerta, grandes aportaciones matemáticas y métodos de análisis vinieron a resolver algunos problemas en el campo de las vibraciones mecánicas. Por ejemplo en 1909, Frahm propuso una forma de reducir las vibraciones mecánicas mediante la implementación de sistema agregado sistema masa-resorte. Stodola Aurel (1859–1943) hizo aportaciones importantes relacionadas con las vibraciones de membranas, vigas y placas. Timoshenko (1872-1972) realizó aportaciones importantes en la teoría de vibración en vigas.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 8 - Por otro lado, importantes aportaciones matemáticas ampliaron considerablemente el área de investigación del campo de las vibraciones mecánicas, por mencionar algunos, los métodos de Rayleigh que sirven para determinar las frecuencias de resonancia de algunos elementos basándose en ecuaciones de energía, las variables de estado que permiten “resolver” y analizar problemas basados en ecuaciones diferenciales no lineales, el elemento finito que consiste en discretizar cualquier elemento para posteriormente modelar y analizar su comportamiento como pudiera ser los modos de vibrar, ecuaciones estadísticas que facilitaron el estudio de vibraciones aleatorias. Estos métodos modernos unidos a los avances tecnológicos por ejemplo, a) Las computadoras, b) Los PLC´s, c) Analizadores de vibración, d) sopieware de monitoreo y/o mantenimiento, etc. hacen hoy en día de las vibraciones todo un campo de investigación tal que existen asociaciones, revistas, seminarios, cursos especializados. dedicados al estudio de este fenómeno. En la actualidad el estudio en este campo es tan grande que basta con ver algunos de sus causa-efecto para entender su importancia. La gente de una u otra forma esta constantemente relacionada con este fenómeno, por ejemplo, el buen funcionamiento de los amortiguadores de un automóvil permite un mejor manejo entre los tripulantes, el mal aislamiento de alguna maquinaria industrial puede dañar la infraestructura de la misma y zona aledaña pudiendo ser conjuntos habitacionales, ruido causado por maquinaria que puede afectar física y psicológicamente a personas de la empresa e inclusive a personas ajenas a la misma, ruidos nocturnos producto de las vibraciones mecánicas de algunos objetos y que en algunas ocasiones son confundidos y relacionados algunas veces con esoterismo y fantasmas. Pero para ampliar lo anterior vamos a considerar ahora la causa-efecto de las vibraciones mecánicas en la industria mecánica. Primero considere que existen diferentes tipos de maquinaria que pueden ser causantes de vibración en algunos casos causado por algunos de los elementos ó por algún proceso; algunos ejemplos de vibración causada por elementos son: desbalance rotativo, coples mal alineados, chumaceras dañadas, engranes defectuosos, bandas mal alineadas, entre otros.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 9 - Por otro lado, algunos ejemplos causados por procesos industriales pueden ser: procesos de maquinado o de máquinas herramientas, procesos de extrucción, procesos de centrifugado, pruebas mecánicas, etc. Pues bien, estas vibraciones pueden implican problemas de diferente índole como lo es: a) pérdidas económicas, b) daños en maquinaria, c) contaminación por ruido, d) accidentes laborales, entre otros. Es por eso que para el buen funcionamiento de la maquinaria se requiere de una constante inspección para evitar fallas en la misma ya que pueden causar pérdidas económicas a la empresa e incluso daños físicos a las personas. “Yo soy el doctor de este hospital y las maquinas son mis pacientes” fue la frase usada por un colega de la industria minera y con más de 20 años de experiencia industrial en el ramo de la vibraciones mecánicas, “El porqué una maquina tiene temperatura, si una maquina vibra ¿por qué tiene frío?, si una maquina genera ruido ¿por qué llora?, etc” son algunas expresiones usadas por esta persona y que dan un panorama de la importancia del buen monitoreo y funcionamiento de la maquinaria industrial. Uno de las formas de monitorear el buen funcionamiento y vida útil de las máquinas es por medio del análisis de vibración, este consiste en tomar medidas de vibración de las maquinas y mediante el uso de gráficos y/o experiencia, determinar la vida útil de la máquina o de uno de sus elementos. Esto conlleva a conservar un historial gráfico y bitácora con el fin de predecir fallas futuras y realizar las acciones correctivas correspondientes. Por otro lado, un fenómeno bien conocido en el ambiente de las vibraciones mecánicas y en el cuál todo ingeniero del ramo de la ingeniería mecánica debería poner atención se le conoce como resonancia, este fenómeno es de gran interés en el estudio de las vibraciones mecánicas ya que ha estado relacionado con diferentes eventos destructivos en la historia de la industria y estructuras, este ha sido el causante de problemas en estructuras, maquinas y contaminación por ruido. Pero ¿Qué es el fenómeno de la resonancia?, en capítulos posteriores se proporciona una explicación detallada por el momento resta decir que es un fenómeno que se manifiesta
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 10 - con grandes amplitudes de vibración. En la actualidad los investigadores han encontrado aplicaciones de las vibraciones mecánicas como antes no se había imaginado. Sin embargo no todas las vibraciones son malas, algunas se producen con propósitos específicos en algún proceso industrial y generalmente son controladas, estas vibraciones son llamadas “buenas vibraciones”; por ejemplo: procesos de centrifugado para separar desechos de materiales, transportación de material por bandas vibratorias (Figura 1.1), acabado y pulido por vibración, elevadores vibrantes, etc. Figura 1. 1Transportador vibrante de frecuencia natural (Cortesía de Urbar Ingenieros www.urbar.com) Pero la aplicación benéfica de las vibraciones va aún más allá, en conjunto con científicos de diferentes especialidades, las vibraciones han encontrado nuevos campos de investigación y de aplicación, hoy en día se oye hablar además de vibraciones buenas, “vibraciones saludables” Por ejemplo, un problema presentado por los astronautas es que en el espacio, los huesos y los músculos de los astronautas, liberados de la tensión normal de la gravedad, pueden debilitarse en forma alarmante. Los músculos se atrofian, mientras que los huesos se vuelven frágiles. Ahora, sin embargo, parece que se ha encontrado una solución: un grupo de científicos, patrocinados por la NASA, sugieren que los astronautas podrían prevenir la pérdida de los huesos parándose sobre una plataforma vibrante durante unos 10 ó 20 minutos cada día. Sosteniéndose sobre ella con la ayuda de unas bandas elásticas, los astronautas pueden continuar haciendo otras tareas mientras vibran sobre la plataforma.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 11 - Hoy en día se estudia esta terapia para ser usada eventualmente usada para el tratamiento de algunos de los millones de personas que sufren de pérdidas de masa ósea, enfermedad conocida como osteoporosis. En un estudio (publicado en el número de octubre del 2001 de la revista The FASE Journal), sólo 10 minutos al día de terapia de vibraciones ayudaron a promover niveles casi normales de formación ósea en un grupo de ratas, a las que se les impidió apoyarse sobre las patas traseras durante el resto del día. Otro grupo de ratas que habían tenido sus miembros traseros suspendidos todo el día, mostraron una disminución considerable en su ritmo de formación ósea hasta de un 92% mientras que otro grupo de ratas, a las que se les permitió soportar su peso por 10 minutos diarios, pero sin el tratamiento de vibraciones, tuvieron también reducciones en la formación de hueso 61% menos. Estos resultados indican que el tratamiento por vibraciones mantiene a los huesos sanos, mientras que breves periodos de soporte del peso no tiene mayores efectos. Por último, aún con la evolución de los procesos industriales, las computadoras, los sistemas de control y con la aparición de modernos métodos matemáticos. Los principios básicos de las vibraciones mecánicas se ven casi inalterables, mas bien estos avances han aportado a nuevos campos de investigación y al desarrollo didáctico e industrial, por ejemplo: a) Uso de la computadora para simulación. Permite mediante programas de simulación resolver diferentes problemas del análisis de vibración, por ejemplo: Working Model, ANSYS, MatLab, LabVIEW, EasyJava Simulation etc. b) Uso de la computadora para el análisis. Existen diferentes programas que facilitan el análisis de vibración de maquinaria industrial, en su mayoría vienen acompañados con los equipos de medición. c) Equipos de medición. Desde los primeros analizadores de vibración hasta los más sofisticados la mayoría se basan en los mismos principios, han evolucionado en tamaño, aditamentos, sopieware entre otros que han facilitado las medidas y el diagnóstico.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 12 - d) Modernos métodos de análisis. Métodos modernos matemáticos son utilizados en el análisis e investigación ya que son fácilmente demostrables mediante el uso de las computadoras; por ejemplo las variables de estado y el elemento finito. 1.3.1 ¿Porque estudiar las vibraciones mecánicas? por el impacto y los efectos. Estos pueden ser de carácter económico, social, físico y psicológico, entre otros. El impacto económico es de preocupar a la industria ya que un problema de vibración no atendido puede repercutir en el daño de maquinaria e incluso, en daños físicos a personas causando pérdidas económicas por detención del proceso, mantenimiento e indemnización. El impacto físico y psicológico a personas puede manifestarse de diferentes maneras, por ejemplo, cuando un obrero es sometido a constantes fuentes de vibración le afecta a algunas partes del cuerpo ya que son susceptibles a diferentes frecuencias de vibración. Otro caso se puede observar cuando una fuente de vibración genera ruido a diferentes frecuencias y niveles sonoros en rangos no deseables, además de ser un causante de contaminación ambiental y que puede alterar el comportamiento humano, puede causar daños irreversibles al oído incluyendo sordera. El impacto social se puede manifestar si diferentes fuentes de vibración pueden causan problemas a una persona o grupos de personas ya que esto pudiera repercutir en problemas de relación laboral entre dueños, gerentes o supervisores con empleados o síndicos de la empresa. Otro ejemplo puede ser si en un proceso de maquinaria es causante de transmisión de vibración al piso repercutiendo en problemas a unidades habitacionales a su alrededor, por ejemplo, daños en estructuras y ruido causando inconformidad entre grupos de vecinos. Matemática y Ciencia aplicada Una de las principales aplicaciones de temas vistos en el cálculo diferencial, ecuaciones diferenciales, series de Fourier, entre otras, tiene que ver con los sistemas vibratorios, esto convierte a las vibraciones mecánicas en matemáticas aplicadas. Además, puesto que las bases de las vibraciones mecánicas están dadas en diferentes
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. - 13 - postulados y expresiones matemáticas bien definidas, dichos postulados no se quedan solo plasmados “en papel” ya que sus alcances van más allá debido a que es una ciencia involucrada en los procesos industriales. 1.4 LAS VIBRACIONES MECÁNICAS COMO CIENCIA APLICADA Las vibraciones mecánicas han pasado a ser desde una “ciencia pura” hasta llegar a una ciencia aplicada pasando por el proceso tecnológico o tecnología, ¿qué quiere decir esto?, pues bien, primero definamos a la ciencia como un conjunto coordinado de explicaciones sobre el porque de los fenómenos que observamos o sea, de las causas de esos fenómenos. Para construir la ciencia se investigan las causas y determina su ordenamiento. La ciencia es la aplicación del llamado método científico a la investigación de algún sector de la realidad. La ciencia tiene como objetivo crear conocimiento para entender el universo, la naturaleza y publicar el conocimiento. La tecnología es el conjunto de conocimientos, técnicas y procesos para el diseño y construcción de objetos y útiles que sirven para satisfacer las necesidades de la humanidad. La tecnología se percibe con los sentidos, es decir, podemos observarla y verla, ambas. Sin embargo la tecnología y la ciencia, necesitan de un método experimental para ser confirmadas y que puede ser demostrable por medio de la repetición, sin embargo podemos decir que existe una tecnología para cada ciencia, es decir, cada rama posee un sistema de tecnología diferente, que permite un mejor desarrollo para cada una de estos. En tal sentido, debemos entender el concepto "ciencia pura", como la actividad de hacer ciencia al margen de su aplicación, es decir, cuando se realiza la investigación científica con el único propósito de producir conocimiento científico. Luego, la conjugación de intereses sociales, económicos y políticos encuentra aplicación a los conocimientos alcanzados, lo cual da lugar a la investigación tecnológica, que a su vez da origen a la tecnología, que es la "ciencia aplicada". Es decir, cuando la ciencia surte su función práctica, al servicio de quien la posee y al margen de cualquier consideración ética, se convierte en tecnología. ¿Es pues las vibraciones mecánicas una ciencia aplicada?, claro que si. Antes que
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 14 nada y para empezar recordemos que grandes los grandes científicos que realizaron y formularon conceptos que rigen hoy las vibraciones mecánicas se rigieron bajo todo un proceso científico, es decir, aplicaban la ciencia a todo lo que postulaban. Pero además las bases o principios básicos del estudio de las vibraciones mecánicas cumplen con el procedimiento del método científico, por lo tanto es una ciencia. Pero con la aparición de tecnologías que han permitido no tan solo reforzar algunos conceptos científicos del área de vibraciones, como por ejemplo, los modos de vibrar elementos continuos, sino que además estos conocimientos han sido aplicados movidos por intereses sociales, económicos, entre otros, por ejemplo: a) Mesas vibratorias basados en el principio de la frecuencia natural. b) Aisladores de vibración que se basan en el principio de sistemas de varios grados de libertad. c) Análisis de fallas en maquinaria basado en el principio del teorema de Fourier. d) Calculo de frecuencias naturales de algunos elementos de máquinas basados en ecuaciones de energías. e) Edificios que soportan terremotos basados en el principio de frecuencias naturales y del amortiguamiento. f) Estudios clínicos basados en el principio de resonancia. g) Solución a algunos problemas de maquinaria basados en el principio del impulso ó impacto. Es por eso que hoy en día esta ciencia se encuentra tan fundamentada de manera que comprende: a) Temáticas ordenadas y comprensibles. b) Modelos matemáticos representativos. c) Solución a problemas establecidos. -Temáticas ordenadas y comprensibles El estudio de las vibraciones mecánicas, al igual que otras ciencias, va encaminado desde lo básico, simple hasta lo complejo, los temas expuestos pueden clasificarse como
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 15 temas: a) introductorios, b) básico, b) intermedio y c) avanzado. a) Temas introductorios. Establecen los conceptos y la terminología general del campo de las vibraciones mecánicas fomentando el interés y la importancia de esta ciencia. Se dan las bases cinemáticas y dinámicas que facilitan la comprensión de los modelos y métodos. Se explican los elementos que forman un sistema vibratorio. b) Temas básicos. Se estudian los sistemas vibratorios basados en un modelo de un solo grado de libertad para pequeñas oscilaciones; además se definen métodos de análisis para modelar sistemas vibratorios con estas características. Los temas involucrados son: vibración libre amortiguada y no amortiguada, métodos para el cálculo de frecuencias naturales, vibración forzada con excitación armónica y por desbalance y la transmisibilidad de vibración. c) Temas intermedios. Aquí se estudian los sistemas de varios grados de libertad replanteando algunos de los temas básicos y definiendo métodos adecuados para este tipo de sistemas. Los temas relacionados con el control de vibraciones y el análisis de vibración son considerados. d) Temas avanzados. Estos temas comprenden el estudio de los sistemas no lineales de uno a varios grados de libertad, métodos modernos de análisis como elemento finito y variables de estado, análisis modal de elementos estructurales, vibración en sistemas continuos, etc. -Modelos matemáticos representativos Como posteriormente se explicara en detalle, resulta ser que un sistema vibratorio puede ser representado por un modelo matemático que incluya los parámetros del sistema, las condiciones iniciales y el tipo de excitación, entre otras cosas, este modelo permite la formulación de criterios importantes para su análisis y diseño y son representados por ecuaciones diferenciales que pueden clasificarse como: a) Modelo lineal y no lineal. Representado por ecuaciones diferenciales lineales o no lineales respectivamente. b) Modelo no forzado y forzado. Representado por un ecuación diferencial homogénea y no homogénea respectivamente.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 16 c) Modelo con y sin amortiguamiento. Representado por una ecuación diferencial en donde interviene el término que representa la perdida de energía ó no, respectivamente. d) Modelo de 1 grado de libertad o de varios grados de libertad. Representado por una ecuación diferencial ó un conjunto de ecuaciones diferenciales respectivamente. -Solución a problemas establecidos. El primer paso dentro del análisis e investigación científica es el planteamiento del problema para posteriormente dar seguimiento a una serie de pasos hasta llegar a la solución. En el campo de las vibraciones mecánicas existen problemas definidos y planteados de tal manera que su solución pasa algunas por el proceso del método científico y otros solo por inducción; por ejemplo: a) ¿Qué son las vibraciones y que efectos producen? b) ¿Cómo representar un sistema vibratorio? c) ¿Cómo modelar matemáticamente los sistemas vibratorios? d) ¿Cómo determinar la frecuencia natural de un sistema vibratorio? e) ¿Qué efectos rodean a un sistema vibratorio cuando es forzado a vibrar? ¿Cómo reducir y controlar los efectos de las vibraciones? Por lo tanto, basándose en estos conceptos podemos definir: Las vibraciones mecánicas ó también conocida como la mecánica de las vibraciones es una ciencia aplicada como una rama de la mecánica, o más generalmente de la ciencia, que estudia los movimientos oscilatorios de los cuerpos o sistemas y de las fuerzas asociadas con ella 1.5. DEFINICIÓN DE VIBRACIÓN MECÁNICA Vibración, vibración mecánica, oscilación, movimiento periódico, etc. son conceptos utilizados para describir el movimiento de un elemento, sistema o en si de una máquina.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 17 Una forma simple de definir vibración mecánica es el movimiento de una parte mecánica hacia atrás y hacia delante a partir de una posición de descanso, otra manera más formal de definirlo es a partir de la definición de oscilación, por lo tanto: Oscilación: Es el movimiento de vaivén de un parámetro físico alrededor de una referencia. Vibración mecánica: Es la oscilación mecánica de un cuerpo y/o sistema. En la definición de vibración mecánica se habla de cuerpo y/o sistema ya que si un cuerpo no tiene la capacidad de vibrar se puede unir a otro y formar un sistema vibratorio; por ejemplo, en un sistema masa-resorte la masa posee características energéticas cinéticas, y el resorte, características restauradoras. Es importante aclarar que para que un sistema vibre es necesario que posea por lo menos un elemento inercial (energía cinética) y un restaurador (energía potencial). Aunque en algunos casos los elementos restauradores se generalizan como elementos elásticos, existen sistemas en las que no existe un elemento elástico y sin embargo pueden vibrar, por ejemplo el penduleo que se manifiesta como elemento restaurador. Ahora bien, cuando un cuerpo vibra resulta importante definir la causa de la vibración, es decir, si el cuerpo vibra por su condición natural debido a una perturbación instantánea y ajeno a toda excitación permanente, o bien si se debe a que existen fuerzas perturbadoras que hacen vibrar al sistema. De aquí la importancia de considerar los tipos de perturbaciones que hacen vibrar a un sistema. Estas perturbaciones conocidas como excitaciones pueden clasificarse como: a) Instantánea y b) Permanente. Una perturbación del tipo instantánea es aquella que aparece como una perturbación y desaparece inmediatamente. Ejemplos de ello: el golpeteo de una placa, el rasgueo de las cuerdas de una guitarra, el impulso y deformación inicial de un sistema masa resorte, el impulso generado por el impacto. Una excitación de este tipo además puede aparecer a manera de impulso o a manera de desplazamiento inicial; por ejemplo, una persona en un columpio puede iniciar el movimiento si es impulsado desde su posición de
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 18 equilibrio o bien si es desplazado desde su posición de equilibrio Una excitación del tipo permanente siempre esta presente en el movimiento del cuerpo. Ejemplos: el caminar de una persona sobre un puente peatonal, un rotor desbalanceado cuyo efecto es vibración por desbalance, el motor de un automóvil, un tramo de retenedores es una excitación constante para el sistema vibratorio de un automóvil, etc. La figura 1.2 muestra un panorama práctico de estos los tipos de excitación en donde un carro pasa primero por un borde y vibra en su forma natural producto de esta excitación instantánea, posteriormente pasa por un conjunto de bordes que lo obligan a vibrar siendo una excitación permanente. Figura 1.2 Excitación instantánea y permanente 1.6. UNIDADES DEL MOVIMIENTO DE LAS VIBRACIONES Las vibraciones mecánicas pueden ser medidas tomando diferentes patrones y criterios y que en su mayoría están establecidos, estas medidas tienen que ver con el movimiento por lo tanto conviene analizar algunos criterios relacionados con el movimiento de oscilación. Cuando la variación de una cantidad física se repite con las mismas características después de cierto intervalo de tiempo se dice que se tiene un movimiento periódico, ejemplos de este movimiento pudieran ser la variación de voltaje en generadores de CA, la vibración producida por maquinaria rotativa desbalanceada. Ahora bien, cuando el movimiento de una partícula puede ser representada por una forma senoidal entonces a este movimiento se le conoce como movimiento armónico, ejemplo de un movimiento armónico se puede observar en la figura 1.3 en donde la posición vertical de la partícula p puede ser representada como una onda senoidal.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 19 Figura 1.3 Movimiento armónico Todo movimiento periódico ó armónico cumple con las característica de una función periódica, es decir que existe una constante T llamada período tal que la posición en un instante x(t) es la misma en x( t + nT) para n = 1,2,3,4 ..... , por lo tanto se puede definir a el período como el valor del tiempo en la cuál se efectua un ciclo completo. El inverso del período se le conoce como la frecuencia de oscilación y representa de una manera las veces que se repite el movimiento en un determinado tiempo …………(1.1) En donde el Hertz se define como ciclos/s. Es posible representar la frecuencia en otras unidades, para ello es necesario recordar que 1 rev = 2π radianes y que 1 minuto = 60 segundos, por lo tanto la frecuencia en rad/s y en rpm están dadas por: ……….(1.2) En una señal armónica el valor máximo se le conoce como amplitud y si se mide desde la referencia se le llama amplitud de pico pero si se mide desde extremo a extremo entonces se le conoce como amplitud de pico a pico como se muestra en la figura 1.3. Dentro del ambiente laboral, estos parámetros son utilizados para la medida del movimiento de la vibración de una maquina y que son: a) El desplazamiento de la vibración. b) La velocidad de la vibración. c) La aceleración de la vibración. d) La fase.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 20 El desplazamiento de la vibración generalmente se mide de pico – pico y usualmente se usan las unidades de milésimas de pulgada (mils) que es 0.001 in. ó micrómetro que es 0.001 m. La velocidad de vibración generalmente se mide de pico y usualmente se usan las unidades de pulgada por segundo (in/s) ó milímetros por segundo (mm/s). Mientras que en a aceleración de vibración generalmente se mide de pico y usualmente se usa como unidad el gs, donde g es la aceleración de la gravedad 980.665 cm/s 2 . La fase se refiere a la medida relativa entre dos puntos de medición, generalmente se usa el ángulo de separación entre las señales que representan el movimiento de estos puntos. Estos parámetros se pueden visualizar fácilmente en la figura 1.4 se puede observar como los parámetros de desplazamiento y velocidad en fase a 90 o mientras que entre la velocidad y la aceleración están en fase también a 90º con la velocidad y a 180 0 con el desplazamiento. Lo anterior se debe a que si el desplazamiento del movimiento es expresado como y(θ) = Ysen(θ), entonces la velocidad que es la derivada del desplazamiento quedará expresada como v(θ) = Vcos(θ) y la aceleración que es la derivada de la velocidad como a(θ) = Asen(θ). Figura 1.4. Las Unidades de medición de las vibraciones Puesto que se puede medir la amplitud de vibración en términos de desplazamiento, velocidad ó aceleración ahora la pregunta es: ¿Qué unidad de amplitud utilizar?, hay varios elementos a considerar para seleccionar cuál parámetro a utilizar, por ejemplo, el tipo de problema causante de la vibración, tipo de diagnóstico, el equipo utilizado, etc., pero la experiencia dice que para bajas frecuencias hasta 10 Hz (600 rpm) la medida de desplazamiento es recomendable, mientras que para frecuencias de 10 a 1000 Hz (600 – 60000 rpm) cualquier unidad de amplitud puede ser utilizada aunque se recomienda el
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 21 análisis de velocidad, por último para frecuencias arriba de 1000 Hz la medida de la amplitud de aceleración es recomendable. 1.7. CLASIFICACIÓN DE LAS VIBRACIONES MECÁNICAS Las vibraciones mecánicas pueden clasificarse desde diferentes puntos de vistas dependiendo de: a) la excitación, b) la disipación de energía, c) la linealidad de los elementos y d) de las características de la señal. a) Una Vibración libre es cuando un sistema vibra debido a una excitación del tipo instantánea, mientras que la vibración forzada se debe a una excitación del tipo permanente. Esta importante clasificación nos dice que un sistema vibra libremente si solo existen condiciones iniciales del movimiento, ya sea que suministremos la energía por medio de un impulso ( energía cinética) o debido a que posee energía potencial, por ejemplo deformación inicial de un resorte. b) El amortiguamiento es un sinónimo de la perdida de energía de sistemas vibratorios y se manifiesta con la disminución del desplazamiento de vibración. Este hecho puede aparecer como parte del comportamiento interno de un material por ejemplo la fricción, o bien, o como un elemento físico llamado precisamente amortiguador. Por lo tanto, la vibración amortiguada es aquella en la que la frecuencia de oscilación de un sistema se ve afectada por la disipación de la energía, pero cuando la disipación de
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 22 energía no afecta considerablemente a la frecuencia de oscilación entonces la vibración es del tipo no amortiguada. c) Si el comportamiento de cada uno de los parámetros de los componentes básicos de un sistema es del tipo lineal la vibración resultante es lineal, en caso contrarío será del tipo no lineal. En la realidad todo elemento se comporta como un elemento no lineal pero si bajo ciertas condiciones se puede considerar como un elemento lineal, entonces el análisis se facilita considerablemente. Por ejemplo, un resorte helicoidal en donde según la ley de Hooke el comportamiento fuerza-deformación es lineal (Figura 1.5) aunque en la realidad los resortes helicoidales tienen un comportamiento no lineal pero este que puede ser aproximado a un elemento lineal y facilitar su estudio sin afectar considerablemente el comportamiento real. Figura 1.5. Grafica lineal y aproximación lineal. En algunos casos se puede considerar la linealidad en una región de trabajo y que generalmente es alrededor del punto de equilibrio, por ejemplo, suponga que el comportamiento de un parámetro esta dado por la ecuación y = sen (q) (Figura 1.6) resulta ser que la gráfica es no lineal, pero alrededor del punto de equilibrio se tiene que para
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 23 ángulos pequeños, digamos θ ≤ 15º se puede observar una linealidad tal que y = sen (q) ≈ q. Otro ejemplo de gran utilidad para temas posteriores y no es precisamente una linealización sino de aproximación es la ecuación y = 1- cos (q ) en donde alrededor del punto de equilibrio se tiene y = 1 - cos(q) ≈ θ 2 /2 . Lo anterior puede comprobarse si se analizan estas funciones en su forma expansiva de la serie de Taylor. Figura 1.6. Región de trabajo en y=sen (Θ ) , y=1-cos(Θ ) d) Cuando el comportamiento vibratorio de un sistema puede ser representado por medio de una ecuación matemática entonces se dice que la vibración es determinística, pero si la señal de vibración se caracteriza por ciclos irregulares de movimiento entonces no es predecible y la vibración es del tipo probabilística o al azar. En la Figura 1.7 se puede observar un ejemplo de estas señales, aunque en apariencia en algunas ocasiones las señales del tipo deterministicas suelen confundirse con otras llamadas complejas, las vibraciones probabilísticas se caracterizan por no ser señales periódicas.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 24 Figura 1.7. Vibración a) determinística b) probabilística Por otro lado, si las características de la señal se repiten de igual característica después de cierto intervalo de tiempo entonces la vibración será del tipo periódica, si la señal de vibración de un sistema se asemeja a una señal del tipo senoide, entonces se dice que la vibración es senoidal. Una señal compleja a simple vista no se puede representar por medio de una ecuación matemática, pero si esta es del tipo periódica puede ser descompuesta en señales del tipo senoides y/o cosenoides, según el teorema de Fourier. La figura 1.8 muestra un ejemplo de como una señal compleja llamada total puede ser descompuesta en suma de señales senoidales y/o cosenoidales llamados componentes armónicos; en este caso, la señal total es la ecuación: y(x) = sen(x) + sen(3x) + sen(5x), Donde: sen(x), sen(3x) y sen(5x) son los armónicos. Si las señales pueden ser representadas por medio de una ecuación matemática y si cumple con algunos requisitos, entre ellos ser periódica, entonces los armónicos pueden obtenerse mediante un procedimiento matemático conocido como serie de Fourier; para el caso en que su representación matemática sea problemático, existe otro método en el cuál se pueden calcular los términos armónicos mediante un procedimiento de muestreo de la señal y es conocido como Transformada rápida de Fourier (FPIE de sus siglas en ingles Fast Fourier Transform).
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 25 Figura 1.8. Señal compleja y sus armónicos El concepto involucrado en las series de Fourier es de gran importancia en el campo y el estudio de las vibraciones mecánicas ya que aunque el movimiento armónico es simple de analizar, pues resulta que muchos de los sistemas vibratorios no son armónicos aunque si periódicos 1, para ilustrarlo considere la máquina de Figura 1.9 compuesta por un motor, chumaceras, coples y flechas. Estos elementos pueden ser fuentes de vibración por ejemplo, motor con rotor desbalanceado, daño en las chumaceras, bandas mal tensionadas, etc.; estas fuentes de vibración aunque pudieran ser armónicas, sumadas forman una señal compleja. El principio del análisis de vibración consiste en hacer uso de un instrumento de medición llamado precisamente analizador de vibraciones con el fín de registrar y estudiar esta señal (señal total) y por medio de un procedimiento de filtrado que el mismo analizador dispone filtrar esta señal en sus componentes armónicos, posteriormente mediante el estudio del comportamiento tanto de la señal total así como de los componentes armónicos poder predecir la falla. Este tipo de análisis se le conoce como análisis de la amplitud en función del tiempo, pero existe otro análisis en función de la frecuencia, ambos serán detallados en forma posterior.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 26 Figura 1.9. Aplicación de las series de Fourier en el análisis de vibración 1.8. OTROS CONCEPTOS A manera introductoria a capítulos posteriores, a continuación se mencionan algunos conceptos de interés en el campo de las vibraciones mecánicas y que más adelante se detallaran con precisión tanto teórica como analíticamente. (No confunda movimiento periódico con armónico ya que un movimiento puede ser periódico pero no necesariamente armónico ) Frecuencia natural. Es la frecuencia propia de un cuerpo o sistema al poseer inercia y elementos restauradores. Es la frecuencia resultante de la vibración libre por lo tanto no depende de la excitación sólo de las características físicas del sistema. Resonancia.Fenómeno que ocurre cuando la frecuencia con la que se excita un sistema vibratorio es igual a su frecuencia natural. Aunque el fenómeno de resonancia será discutido más adelante, a manera introductoria se puede decir que es un fenómeno relacionado con las altas amplitudes de vibración y que depende entre otras cosas, de la frecuencia con la que se excita un sistema aún cuando los demás parámetros permanecieran constantes como lo es la fuerza de excitación, la masa y la elasticidad. Para comprender este fenómeno considere el caso de una guitarra acústica, si está se encuentra afinada, entonces al colocar el dedo en el quinto trasto de la sexta cuerda y al hacerla vibrar, sucederá que la quinta cuerda vibrará sola precisamente por el fenómeno de
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 27 resonancia. Esto se debe a que el tono de la sexta cuerda en el quinto trasto es de LA, la cual es la nota de la quinta cuerda libre (Figura 1.10). Figura 1. 10 Caso de resonancia en una guitarra acústica Generalmente cuando se trata de dar un ejemplo de este fenómeno se cita el caso ocurrido en el puente de Tacoma Narrow en 1940 (Figura 1.11), aunque ha sido un tema de discusión entre los investigadores, se cree que este puente se derrumbo por el fenómeno de resonancia producto de la vibración torsional de la estructura del puente debido a una probable excitación de unos remolinos. Figura 1.11 Tacoma Narrow (1940) Se podrían mencionar más ejemplos relacionados con este fenómeno pero esto será visto con mayor detalle en capítulos posteriores en donde además se discutirá lo que ocurre durante este fenómeno así como sus efectos. 1.9. MODELADO MATEMÁTICO La solución de muchos problemas en el área de vibraciones mecánicas y en ingeniería en general requieren de un proceso que consiste en representar el modelo del sistema en una expresión matemática para su análisis. El procedimiento de representar matemáticamente el comportamiento de un sistema se le conoce como modelado matemático.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 28 El modelaje será la representación con cualquier otro medio de dicha representación matemática, pudiendo ser una computadora o modelos a escala. Para elaborar este modelado se requiere de una serie de pasos y métodos que a continuación se describen. Identificación del problema. En este paso se identifica el tipo de sistema, los elementos que lo forman, así como el proceso. Documentación. Aquí se plantean tres pasos importantes: a) Las leyes que rigen el comportamiento del sistema. b) Los datos necesarios. c) La obtención de dichos datos. Consideraciones. En este paso se realizan una serie de consideraciones para simplificar la solución del problema, estas deben de ser las adecuadas para el análisis sin afectar el verdadero comportamiento del sistema, por ejemplo: la linealidad, la fricción, las inercias, etc. Representación gráfica. Aquí se realiza una figura del sistema tomando en cuenta las consideraciones anteriores. En esta figura se colocan los elementos necesarios para el análisis descartando aquellos que no intervengan; además, es importante representar los elementos en la forma más simple indicando las conexiones de los elementos. Por ejemplo, considere la estructura mostrada en la figura 1.12 y que corresponde al Space Needle, estructura ubicada en Sattle Washington, si lo que se desea es analizar el comportamiento oscilatorio de la parte superior entonces puede modelarce como un elemento flexible y una masa en su parte superior como se muestra en la Figura 112 Figura 1.12 (a) Estructura del Space Needle (b) Modelado gráfico
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 29 Otro ejemplo es la suspensión mostrada en la Figura 1.13, esta puede ser modelada gráficamente por un resorte k y un amortiguador c. Figura 1.13 (a) Estructura de una suspensión, (b) Modelado gráfico Desarrollo del modelo. Ahora se hace uso de las leyes físicas y del desarrollo matemático para encontrar la ecuación diferencial que rige el comportamiento del sistema. Solución matemática. La solución de la ecuación diferencial es el paso siguiente ya que proporciona el comportamiento de ciertos parámetros del sistema en función del tiempo. Algunas veces este paso se realiza mediante programas computacionales o bien, se busca soluciones análogas, es decir, se busca relacionar la ecuación con otras ya resueltas y así hacer la analogía. 1.10 GRADOS DE LIBERTAD, ECUACIÓN DE KUTZBACH MODIFICADA Una de los términos de gran importancia en el modelado matemático de los sistemas dinámicos se le conoce como grados de libertad, estos influyen en el tipo de análisis, metodología y solución a utilizar. Los Grados de libertad (GDL) es el número de parámetros independientes y necesarios para determinar el movimiento entero o la posición entera de un sistema. Por ejemplo, la posición de una partícula en un eje es de un grado de libertad, en dos ejes de dos y en el espacio es de tres grados de libertad, las extremidades del robot hexápodo de la Figura 1.14 es de dos grados de libertad ya que consta de dos servomotores para el movimiento de cada extremidad.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 30 Figura 1.14 Extremidades de un hexápodo con 2 GDL Pero resulta conveniente buscar una metodología que facilite y permita determinar los grados de libertad de un sistema dinámico; a continuación se presenta un procedimiento basado y modificado de la ecuación de Kutzbach [2]. Principio 1. Una partícula en un plano es de dos grados de libertad. La demostración es sencilla, la posición de una partícula queda determinada por las coordenadas x,y o bien por el radio r y el ángulo teta, o bien P = Pxi + Pyj Principio 2. Un sólido rígido en un plano es de tres grados de libertad. La demostración es simple ya que para determinar la posición de sus partículas es necesario un origen y la inclinación del mismo ya que el radio es constante por ser sólido rígido. b = Pa + Pb/a b = (Paxi + Payj) + rb/a(cos(α)i + sen(α)j)
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 31 Principio 3. Un elemento con flexibilidad líneal es de cuatro grados de libertad. Esto se puede demostrar considerando el caso anterior pero en donde el radio L ahora es variable. b = Pa + Pb/a b = (Paxi + Payj) + (Pb/axi + Pb/ayj) Principio 4. Una únion tipo articulación ó deslizamiento disminuye en dos los grados de libertad. Lo anterior es simple de comprender ya que una unión de este tipo limita el movimiento en ambos ejes. Principio 5. Una únion tipo patín ó guía disminuye en uno los grados de libertad. Esto se debe a que este tipo de union limita solo en un eje el movimiento Principio 6. Un elemento fijo no aporta ningún grado de libertad. Por lo que no se considerará en el cálculo
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 32 Es importante aclarar que un elemento en deslizamiento puede considerarce como un elemento rígido y la unión tipo deslizamiento, es decir 3 GDL – 2 GDL = 1 GDL o bien uno solo elemento tipo guía de 1 GDL. En base a lo anterior una ecuación que permita determinar los grados de libertad de los sistemas dinámicos será: GDL = 4L + 3M – 2P – Q Esta ecuación se le conoce como la ecuación de Kutzbach modificada en donde: GDL se refiere a los grados de libertad, L el número de elementos con flexibilidad lineal, como lo es el resorte , el amortiguador, el pistón, etc., M es el número de elementos rígidos, P es el número de uniones tipo articulación, y Q es el número de uniones tipo patín incluyendo las semijuntas por contacto de rodadura con deslizamiento. Ejemplo 1.1 Determine los grados de libertad del cada uno de los sistemas de la figura 1.15. Se puede decir que el sistema (a) es de tres grados de libertad ya que permite un movimiento vertical y angular del resorte, además, del movimiento angular de la masa alrededor de la articulación, el sistema (b) es semejante al (a) solo que se limita el movimiento al eje vertical siendo ahora de solo un grado de libertad; en ocasiones el sistema (a) es considerado como de un grado de libertad ya que se supone que el resorte esta conectado en el eje de simetría de la masa permitiendo el mismo movimiento vertical de todas las partículas de la masa, en este caso la masa se considera como una masa puntual y se modela como sistema (c); por último el sistema (d) es de dos grados de libertad.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 33 Figura 1.15 Ejemplos de grados de libertad (GDL) Usando la ecuación de Kutzbach modificada se tiene que: Sistema (a) GDL = 4(1) + 3(1) – 2(2) = 3 GDL Sistema (b) GDL = 4(1) + 3(1) – 2(3) = 1 GDL Sistema (c) GDL = 4(1) + 3(0) – 2(1) – 1 = 1 GDL Sistema (d) GDL = 4(2) + 3(2) – 2(6) = 2 GDL Note que para el caso (b) existen dos formas de solucionarlo, la primera considerando a la masa como un elemento y el deslizamiento como una unión tipo articulación ya que limita el movimiento en 1, otra forma es considerar al conjunto de masa y deslizamiento como una unión tipo patín en donde la articulación entre el resorte y la masa no se considera ya que es una unión. Ejemplo 1.2 Determine los grados de libertad del cada uno de los sistemas de la Figura 1.16.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 34 Figura 1.16 Ejemplos de grados de libertad Para el caso (a) se tienen 2 elementos elásticos (L=2) 3 rígidos (M=3) y 8 juntas (P=8) , por lo tanto GDL = 4L + 3M – 2P – Q= 4(2) + 3(3) – 2(8) = 1 GDL. Para el caso (b) se puede analizar considerando a la corredera como elemento rígido, es decir,GDL = 4L + 3M – 2P – Q = 4(0) + 3(3) – 2(4) = 1 GDL. o bien como un elemento de unión tipo patín GDL = 4(0) + 3(2) – 2(2) – 1 = 1 GDL. Por último para el caso (c) se tienen 1 elemento elástico (L=1), 2 rígidos (M=2) y cuatro articulaciones (P=4), por lo tanto GDL = 4L + 3M – 2P – Q= 4(1) + 3(2) – 2(4) = 2 GDL.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 35 CAPÍTULO 2 ELEMENTOS DE SISTEMAS VIBRATORIOS Los elementos que forman una maquinaria en toda su complejidad, desde el punto de vista vibratorio se pueden representar como un modelo que involucre los elementos inerciales, los restauradores y los amortiguadores conectados formando un modelo de uno o varios grados de libertad. En este capítulo se hace un análisis detallado de estos tres elementos que consiste en ver cuál es la función que desempeñan en el sistema vibratorio, los arreglos en dicho sistema, equivalencias así como las leyes físicas que rigen su comportamiento. 2.1 ELEMENTOS ELÁSTICOS Todos los materiales poseen características elásticas en mayor o menor grado. Cualquier material al que se le aplique una fuerza sufrirá una deformación proporcional a la fuerza. Pueden considerarse como elementos elásticos los resortes de cualquier tipo, los elementos estructurales como vigas y placas, así como algunos hules, cauchos polímeros, etc. Además del resultado de acomodarlos en arreglos del tipo serie y/o paralelo. A continuación se detalla la forma en que se presenta la elasticidad de algunos elementos elásticos así como la forma de calcular sistemas elásticos equivalentes de elementos estructurales; además se presentará la forma de representar arreglos de elementos elásticos serie y/o paralelo así como su representación equivalente. 2.1.1. Resortes helicoidales y a torsión Los resortes helicoidales (Figura 2.1) son uno de los más usados en sistemas vibratorios y puede ser considerado como el modelo representativo de la elasticidad de un sistema vibratorio. Considere un resorte helicoidal del tipo ideal, es decir, aquel cuya deformación es lineal por lo menos en una región de trabajo. Se puede establecer la ley de Hooke de la siguiente manera Ley de Hooke: Un elemento elástico recibe una deformación directamente proporcional a la fuerza que soporta.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 36 Figura 2.1 Resortes helicoidales Lo anterior se refiere a que si se aplica una Fuerza F1=10 N el resorte experimentará una deformación x1=1 cm .Una fuerza F2 aplicada al mismo resorte hará que se deforme x2 = cx1 donde c es una constante. Por ejemplo, si una fuerza F1 = 10 N deforma a un resorte x1 = 1 cm. intuitivamente es de esperar que una fuerza F2 = 20 N deforme al resorte x2 = 2 cm. ya que si F2 = 2F1, entonces x2 = 2x1. (Figura 2.2) Figura 2.2 Deformación proporcional Ahora si una fuerza F3 = 50 N se aplica al resorte entonces la deformación resultante será de 5 cm. Por lo tanto es importante encontrar una relación directa entra la fuerza y la deformación y que cumpla para todos los valores. Si se analiza las condiciones anteriores se tiene que: donde: k es una constante proporcional llamada constante elástica, de aquí la relación entre la fuerza y la deformación es:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 37 f k = kx …….(2.1) Donde: fk es la fuerza elástica dada en Newton(N) o Libra (lb.), x es la deformación en metros (m) o pies k es la constante elástica en N/m o lb/pie, según el sistema de unidades. Es común ver en algunas fichas técnicas la constante elástica en unidades de kg/cm ya que en algunos casos muestra una mejor visión del comportamiento del resorte, tomando a este como kg fuerza, lógicamente nos referimos al sistema técnico. Retomando el ejemplo anterior se concluye que k=1000 N/m. Esta relación se muestra en la gráfica de la Figura 2.3 Figura 2.3 Relación entre la fuerza aplicada y deformación Los resortes del tipo helicoidal tienen un comportamiento muy aproximado al tipo lineal y dicha constante se puede encontrar en función de los parámetros de diseño como se muestra en la ecuación 2.2. Figura 2.4 Comportamiento de un resorte helicoidal
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 38 ………..(2.2) Donde: G es el módulo de corte (Young), D el diámetro medio de la espira, d el diámetro del alambre y n es el número de vueltas. Ahora considere un resorte torsional como el que se muestra en la Figura 2.5 En la ecuación 2.3 muestra como calcular esta constante en función de los parámetros de diseño Figura 2.5 Resorte torsional ………..(2.3) Donde: kτ es la constante elástica torsional en Nm/rad, E es el módulo de elasticidad del material de la espira, L la longitud total de la espira e I es el momento de inercia de la sección transversal. Tomando como analogía las notas dadas en resortes helicoidales se tiene que la relación que existe entre el momento aplicado y la deformación angular será: M = kτ θ ………(2.4) Donde: M es el momento aplicado en Nm, kτ es la constante elástica torsional en Nm/rad y θ es el desplazamiento angular en radianes. Una gráfica del momento contra deformación sería de las mismas características a la mostrada en la figura
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 39 2.1.2. Elementos estructurales Los materiales sometidos a diferentes fuerzas y momentos pueden experimentar deformaciones considerables desde el punto de vista vibratorio, por lo tanto existe una relación lineal entre la carga aplicada y su deformación. Siempre y cuando se trabaje en la zona conocida como zona elástica (Figura 2.6) Figura 2.6 Región de trabajo en materiales Por lo tanto en esta zona de trabajo es posible encontrar una relación entre esfuerzo y deformación llamado módulo de elasticidad E, donde E = σ /ε donde σ es el esfuerzo en Pascales y ε es la deformación unitaria en mm/mm. En nuestro caso nos interesa encontrar la relación entra carga y deformación, es decir k = P/x, donde P es la carga en N, x es la deformación en m y k la constante elástica en N/m. Es posible encontrar la relación entre la carga vs. Deformación real usando las ecuaciones de esfuerzo vs. deformación unitaria, por lo tanto, la constante elástica equivalente de un resorte con esas características tendrá la misma deformación. Considere como ejemplo los dos elementos estructurales mostrados en la Figura 2.7 sometidos a una fuerza P aplicada en un punto como se muestra Figura 2.7 Elementos estructurales (a) Barra a tensión y (b) viga en cantilever
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 40 Considerando primero el caso de la barra sometida a tensión como se muestra en la Figura 2.7 (a), si L es la longitud de la barra y A es el área de la sección transversal y E es el módulo de elasticidad, entonces la deformación real de la barra delta esta dada por δ= PL/(EA), por lo tanto la relación entre la carga P y la deformación δ dará l constante elástica: Ahora considere la viga en cantilever como se muestra en la figura 2.6 (b)b, para el caso de las vigas la deformación en un punto dado del claro se le conoce como la ecuación de deflexión de la curva y(x) y que esta en función de entre otras cosas del punto x en donde se encuentra ubicada la carga P. Para el caso de una viga en cantilever esta ecuación esta dada por: Por lo tanto si la carga se coloca en el extremo de la viga, es decir, para x= L, se tiene que la relación entra la carga P y la deformación y esta dada por: Se puede realizar el mismo procedimiento para encontrar la constante elástica de diferentes elementos estructurales como se muestra en la tabla 2.1
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 41 Tabla 2.1 Constantes elásticas de elementos estructurales 2.1.3. Elementos elásticos equivalentes. Los elementos de maquinaria pueden componerse de varios elementos y conectados de diferentes formas, de aquí la necesidad de encontrar en muchas ocasiones un elemento elástico equivalente tal que al aplicarle una fuerza P en un punto dado se produzca la misma deformación x en dicho punto, es decir ke = P/x. 2.1.3.1 Arreglos serie y paralelo Elementos elásticos en serie. Dos o más elementos elásticos están en serie si la fuerza aplicada en un extremo se transmite en la misma proporción en cada uno de ellos. Para explicar lo anterior considere dos resortes en serie como se muestra en la Figura 2.8 en donde el objetivo es encontrar un elemento único equivalente de constante elástica ke tal que al aplicarle la misma fuerza F se tenga la deformación total xT
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 42 Figura 2.8. Resortes en serie Por definición se tiene que F = F1 = F2 y xT = x1 + x2, por lo tanto, un elemento elástico equivalente tendrá una constante elástica equivalente tal que Ke = F /xT. como el desplazamiento total esa dado por xT = x1 + x2 y además x1 = F1/k1 y x2 = F2/k2, se tiene que: En términos generales para n elementos elásticos en serie la constante elástica equivalente esta dada por: Ec. 2.5 Elementos elásticos en paralelo. Dos o más elementos elásticos están en paralelo si fuerzas distribuidas en ellos producen la misma deformación. Para explicar lo anterior considere dos resortes en paralelo como se muestra en la Figura 2.9 en donde el objetivo es encontrar un elemento único equivalente de constante elástica ke tal que al aplicarle la misma fuerza F se tenga la deformación total xT
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 43 Figura 2.9 Resortes en paralelo En este caso se tiene que F = F1 + F2, y que xT = x1 = x2, un elemento elástico equivalente será de constante elástica equivalente ke tal que Ke = F /xT. como la fuerza total esta dada por PIE = F1 + F2 y además x1 = F1/k1 y x2 = F2/k2, se tiene que: En términos generales para n elementos elásticos en paralelo la constante elástica equivalente esta dada por: ……..(2.6) En un sistema vibratorio además de resortes se puede disponer de otros elementos elásticos tales como vigas, muelles, etc. y pueden intervenir de la misma manera, ya sea como arreglo serie o paralelo, ver figura 2.10 Figura 2.10 Arreglos serie, paralelo y combinado
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 44 Ejemplo 2.1 Considere el sistema mostrado en la, Figura 2.11 si se aplica una fuerza F = 500 N, determine la fuerza y deformación en cada elemento. El elemento k1 es de acero de 20 cm. de claro y de sección transversal circular de 1 cm. de diámetro, el elemento k3 es de aluminio de 25 cm. de claro y de sección transversal cuadrada de 1 cm. *por lado. El resorte es de k2=30 kN/m Figura 2.11. Ejemplo de arreglos Primero, se calculan las constantes elásticas k1 y k3; de la tabla 2.1 se obtiene que la constante elástica para una viga en cantilever es k=3EI/L 3 . El módulo de elasticidad para el acero es 200 GPa y para el aluminio es de 70 GPa. Las secciones circulares tienen un momento de inercia para la sección circular de I = πr 4 /4 y para la sección rectangular es de I=bh 3 /12. Ahora obteniendo el diagrama equivalente se tiene que el elemento k1 y el elemento k2 están en serie ya que se transmite la misma fuerza, estos a su vez están en paralelo con el elemento k3 como se muestra en al figura 2.12.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 45 Figura 2. 12 Ejemplo: diagramas equivalentes Por lo tanto la fuerza se transmite en la misma proporción, entre k1 y k2, y el desplazamiento xe1 = x3 = xT . Calculando las equivalencias La deformación total será: Como xe1 = x3 = xT, se tiene que la fuerza en el elemento 3 y el equivalente 1 será F3 = k3 x3 = 0.20195 KN y Fe1 = ke1xe1 = 0.29805 KN; por otro lado como Fe1 = F1 = F2 se tiene que el desplazamiento en el elemento 1 y el 2 será x1 = F1/k1 = 8.097 x 10 3 m, x2 = F2/k2 = 2.66 x 10 3 m. 2.1.3.2 Algunas equivalencias elásticas torsional Es común ver dentro de los modelos de sistemas vibratorios acoplamientos de elementos elásticos con otros y que debido a su comportamiento pueden ser expresados por un elemento elástico torsional equivalente. Acoplamiento resorte disco Considere el ejemplo de la Figura 2.13 en donde un resorte se acopla a la periferia de un y que posee condiciones de enrollarse sobre la periferia. Como el resultado del movimiento es angular es posible establecer un elemento elástico equivalente torsional que reemplace al resorte lineal como se muestra en la figura.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 46 Figura 2.13 Acoplamiento resorte-disco(a) y su equivalente(b) Como la longitud del arco s esta dada por s=r θ, donde r es el radio del disco y θ el desplazamiento angular y la deformación del resorte es precisamente s, se tiene el momento del resorte en el pivote será Mp = (kx)r , como x=s= r θ se tiene que el momento Mp = kr 2 θ. Por lo tanto la constante elástica torsional equivalente kτ= M/θ, será kτ = kr 2 -Acoplamiento resorte palanca Ahora considere un acoplamiento de un resorte a una palanca de masa despreciable como se muestra en la Figura 2.14. Como el resultado del movimiento es angular es posible establecer un elemento elástico equivalente torsional que reemplace al resorte lineal como se muestra en la Figura 2. 14 Figura 2.14 Acoplamiento resorte-palanca(a) y su equivalente (b) En este caso es necesario hacer unas observaciones y suposiciones. Primero es notable que la deformación del resorte depende directante de la longitud inicial de este de tal manera que entre más grande sea esta longitud y mas pequeño el ángulo α, se tiene que el efecto horizontal de la fuerza elástica Fx = kxsen α≈0 y el efecto vertical de la masa Fx = kxcos α≈kx como se muestra en la siguiente figura:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 47 Esta suposición no se aplicará para el desplazamiento angular θ ya que es la variable a considerar para el elemento elástisco torsional equivalente. El momento en el punto de articulación p esta dado por Mp = (Kx)dcosθ, en donde la deformación del resorte x puede ser expresada como x =dLsenθse tiene que el momento elástico esta dado por Mp =kd 2 senθ cosθ; por último, para oscilaciones pequeñas, es decir, alrededor del punto de equilibrio se tiene que senθ ≈ θ y cosθ≈ 1, por lo tanto la constante elástica equivalente será kτ= kd 2 -Acoplamiento péndulo vertical Cuando un cuerpo rígido se pivotea en un punto diferente a su centro de gravedad puede vibrar debido al efecto de la energía potencial gravitacional, este efecto es semejante al del resorte en donde la energía potencial es elástica por lo que se puede establecerse una analogía entre estos. Considere el péndulo de la Figura 2.15 pivoteado en un punto p, sea cg su centro de gravedad y r la distancia entre estos puntos Figura 2.15 El péndulo como elemento elástico torsional Si después de la perturbación se analiza el efecto de las fuerzas externas (que es el peso), el momento en el punto p esta dado por Mp = (mgsenθ)r., puesto que para oscilaciones pequeñas se tiene que sen θ≈θ, por lo tanto la constante equivalente es aquella
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 48 tal que kτ= M/θ. Es importante verificar que en este caso el efecto del peso mg siempre será restaurador después de la perturbación. -Acoplamiento péndulo invertido Existe otra configuración del péndulo como se muestra en la Figura 2.16, en donde el centro de gravedad esta en la parte superior del centro de gravedad; esta configuración se le conoce como péndulo invertido. Puesto que sin el resorte el sitema después de la perturbación nunca se restaurará, entonces se limita el movimiento por medio de dicho resorte como se indica en la figura. Figura 2.16 Péndulo invertido La ecuación quedaría Mp= ka 2 θ mgrθ. El sentido positivo del momento es a encontra de las manecillas ya que se supone que el momento del resorte es superior para restaurar el sistema, es decir ka 2 θ> mgrθ. Ahora la constante elástica torsional equivalente será kτ= M/θ, es decir kτ= ka 2 − mgr - Acoplamiento péndulo horizontal Ahora considere una configuración del péndulo horizontal como se muestra en la Figura 2.17. Sin el resorte, el sistema después de la perturbación nunca se restaura, entonces se limita el movimiento por medio de un resorte como se indica en la figura. Observe que si el sistema se perturba hacia arriba el efecto del peso será restaurador pero si
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 49 se perturba hacia abajo no lo será; ¿Que pasa aquí? Figura 2.17. Péndulo sobre el eje horizontal Es importante notar que en la posición P1 se supone que no se conecta el resorte a la masa, pero después de colocar el resorte entonces existe una deformación inicial pasando a la posición P2 en θ s. Antes de la perturbación existe un equilibrio estático tal que: mgr =kxsa. Ahora, después de la perturbación se tiene que: Pero como los términos mgr y kxsa son constantes entones el primer término de la ecuación desaparece y además como x = asen θ , se tiene que Mp = ka 2 sin(θ )cos(θ +θ s). Como para ángulos pequeños sin θ ≈ θ y cos(θ + θs) ≈ 1. Se tiene que Mp = ka 2 θ; por lo tanto la constante elástica equivalente torsional para este caso será kτ = M/θ kτ e =− ka 2 Aprovechando los resultados previamente expuestos se puede mencionar que cuando un sistema está estático y uno de sus elementos elásticos este deformado (deformación estática), entonces el efecto de la(s) masa(s) causantes de dicha deformación no es considerado en el análisis dinámico ya que es compensado con el efecto de los elementos elásticos previamente deformados ya que pasarían como parámetros constantes en la ecuación dinámica y estos se eliminarían. A esto se le conoce como la condición de deformación estática.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 50 2.2 ELEMENTOS AMORTIGUADORES La pérdida de energía en los sistemas siempre esta presente ya sea por las características propias de un material o la combinación de elementos, o bien por la existencia de un elemento amortiguador, de aquí que se clasifiquen como: 1. Amortiguamiento coulomb 2. Amortiguamiento de viscoso 3. Amortiguamiento de histéresis El amortiguamiento de coulomb se presenta mediante el rozamiento seco entre de la superficie de dos elementos. La fuerza del amortiguador del tipo de coulomb es igual al producto de la fuerza normal y el coeficiente de fricción independiente de la velocidad una vez que inicie el movimiento. El amortiguamiento del tipo histéresis se presenta cuando un material es deformado, entonces la energía es absorbida y desplazada por el material. El amortiguamiento del tipo viscoso ocurre cuando un componente del sistema esta en contacto con otro a través de un medio de fluido viscoso, en donde el amortiguamiento es el resultado de la fricción viscosa entre el fluido y el componente, en estos casos generalmente la fuerza es directamente proporcional a la velocidad, por lo tanto para eliminar esta proporcionalidad se agrega un término proporcional que en este caso llamaremos coeficiente de amortiguamiento c y cuya unidad es (Ns)/m. fd = c x …….(2.7) En donde: fd es la fuerza del amortiguador en N, c es el coeficiente de amortiguamiento en (N- s)/m. La Figura 2. 18 muestra la simbología de un amortiguador y el comportamiento lineal entre la fuerza aplicada y la velocidad.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 51 Figura 2.18 Relación proporcional y constante de amortiguamiento Ahora considere el caso de un amortiguamiento angular en donde el momento aplicado es directamente proporcional a la velocidad angular como se muestra en la Figura 2.19. Figura 2.19 Amortiguamiento torsional Por lo tanto, el amortiguamiento angular tendrá un coeficiente de amortiguamiento torsional cτ , por lo tanto la relación entre el momento y la velocidad angular esta dada por: • Md = cτθ ……( 2.8) 2.2.1. Elementos amortiguadores equivalentes. Se puede hacer uso de los conceptos vistos en el apartado elementos elásticos equivalentes para definir equivalencias en los amortiguadores. En resumen se puede establecer los siguientes: - Elementos amortiguadores en serie. Dos o más elementos amortiguadores están en serie si la fuerza aplicada en un
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 52 extremo se transmite en la misma proporción en cada uno de ellos (Figura 2.20). Figura 2.20 Amortiguadores en serie En términos generales, el coeficiente de amortiguamiento equivalente de arreglos en serie estará dado por ……( 2.9) -Elementos amortiguadores en paralelo Dos o más elementos amortiguadores están en paralelo si fuerzas distribuidas en ellos producen la misma velocidad (Figura 2.21) . Figura 2.21 Amortiguadores en paralelo En términos generales para n elementos amortiguadores en paralelo constante elástica equivalente esta dada por: …..( 2.10) -Acoplamiento amortiguador disco Considere un acoplamiento entre un amortiguador y un disco como se muestra en la Figura 2.22. Es fácil establecer un amortiguamiento equivalente ya que la velocidad en la periferia del disco es v= ωr, donde v es la velocidad lineal, ω es la velocidad angular, como la fuerza del amortiguador será:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 53 Como el momento del amortiguador M=f x r, se tiene que el amortiguamiento torsional equivalente será cτ= M/θ, es decir cτ = cr2 Figura 2.22 Acoplamiento amortiguador – disco(a) y su equivalente(b) 2.3 ELEMENTOS INERCIALES La inercia forma parte de un sistema vibratorio ya sea como elemento o como parte de las propiedades de alguno de ellos., más sin embargo es común despreciar la masa de los elementos elásticos ó amortiguadores por lo que solo se enfocará a la masa como un elemento de un sistema vibratorio. Las unidades de la masa en el sistema métrico es kilogramo (kg) y en el sistema ingles el slug. En algunos casos en el modelado matemático las masas pueden representarse indistintamente de su forma como solo una partícula, sobre todo si el movimiento es lineal ya que las partículas se desplazan con las mismas características de desplazamiento, velocidad y aceleración. En otros casos es necesario representarla tal y cual su forma ya que cada una de las partículas tienen características diferentes, por ejemplo en la Figura 2.23 en el caso (a) el resorte se supone que se coloca en una línea simétrica, es decir, pasa por el centro de gravedad, por lo tanto todas las partículas se mueven igual y puede ser representada como una masa puntual; pero en el caso (b) la masa además de moverse verticalmente tendrá a girar por lo que las partículas se mueven indistintamente y no puede ser representada como una partícula. Para el caso (c) la masa esta pivoteada en p por lo
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 54 tanto las partículas tendrán diferentes características de desplazamiento y no puede ser representada como una partícula. Figura 2.23 Representaciones del modelado de la inercia El caso en que la masa tenga que ser representada tal y cual su geometría es necesario conocer un parámetro que interviene en el análisis de sistemas vibratorios y se le conoce como momento de inercia de masa. El momento de inercia de masa J se define como: Este depende de la geometría de la pieza así como de la masa; puesto que una masa se puede pivotear en diferentes puntos, en el apéndice ¿? viene una tabla de momentos de inercia de masa de algunos cuerpos. En ocasiones resulta necesario para análisis posteriores encontrar el momento de 0inercia en puntos diferentes al del centro de gravedad. En la literatura del tema existen tablas en las que se muestran la forma de calcular el momento de inercia de masa de diferentes cuerpos pero generalmente están dadas en el centro de gravedad, por lo tanto será útil encontrar una forma de obtener dicha inercia pero en un punto diferente al centro de gravedad. El teorema de los ejes paralelos resuelve este problema y establece: ……( 2.11) Esta ecuación se puede mencionar como sigue: El momento de inercia de masa de un cuerpo en un punto p (Jp) en un eje determinado es igual al momento de su centro de
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 55 gravedad paralelo al mismo (Jcg) eje, más un término de traslado (md 2 ), donde m es la masa y d es la distancia entre estos dos ejes. Al final del capítulo se presenta una tabla de los momentos de inercia de algunos cuerpos. La inercia puede manifestarse como movimiento inercia lineal y/o inercia angular. Para el caso en que se disponga de un movimiento lineal, la fuerza inercial esta dada por: Donde: fm es la fuerza inercial en N, m la masa en kg y x es la aceleración. Para un movimiento angular se tiene: Donde: Mp es el momento inercial en el pivote, Jp es el momento de inercia en el pivote y θ es la aceleración angular. 2.3.1. Inercia equivalente Al igual que los elementos elásticos es posible encontrar una representación de la masa de algunos elementos como una masa equivalente. Para ello es necesario siempre definir: equivalente a que?, en estos casos generalmente se establece una coordenada de posición en la cual se hace referencia al movimiento y luego se analiza el efecto de todas las masas en ese punto. Cuando se establece una coordenada de movimiento lineal es común hablar solo de “masa equivalente”, no así en movimiento angular donde se habla de inercia. Este procedimiento se explicará más adelante en el capítulo 2 en el apartado de métodos energéticos: sistemas equivalentes. Es posible encontrar una inercia equivalente para 2 más masas si se presenta una configuración como el que se muestra en la Figura 2.24, en donde la aceleración es la
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 56 misma pero las fuerzas inerciales son diferentes en cada elemento. Figura 2.24 Inercia paralelo Para la masa m1 se tiene que F- F12=m1a, mientras que para la masa m2 se tiene que la fuerza F21 = m2a. Agrupando estas dos ecuaciones se tiene que F = m1a + m2a, por lo tanto la masa equivalente será me= F /a me = m1 + m 2 +…..+ mn -Acoplamiento masa-disco y masa-palanca Al igual que en los elementos elásticos y amortiguadores es posible encontrar una inercia equivalente para algunos tipos de acoplamientos como se muestra en la Figura 2.25. El objetivo es representar estos elementos como una inercia equivalente en el pivote. Figura 2.25 Acoplamiento masa-disco y masa-palanca Considere primero el caso del acoplamiento masa-disco, sea p el pivote del disco el momento inercial en dicho pivote será como , se tiene que la inercia equivalente es Ahora considere el caso de la palanca, recordando las suposiciones vistas en el caso del elemento elástico-palanca, se considera que el efecto horizontal de la masa es despreciable y el efecto vertical es aproximado a:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 57 , Por lo tanto la masa equivalente será idéntica al de la ecuación 2.11. Es importante evitar la confusión entre el efecto de la inercia y el efecto del peso. Según la condición de deformación estática dice que la masa de un cuerpo no se considerará en el análisis dinámico si este inicialmente deforma a un elemento elástico puede confundir al no considerar la inercia del sistema. Por ejemplo, considere el sistema mostrado en la Figura 2.26. Si se desprecia la masa de la varilla que sirve como palanca, se puede observar que inicialmente la masa m deformará al resorte, por lo tanto el sistema pasaría a su posición de equilibrio estático, aquí el momento externo de dicha masa M = mgr no se considerará en análisis dinámicos, pero la inercia equivalente Je = mr 2 si se considerará ya que no depende de la condición de deformación estática. Figura 2.26 Efecto de orientación del peso y la inercia 2.4. EJERCICIOS E 2.1 Discuta en grupo el siguiente cuestionamiento. Si los resortes en realidad no son lineales, ¿ Por que confiar en las balanzas de medición que usamos en los supermercados?. E 2.2 Respecto al centro de masa, pida a las personas que se sientes completamente ergidas sobre una silla y solicite que se levanten sin agarrarse de nada ni enderezar la cabeza. ¿Lo lograron?, ¿qué fenómeno ocurre?. E 2.3 Realizar una investigación técnica acerca de los resortes y que incluya tablas.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 58 E 2.4 Realizar una investigación técnica acerca de los amortiguadores y que incluya tablas. E 2.5 Realizar una investigación acerca de los amortiguadores magnetoreológicos. E 2.9 Si un resorte se parte justo a la mitad, ¿cuál deberá ser la constante elástica de cada uno de los resortes? E 2.10 Si se parte un resorte a la mitad y cada uno de ellos se unen e serie, ¿cambiará la constante elástica?
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 59 CAPÍTULO 3 VIBRACIÓN LIBRE DE SISTEMAS DE UN GRADO DE LIBERTAD ALREDEDOR DEL PUNTO DE EQUILIBRIO Todo elemento ó sistema que posea características inerciales y elásticas es capaz de vibrar ya sea por el resultado de una excitación instantánea (vibración libre) ó permanente (vibración forzada). Esta consideración es de gran importancia en el estudio de las vibraciones en maquinaria ya que uno de los criterios a seguir en el análisis de vibración es determinar si dicha vibración es producto de una excitación forzada o por un fenómeno natural conocido como resonancia, en tal caso es importante determinar las características naturales de la vibración y que es conocida precisamente como la frecuencia natural. Existen diferentes métodos y formas para determinar la frecuencia natural de elementos o sistemas vibratorios, algunos de ellos son analíticos otros experimentales y en algunos caos por la combinación de ambos. En este capítulo se presentan algunos métodos analíticos que permita bajo ciertas condiciones representar un sistema vibratorio en un modelo simple que facilite su análisis y permita un estudio detallado, entre ellos el cálculo de la frecuencia natural. Este modelo consiste en un sistema masa – resorte ó un sistema masa resorte- amortiguador, de un grado de libertad y en la que no se ve afectado por fuerzas externas salvo la excitación; además se considerará que el sistema presenta oscilaciones alrededor del punto de equilibrio con el fin de facilitar el análisis, esto al considerarlo como un sistema lineal. Este modelo aunque sencillo es basto y suficiente para comprender muchos de los fenómenos relacionados con las vibraciones mecánicas en maquinaria industrial. Objetivo general. Establecer las ecuaciones matemáticas (modelo matemático) que describen el comportamiento de un sistema vibratorio libre de un grado de libertad amortiguado y no amortiguado.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 60 3.1. VIBRACIÓN LIBRE O AMORTIGUADA Aunque la perdida de energía en sistemas vibratorios siempre esta presente, existe ocasiones en las que la frecuencia de la vibración libre conocida como frecuencia natural se ve casi inalterada al despreciar el amortiguamiento, entonces se puede eliminar este efecto y considerarlo como un sistema sin amortiguamiento. El resultado es un modelo simple de analizar y que además proporciona una serie de conclusiones importantes. El cálculo de la frecuencia natural es de gran importancia ya que nos permite conocer la frecuencia a la cuál un sistema no debe ser excitado porque aparecería el efecto de la resonancia manifestándose como grandes amplitudes de vibración. Por otro lado, puesto que un sistema vibratorio tiene tantas frecuencias naturales como sea el número de grados de libertad, en este caso nos enfocaremos solo al caso de un sistema de un solo grado de libertad y calcular entre otras cosas la frecuencia natural o de resonancia. 3.1.1. Determinación de la ecuación diferencial Considere el modelo mas simple de un sistema no forzado y sin amortiguamiento con movimiento lineal que consta de una masa de masa m en Kg o slug y un resorte de rigidez k en N/m ó lb/pie en cualquiera de las representaciones como se muestra en la Figura 3.1. Figura 3.1 Modelo m-k libre Aunque los modelos representativos de la Figura 3.1 se componen de los mismos elementos existen unas diferencias debido a su condición inicial y que conviene analizarlas, para el caso (b) el resorte inicialmente está inicialmente deformado debido a el peso, a esto
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 61 se le conoce como deformación estática, esto no ocurre para el caso (a), sin embargo el caso (c) en cierta manera es una combinación de ambos. Sin embargo, puesto que el objetivo principal es encontrar una expresión para determinar la frecuencia natural no amortiguada * , se demostrará más adelante que ésta solo dependerá de los parámetros de la masa m y de la rigidez k y no de la forma en que se coloquen. * Note que se habla de frecuencia natural no amortiguada, es decir cuando no interviene la fricción. Considere primero el caso más simple de la Figura 3.1 Modelo m-k libre el caso (a) en donde si el sistema se perturba como se muestra en la Figura 3.2 (a), entonces después de esta perturbación el sistema oscilara sin detenerse ya que no existe amortiguamiento. Figura 3.2 Análisis dinámico de un sistema libre no amortiguado, caso 1 Justo después de la perturbación, un análisis dinámico se muestra en la Figura 3.2(c) en donde kx denota la fuerza elástica y denota la fuerza inercia4l que esta a 180º (ver Figura 1.4). Por lo tanto:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 62 Esta última representa la ecuación diferencial del movimiento libre amortiguado para esta consideración. Ahora considere el caso de la Figura 3.1 Modelo m-k libre (b), para esta situación existen dos posibilidades de análisis, una considerando el momento justo en que se coloca la masa, y otra después de que intencionalmente se puso en equilibrio el resorte, es decir, en que existe deformación estática. Considerando primeramente el momento justo en que se coloca la masa como se muestra en la Figura 3.3 y para facilitar el análisis considere el resorte inicialmente no deformado y que se coloca una masa con velocidad inicial cero, en ese instante se suelta la masa y el sistema comienza a vibrar sin detenerse. Figura 3.3 Análisis dinámico de un sistema libre no amortiguado, caso 2 Justo después de soltar la masa se tiene: Esta última ecuación denota la ecuación diferencial del movimiento para esta configuración. Ahora considere el caso en que intencionalmente se pone en equilibrio estático el resorte y la masa como se muestra en la Figura 3.4 (b), posteriormente una perturbación instantánea mueve el sistema una distancia x y en ese instante se suelta el sistema.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 63 Figura 3.4 Análisis dinámico de un sistema libre no amortiguado, caso 3 Un análisis dinámico después de la perturbación y sabiendo que en del equilibrio estático mg = kxs se tiene: Por último considere el caso de la Figura 3.1 (c), es fácil suponer que bajo los conceptos vistos con anterioridad y girando las coordenadas en el plano inclinado la ecuación diferencial es idéntica al de la Figura 3.2 por lo tanto queda resuelto también este caso. 3.1.2. Modelo representativo y cálculo de la frecuencia natural Las ecuaciones diferenciales vistas en los apartados anteriores se pueden expresar de dos maneras, la primera de la forma: …….( 3.1) Cuya solución para condiciones iniciales igual a cero es: ……( 3.2) Donde: A = mg / k
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 64 ω n = Y la otra ecuación diferencial es: ……(3.3) y que tiene una solución de la forma: ….. (3.4) Donde: A = x (0) que es la deformación inicial* y el término , donde es la velocidad inicial. * Debe tener cuidado de no confundir la deformación inicial con la deformación estática. Puesto que el interés es buscar una expresión para determinar la frecuencia natural de un sistema libre no amortiguado, se tomará la ecuación 3.2 como el modelo representativo, para ello el caso en el que el peso interviene (Figura 3.1 (b)), se considerará que el análisis en el que esta inicialmente deformado el resorte (Figura 3.4); para ello se define lo siguiente: Condición de deformación estática. Si en el equilibrio estático existe un elemento elástico deformado (deformación estática) entonces en el análisis dinámico la(s) masa(s) que produjeron dicha deformación no serán considerados ya que se compensan con el efecto del elemento elástico en la deformación inicial. Lo anterior quiere decir que si inicialmente una masa deforma a un elemento elástico, entonces no será considerada en la ecuación diferencial. La ecuación 3.2 además se puede escribir como: ……..(3.5) Donde:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 65 X =A2 + B 2 y φ=tan -1 (B/A) (ver Apéndice A.1.1) Al analizar el término que esta dentro del valor angular coseno se tiene que si ωn esta en rad/s entonces la ωn es la frecuencia de la vibración libre, es decir, la frecuencia natural: ……(3.6) Por otro lado, haciendo uso de los criterios anteriores se puede expresar un modelo representativo de un sistema con movimiento angular como el que se muestra en la Figura 35, donde kτes la constante elástica torsional en Nm/rad y p es el pivote de la masa cuyo centro de gravedad esta en c.g. Figura 3.5 Modelo m-k libre angular En este caso se observa que en la condición estática, el resorte se deformaría a manera que el momento generado por el peso es igual el de la deformación estática. Usando la segunda ley de Newton para el movimiento angular se tiene que: Donde: Jp es el momento de inercia de la masa con respecto al pivote, de manera que usando el teorema de los ejes paralelos
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 66 Jp = Jcg + md 2 ……. (3.7) y la frecuencia natural en rad/s estaría dada por: ……(3.5) Ejemplo 3.1 El sistema mostrado en la figura consta de dos resortes de igual constante elástica de 50 N/m, la masa de 8 kg reposa sobre una superficie lisa sin fricción, determine la frecuencia de la vibración libre. Solución: Para solucionar el problema primero se giran las coordenadas, puesto que se tiene que los dos resortes están en paralelo lo primero es obtener una equivalente entre ellos, es decir, Ke = k + k, posteriormente usando la formula de la frecuencia natural para k=50 N/m y m=8 kg. Se tiene que ωn = 3.53 rad/s, para esta frecuencia se tiene que período natural es Tn = 2π / ωn = 1.77 s. Una simulación con el programa Working Model confirma los resultados
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 67 Figura 3.6 Simulación en WM del ejemplo 3.1 3.2 VIBRACIÓN LIBRE AMORTIGUADA Después de estudiar el modelo representativo de un sistema libre sin amortiguamiento el paso siguiente es ampliar estos conceptos al estudio de un modelo en el que el amortiguamiento esta presente, el amortiguamiento en un sistema vibratorio esta presente ya sea por la naturaleza propia de alguno de sus elementos o bien por la presencia de un elemento amortiguador. Uno de los tipos de amortiguamiento ampliamente usados para representar la pérdida de energía en sistemas vibratorios es el del tipo viscoso, este tipo de amortiguamiento tiene la característica de que la fuerza ejercida por el mismo es directamente proporcional a la velocidad, de manera que un amortiguador de este tipo posee una constante de amortiguamiento al que llamaremos c; por lo tanto la fuerza del amortiguador fd esta dado por Donde: es la velocidad en un instante. Considere el modelo representativo de un sistema libre amortiguado como el que se muestra en la figura 3.7
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 68 Figura 3.7 Modelo libre amortiguado Usando el procedimiento analítico usado para determinar la ecuación diferencial de un sistema libre no amortiguado se puede reescribir la ecuación 3.5 para representar el modelo libre amortiguado de la manera: ……( 3.8) Aquí se puede observar que aparece la fuerza inercial , la fuerza del amortiguador y la fuerza elástica kx. La solución de la ecuación diferencial es de la forma cuadrática: (ver apéndice ¿¿) Donde s1 y s2 son de la forma: Esta última expresión muestra que la solución de la ecuación diferencial 3.8 dependerá del valor del término de la raíz cuadrada, de aquí que los sistemas amortiguados puedan clasificarse en diferentes tipos de movimiento como se muestra en la tabla 3.1: Tabla 3.1. Diferentes tipos de movimiento
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 69 La solución es una solución particular y a continuación se presenta Caso1:Sobreamortiguado(ζ>1) Cuando un sistema tiene tanto amortiguamiento tal que c 2 /4m 2 > k/m, entonces se dice que es del tipo de movimiento sobreamortiguado, en este caso la solución de la ecuación 3.8 es de la forma: …………….(3.9) Donde: x(0) se refiere al desplazamiento inicial (no a la deformación estática), x’(0) a la velocidad inicial, ωn a la frecuencia natural no amortiguada y t es el tiempo. El comportamiento de este tipo de sistemas se muestra en la Figura 3.8 en donde se observa que el sistema no vibra y que además teóricamente nunca llega al equilibrio. Figura 3.8 Comportamiento de un sistema sobreamortiguado
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 70 Son pocos los sistemas vibratorios con esta característica, pero se puede mencionar el mecanismo de retroceso automático de una puerta como se muestra en la Figura 3.9, después de la apertura el sistema toma un tiempo considerable en regresar pero sin vibrar. Figura 3.9. Ejemplo de un sistema sobreamortiguado Caso2.Críticamente amortiguado(ζ=1) Cuando el amortiguamiento es tal que c 2 /4m 2 = k/m, entonces se dice que el sistema esta en un punto crítico y quiere comenzar a vibrar pero no vibra aún como se muestra en la Figura 3.10, este tipo de movimiento se caracteriza por que el sistema busca el equilibrio en un menor tiempo y no vibra. Figura 3.10. Comportamiento de un sistema críticamente amortiguado La solución particular de la ecuación 3.8 es de la forma ….( 3.10) Las constantes A y B dependen de las condiciones iniciales del movimiento y estan expresadas como:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 71 …..(3.11) x(0) y x’(0) son el desplazamiento inicial (no la deformación estática) y la velocidad inicial respectivamente, ω n es la frecuencia natural no amortiguada y el término ζ se le conoce como el factor o la razón de amortiguamiento y esta definida como: ……(3.12) Donde: c es el coeficiente de amortiguamiento y cc se le conoce como el coeficiente de amortiguamiento crítico, este último termino no es un parámetro físico del sistema, si no un estimado del valor del amortiguador en función de la masa y el amortiguador tal que el sistema sea críticamente amortiguado, por lo tanto si en c 2 /4m 2 = k/m se hace c = cc, se tiene que el coeficiente de amortiguamiento crítico será: …... (3.13) Caso3. Subamortiguado(0<ζ <1) El tipo de movimiento amortiguado que más se presenta en los sistemas vibratorios es aquel en el que existe poco amortiguamiento tal que c 2 /4m 2 < k/m. En este caso el sistema si vibra y el oscilaciones son disminuidas producto del amortiguamiento del sistema como se muestra en la Figura 3.11
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 72 Figura 3.11. Comportamiento de un sistema subamortiguado La solución de la ecuación diferencial 3.8 para este caso es de la forma …………..(3.14) Donde: X0 y φ son valores que dependen de las condiciones iniciales del movimiento y estan expresadas como: Donde: Falta por analizar un parámetro de suma importancia y que es ωd , este resulta ser la frecuencia natural del sistema amortiguado y es diferente a la ωn, de hecho, estos dos términos están relacionado por: ……(3.15) En los sistemas subamortiguados existe una forma de medir la pérdida de energía, este método se le conoce como el decremento logarítmico δ, el decremento logarítmico se
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 73 define como: …….( 3.16) Donde el término xi/xi+1 se le conoce como la relación de dos máximos consecutivos como se muestra en la Figura 3.12. Es decir estos máximos consecutivos pudieran ser xi/xi+1 = x1/x2 = x2/x3 Figura 3.12. Decremento logarítmico Para el caso en que se conozcan los dos máximos no consecutivos se tiene que: ……( 3.17) Donde xi /xi+n es la relación de dos máximos no consecutivos y separados a n ciclos. Para el caso en que no se conozca el número de ciclos entre dos máximos sino bien, que estos estan separados a un tiempo en t segundos, entonces el decremento logarítmico quedará expresado como: …..( 3.18)
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 74 Por otro lado, el decremento logarítmico además puede expresarse en función del factor de amortiguamiento ζ …..( 3.19) Ejemplo 3.2 Un sistema vibratorio consta de una masa de 10 kg. Y dos resortes conectados en paralelo de 60 N/m de rigidez cada uno, el factor de amortiguamiento es de 0.25. Determine: a) La frecuencia natural amortiguada y no amortiguada, b) El coeficiente de amortiguamiento crítico y real y c) La relación de dos amplitudes máximas consecutivas. Solución: Primero se obtiene la constante equivalente de los dos resortes en paralelo, es decir: Ke = k1 + k2 = 120 N/m Por lo tanto la ecuación diferencial del movimiento amortiguado quedará expresada como: La frecuencia natural amortiguada y no amortiguada serán: Ahora se obtendrá el coeficiente de amortiguamiento crítico y real.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 75 Para determinar la relación de dos amplitudes máximas consecutivas se hará uso de la ecuación 3.19 para determinar primeramente el decremento logarítmico Por lo tanto Para comprobar los resultados en simulación primero se determina el período natural amortiguado Td = 2π/ωd = 1.87 s. y suponiendo una perturbación inicial xi = 0.8175 y un máximo consecutivo sería xi+1 = 0.8225 / 5.0647 = 0.162 Figura 3.13 Simulación en Working Model del ejemplo 3.3 3.3 MÉTODOS DE ANÁLISIS Las figuras 3.1 y 3.5 representan el modelo más simple de un sistema vibratorio ya sea sin y con amortiguamiento respectivamente, sin embargo la mayoría de los sistemas vibratorios involucran elementos inerciales, elásticos y amortiguadores colocados ó dispuestos de una forma en la que aparentemente nada tiene qu+e ver con alguno de estos modelos; pero resulta ser que existen métodos analíticos que permiten bajo ciertas
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 76 condiciones representar dichos sistemas como un modelo equivalente a los mostrados en las figuras 3.1 y 3.5 y así hacer uso de las ecuaciones vistas en los apartados anteriores para determinar entre otras cosas, la frecuencia de resonancia, es decir, la frecuencia natural. Estos métodos generalmente toman diversos criterios para el uso de su metodología, sin embargo se basan prácticamente en dos cuestionamientos: a) existe o no amortiguamiento y b) que tipo de movimiento(s) existe(n). En base a esto se procede hacer uso de alguno de ellos. Lo anterior no indica que si un sistema posee ciertas características forzosamente tendrá que hacerse uso de un método en especial para su análisis, más bien indica que este solo facilitará dicho análisis. Primero se presentan métodos tradicionales en la literatura como lo es el método de pares y el método de energías, posteriormente se proponen dos métodos replanteados de los dos anteriores, estos facilitarán y agilizarán la solución de problemas y que se llaman el método de elementos equivalentes y el método de sistemas equivalentes. El método de pares se basa en la segunda ley de newton para movimiento angular con el fin de modelar matemáticamente un sistema vibratorio con movimiento angular alrededor de un punto fijo y así encontrar un modelo equivalente simple. El método de energías se basa en la ecuación de la conservación de la energía con el fin de modelar matemáticamente un sistema vibratorio con movimiento lineal, angular ó ambos y así encontrar un modelo equivalente simple. El método de elementos equivalentes con el fín de modelar matemáticamente un sistema vibratorio y cuyos elementos pueden expresarse por una representación equivalente individual y así encontrar un modelo equivalente simple. El método de sistemas equivalentes se basa en la ecuación del trabajo y energía con el fín de modelar matemáticamente un sistema vibratorio con movimiento lineal, angult o ambos y así encontrar un modelo equivalente simple.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 77 Tal vez se preste a confusión el porque del uso de varios métodos, pues bien, resulta que el método de Newton tanto para movimiento lineal como angular es la base del análisis de sistemas dinámicos y no presenta limitantes, es decir, pueden ser usados en cualquier análisis; mientras tanto los demás métodos son un derivado de estas expresiones y facilitan el análisis bajo ciertas condiciones, por ejemplo los métodos energéticos facilitan el análisis de sistemas con combinación de movimientos. Los primeros métodos de momentos y energías son comunes en la literatura de vibraciones, los de elementos equivalentes y sistemas equivalentes, son propuestos para facilitar considerablemente el análisis de los sistemas dinámicos, estos pueden ser aplicados sin problema a sistemas de un grado de libertad, pero para sistemas de varios grados de libertad se limita considerablemente y por lo tanto hay que hacer uso de los métodos de Newton. Existe un método llamado el método de Lagrange que se utiliza en sistemas de varios grados de libertad, ya que aquí es donde tiene su potencialidad. Por último, independientemente del método, todos tienen como objetivo llegar a una expresión matemática y que es precisamente la ecuación diferencial del movimiento libre pasando solo por diferentes procedimientos, sin embargo, todos se orientan a seleccionar una coordenada de referencia para la cuál hacen uso de las mismas ecuaciones algebraicas, geométricas y/o procedimientos de linealización para expresar todas las coordenadas del movimiento de los diferentes elementos en términos de esta coordenada, esto se debe a que en la ecuación diferencial del movimiento se hace referencia a la aceleración, velocidad y desplazamiento de una misma coordenada. Obviamente el seleccionar en un sistema diferentes coordenadas como referencia se tendrán ecuaciones diferenciales y que en apariencia resultan ser diferentes, sin embargo, representan el comportamiento del mismo sistema solo que en diferente coordenada, por lo tanto la frecuencia natural no cambia con el solo echo de seleccionar diferentes coordenadas como referencia.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 78 CAPÍTULO 4 BALANCEO El balanceo es la técnica de corregir o eliminar fuerzas o momentos generadores de perturbaciones vibratorias. Los esfuerzos sobre el bastidor de un mecanismo, o sobre los soportes pueden variar de manera significativa durante un ciclo completo de operación y provocar vibraciones que a veces pueden alcanzar amplitudes peligrosas. Incluso aunque no lo fueran, las vibraciones someten a los cojinetes a cargas repetidas que provocan el fallo por fatiga de las piezas. Se hace entonces preciso eliminar o reducir las fuerzas de inercia que producen estas vibraciones. Cualquier eslabón o elemento que se encuentre en rotación pura puede, teóricamente, estar perfectamente equilibrado estática y dinámicamente para lo que hay que eliminar todas las fuerzas y momentos generadores de vibración. Para lograr un equilibrio completo se requiere establecer el equilibrio dinámico; sin embargo, en algunos casos, el estático puede ser un sustituto aceptable y generalmente es más fácil de alcanzar. Las variaciones debido a las tolerancias de producción de las partes en rotación hacen que haya algún pequeño desequilibrio en cada una. Por lo tanto, en cada parte se deberá aplicar algún procedimiento de balanceo. La magnitud y localización de cualquier desequilibrio pueden ser determinadas con bastante exactitud, y compensadas al agregar o quitar material en las ubicaciones correctas. El balanceo se ha tornado preciso, rápido y fácil para el usuario y las ventajas de realizarlo superan ampliamente el esfuerzo y tiempo necesarios para reparar un rotor. Las turbinas son balanceadas durante el proceso de manufactura y deben ser balanceadas nuevamente después de cualquier montaje o desmontaje de partes rotativas, ya sea por causas de mantenimiento de rutina o por daños. Los resultados del balanceo deben ser comparables, sin importar a dónde se ha balanceado un módulo y quién lo ha balanceado. La calidad del balanceo depende de tres factores: la capacidad de la máquina balanceadora, la configuración del rotor, y el diseño de las herramientas.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 79 4.1. DESEQUILIBRIO La condición de desequilibrio estático se da cuando el eje principal de inercia del rotor se encuentra desplazado paralelamente al eje del árbol, figura 4.1. Figura 4.1. Desequilibrio estático Un par desbalanceado se presenta cuando el eje principal de inercia del rotor y el eje del árbol intersecan en el centro de gravedad del rotor pero no son paralelos, figura 4.2. Figura 4.2. Par desbalanceado El caso más común de desequilibrio es el dinámico. Esto ocurre cuando el eje principal no es paralelo ni interseca en el centro de gravedad de la pieza al eje del árbol. Este tipo de desequilibrio es una combinación de los anteriores:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 80 Figura 4.3. Desequilíbrio dinámico 4.2. EQUILIBRADO ESTÁTICO La configuración mostrada en la figura 4.4. se compone de una combinación de un disco y un eje, que descansa sobre rieles rígidos, de manera que el eje (que se supone perfectamente recto) pueda rodar sin fricción. Se fija un sistema de referencia xyz en el disco que se mueve con él, figura 4.4. Figura 4.4.Equilibrado estático Para determinar si el disco está estáticamente equilibrado: + Se hace rodar al disco suavemente impulsándolo con la mano. + Se deja rodar libremente al sistema eje-disco hasta que vuelve al reposo. + Se marca el punto más bajo de la periferia del disco. + Se repite la operación siete u ocho veces (dependiendo del nivel de confianza buscado en los resultados). + Si las marcas quedan dispersas al azar en lugares diferentes alrededor de la periferia de manera equiprobable, el disco se encuentra equilibrado estáticamente.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 81 + Si las marcas tienden a coincidir, el disco se encuentra estáticamente desequilibrado, lo que significa que el eje del árbol y el centro de masa del disco no coinciden. Esta situación de desequilibrio se puede visualizar de la siguiente manera: existe una pequeña masa de desequilibrio (magnitud del desequilibrio) que se encuentra desalineada en relación el eje del árbol (posición angular). Esta masa, cuando se deja rodar libremente al sistema, ejercerá un momento sobre el disco que desaparece sólo si la línea de acción de su peso pasa por el eje del disco. Esto se da cuado dicha masa hipotética está en el punto más bajo de la periferia del disco (o a 180°, pero ésta es una situación de equilibrio inestable, por lo que es muy poco probable que ocurra). La posición de las marcas respecto al sistema xy indica la ubicación angular del desequilibrio pero no su magnitud. Si se descubre que existe desequilibrio estático, se puede corregir eliminando material mediante una perforación en las marcas señaladas, o bien agregando masa a la periferia a 180º de la marca. Como no se conoce la magnitud del desequilibrio, estas correcciones se deberían hacer por tanteos. Pero si se introduce una masa de ensayo m, se puede determinar la corrección a introducir en el sistema: + Sea A la marca realizada en los ensayos anteriores y A’ el punto situado a 180º, AA’ es la vertical que pasa por la marca realizada en dichos ensayos. + Colocando una masa m en la periferia del disco (de radio r) según una dirección perpendicular a AA’, el rotor gira un ángulo ϕϕϕϕ, fácil de determinar experimentalmente. Este ángulo está relacionado con el balance de momentos debido a la masa del desequilibrio y a la masa de ensayo, es decir, está relacionado con la magnitud del desequilibrio. + Para equilibrar el sistema habrá que colocar en A’ una masa m* = m / tanθ
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 82 Figura 4.5. Equilibrado Estático (disco fino, en un plano) Si se montan un disco y un eje desequilibrados sobre cojinetes, y se hacen girar, aparecerá una fuerza centrífuga de inercia mrGω2 como se ve en la figura 4.6. Figura 4.6. Una fuerza centrífuga de inercia mrGω2 Esta fuerza actúa sobre el eje y aparecen reacciones giratorias en los cojinetes. Se establece la siguiente notación: + m: masa total del sistema. + mu: masa no equilibrada.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 83 + k: rigidez del eje (magnitud de la fuerza necesaria para flexionar al eje una distancia unitaria cuando se aplica en O) + c: coeficiente de amortiguamiento viscoso. Si se selecciona cualquier coordenada x normal al eje, se puede escribir la ecuación de movimiento y hallar el movimiento del punto O y el ángulo de fase: ……(4.1) ………(4.2) Si se designa a la excentricidad e = rG , se obtiene la relación de amplitudes de la vibración del conjunto de disco y eje girando …..(4.3) Volviendo a la figura 4.6, si se designa O como el centro del eje en el disco y G como el centro de masa del disco, y no se considera amortiguamiento, se puede llegar a conclusiones interesantes al representar gráficamente esta ecuación en la figura 4.7.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 84 Figura 4.7. Representación gráfica de la ec. 4.3 En la figura 4.7 también aparece la posición relativa de tres puntos, O, G y el eje de rotación en la intersección de las líneas de centro de los cojinetes, para distintas frecuencias de giro. Se ve que la amplitud del movimiento nunca vuelve a ser cero al aumentar la velocidad del eje, sino que alcanza un valor final de –rG. En este caso el disco se encuentra girando en torno a su propio centro de gravedad que entonces coincide con la línea central de los cojinetes. Los sistemas rotativos estáticamente desequilibrados generan vibraciones indeseables y reacciones giratorias en los cojinetes. Para resolver este problema, se puede reducir la excentricidad rG utilizando equipos de equilibrado estático aunque será imposible reducirla a cero. 4.3. DESEQUILIBRIO Y EQUILIBRADO La figura 4.8 representa un rotor en el que se podría suponer que se colocan dos masas iguales m1 y m2 en los extremos opuestos del rotor, y a distancias iguales r1 y r2 del eje de rotación. Se puede ver que el rotor se encuentra estáticamente equilibrado.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 85 Figura 4.8. Rotor con dos masas: m1 y m2 Si el rotor se hace girar a una velocidad angular, aparecerán actuando las fuerzas centrífugas m1rω2 y m2rω2 , respectivamente, en m1 y m2 sobre los extremos del rotor. Estas fuerzas centrífugas producirán dos reacciones desiguales en los cojinetes, FA y FB, y todo el sistema de fuerzas girará con el rotor a la velocidad angular ω Se ve que, el rotor puede estar estáticamente equilibrado y, al mismo tiempo, dinámicamente desequilibrado. En la figura 4.9, se presentan los dos casos de desequilibrio: + En la figura (a), se presenta un eje con desequilibrio estático. Cuando el rotor gira, las dos reacciones de los cojinetes están en el mismo plano y tienen la misma dirección. + En la figura (b), se ve un eje balanceado estática pero no dinámicamente. Cuando el rotor gira, el desequilibrio crea un par que tiene a voltear el rotor. Figura 4.9. a) Desequilibrio estático b) Balanceado estáticamente pero no dinámicamente En el caso más general, la distribución de la masa a lo largo del eje de la pieza depende de la configuración de la misma, pero también habrá que tomar en consideración los errores que se hayan podido producir al mecanizar la pieza. También puede provocar otros errores
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 86 o desequilibrios un calibrado inapropiado, la existencia de chavetas y el propio montaje. Por consiguiente, una pieza desequilibrada estará casi siempre desequilibrada tanto estática como dinámicamente. Para analizar cualquier sistema giratorio, se usan las ecuaciones de equilibrio. …….(4.4) Para representar en forma gráfica estas ecuaciones se construye un polígono de fuerzas, tomando la fuerza centrífuga en la dirección radial y proporcionales al producto m·r (el factor de proporcionalidad es ω2). El vector mC * RC que requiere el polígono para cerrarse indica la magnitud y la dirección de la corrección, figura 4.10. Figura 4.10. Representación gráfica de las ecs. (4.4) Con respecto a la ecuación de momentos, se toma una suma de momentos de las fuerzas centrífugas con respecto a algún punto, incluyendo las correcciones, y se construye el polígono de momentos, tomando como dirección del vector la radial, figuras 4.11 y 4.12. Esto es: ….(4.5)
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 87 Figura 4.11. Suma de momentos de las fuerzas centrífugas Figura 4.12. Polígono de momentos, tomando como dirección del vector la radial El verdadero diagrama se obtiene haciendo girar 90° este último y escalándolo con ω2. Si no se hace esto último, el vector de cierre mR IR RR del polígono empleado proporciona de forma directa, no sólo la magnitud sino la dirección de la corrección requerida para el plano elegido. ….(4.6)
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 88 4.4. MAQUINAS DE EQUILIBRADO ESTÁTICO La máquina para balancear debe indicar, en primer lugar, si una pieza está equilibrada. En caso de no estarlo, la máquina debe medir el desequilibrio, indicando su magnitud y ubicación. Las máquinas para balanceo estático se utilizan sólo para piezas cuyas dimensiones axiales son pequeñas (disco delgado), como por ejemplo: engranes, poleas, ruedas, levas, ventiladores, volantes e impulsores. Reciben también el nombre de máquinas de balanceo en un solo plano. Si se deben montar varias ruedas sobre un eje que va a girar, las piezas deberán equilibrarse estáticamente de forma individual antes de montarlas. El equilibrado estático es en esencia un proceso de pesado en el que se aplica a la pieza una fuerza de gravedad o una fuerza centrífuga. En el conjunto disco-eje ya visto, la localización del desequilibrio se encuentra con la ayuda de la fuerza de gravedad. Otro método sería hacer girar al disco a una velocidad predeterminada, pudiéndose medir las reacciones en los cojinetes y luego utilizar sus magnitudes para indicar la magnitud del desequilibrio. Como la pieza está girando cuando se realizan las mediciones, se usa un estroboscopio para indicar la ubicación de la corrección requerida. Para grandes cantidades de piezas, se puede utilizar un sistema de péndulo como el de la figura 4.13, el que proporciona tanto la magnitud como la ubicación del desequilibrio y en el que no es necesario hacer girar la pieza. La dirección de la inclinación da la ubicación del desequilibrio y el ángulo θ indica la magnitud. En el nivel universal, una burbuja, que se muestra en el centro, se mueve con el desequilibrio e indica tanto la ubicación como la magnitud de la corrección que es necesario introducir.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 89 Figura 4.13. Sistema de péndulo 4.5. MÁQUINAS DE EQUILIBRADO DINÁMICO El objetivo del balanceado dinámico es medir el par desequilibrado y agregar un nuevo par en la dirección opuesta y de la misma magnitud. Este nuevo par se introduce mediante la adición de masas en dos planos de corrección preseleccionados, o bien, mediante la eliminación de masas (haciendo perforaciones) en dichos dos planos. Para equilibrar dinámicamente un rotor, se debe medir la magnitud y ubicación angular de la masa de corrección para cada uno de los dos planos de corrección. Para ello hay tres métodos de uso general que son: bastidor basculante, punto nodal y compensación mecánica. 4.5.1. Bastidor basculante En la figura 4.14, se presenta un rotor a equilibrar montado sobre medios cojinetes o rodillos que están sujetos a una base soporte o bastidor basculante. El extremo derecho del rotor se conecta a un motor impulsor por medio de una articulación universal. Existe la posibilidad de hacer bascular el bastidor alrededor de cualquiera de los dos puntos (pivotes) que, a su vez, se ajustan para coincidir con los planos de corrección del elemento que se va a equilibrar.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 90 Figura 4.14. Rotor a equilibrar En el caso de la figura, el pivote izquierdo se muestra en la posición liberada, y el bastidor y el rotor a equilibrar pueden bascular libremente en torno al pivote derecho. En cada extremo del bastidor, se sitúan resortes y amortiguadores, y el conjunto constituye un sistema de un solo grado de libertad. Los resortes y amortiguadores se pueden hacer ajustables de manera que se pueda hacer coincidir la frecuencia natural del sistema con la velocidad del motor impulsor. En la figura se muestran también los indicadores de amplitud de desplazamiento situados en cada extremo del bastidor. Cuando los pivotes están situados en los dos planos de corrección, se puede fijar cualquiera de ellos y tomar lecturas de la magnitud y ángulo de ubicación de la corrección. Las lecturas obtenidas en un plano serán totalmente independientes de las mediciones tomadas en el otro plano de corrección, porque un desequilibrio en el plano del pivote fijado no tendrá momento alguno en torno al mismo. En efecto, un desequilibrio con el pivote de la derecha fijo es un desequilibrio corregible en el plano izquierdo de corrección y produce una vibración cuya amplitud se mide mediante el indicador izquierdo de amplitud. Cuando se introduce (o se mide) esta corrección, se libera el pivote de la derecha, se fija el de la izquierda y se hace otro conjunto de mediciones para el plano de corrección de la derecha, empleando el indicador de amplitud de la derecha. La relación ente la magnitud del desequilibrio y la amplitud medida viene dada por:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 91 ……(4.7) Donde: mur es el desequilibrio m es la masa del conjunto formado el bastidor y el rotor X es la amplitud del movimiento medida Esta ecuación muestra que la amplitud del movimiento X es directamente proporcional al desequilibrio mur. Con respecto al amortiguamiento, en las máquinas balanceadoras, se introduce el amortiguamiento deliberadamente con el fin de filtrar ruidos y otras vibraciones que pudieran afectar a los resultados. Además el amortiguamiento ayuda a mantener la calibración contra efectos de la temperatura y otras condiciones del medio ambiente. La figura 4.15 muestra que la máquina será más sensible cerca de la resonancia ω = ωn), puesto que, para un desequilibrio dado, en esta región se registra la máxima amplitud. Figura 4.15. Máquina será más sensible cerca de la resonancia ω = ωn En el esquema de la máquina balanceadora no se incluye un generador de señales armónicas (senoidales) que se puede conectar al motor impulsor. Si la onda senoidal generada se compara, con la onda establecida por uno de los indicadores de amplitud se observa la diferencia de fase que determina la ubicación angular del desequilibrio y que se mide con un fasímetro
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 92 La expresión para el ángulo de fase es: ……(4.8) En el gráfico anterior el parámetro es el amortiguamiento ξ. Esta curva muestra que, en la resonancia, el desplazamiento va detrás del desequilibrio un ángulo φ = 90°. 4.5.2. Punto nodal La separación de los planos de equilibrado utilizando un punto de vibración cero o mínima recibe el nombre de método del punto nodal de equilibrado y se ilustra en la figura 4.16. Figura 4.16. Método del punto nodal de equilibrado En la misma, el rotor que se va a balancear se muestra montado sobre cojinetes que están sujetos a un soporte que recibe el nombre de barra nodal. En principio, se supone que el elemento ya está equilibrado en el plano de corrección de la izquierda (plano A) y que todavía existe un desequilibrio en el plano derecho (plano B). Debido a este desequilibrio, se produce una vibración en todo el conjunto, haciendo que la barra nodal oscile en torno a algún punto O, ocupando alternativamente las posiciones CC y DD. En ese caso resulta fácil localizar el punto O, deslizando un reloj comparador (en la figura, indicador de carátula) a lo largo de la barra nodal y determinando el punto de movimiento cero o de movimiento mínimo, éste es el punto nulo o nodal. Este punto constituye el centro de oscilación para un centro de percusión situado en el plano de corrección de la derecha (plano B).
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 93 Se ha supuesto como hipótesis de partida que no existe desequilibrio en el plano de corrección de la izquierda, sin embargo, si existiera algún desequilibrio, su magnitud la daría el reloj comparador ubicado en el punto nodal que se acaba de determinar. Por lo tanto, al situar el reloj comparador en este punto nodal, se medirá el desequilibrio en el plano de la izquierda sin interferencia alguna del que exista en el plano de la derecha. De manera semejante, se puede encontrar otro punto nodal que sólo mida el desequilibrio en el plano de corrección de la derecha sin interferencia alguna delque existe en el plano de la izquierda. 4.5.3. Compensación mecánica Un rotor desequilibrado situado en una máquina de equilibrado desarrolla una vibración al girar. Se pueden introducir en la máquina de equilibrar fuerzas equilibrantes en cada plano de corrección que compensen exactamente las fuerzas que provocan la vibración. El resultado de introducir estas fuerzas será un rotor que funciona con suavidad. Al detenerse se miden la ubicación y magnitud de las fuerzas equilibrantes, para obtener la corrección exacta que se requiere. Este método recibe el nombre de compensación mecánica. Cuando se utiliza la compensación mecánica, no importa la velocidad del rotor durante el equilibrado debido a que el equipo estará calibrado para todas las velocidades. El equipo electrónico es simple, no requiere incluir amortiguamiento y la máquina es fácil de operar ya que el desequilibrio en ambos planos de equilibrado se mide simultáneamente, y la magnitud y ubicación se leen directamente. En la figura 4.17(a) se ve que al observar un extremo del rotor, se ve uno de los planos de corrección con el desequilibrio que se va a corregir representado con ω· r
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 94 Figura 4.17. En la figura 4.17(a) aparecen también dos pesos compensadores. Los tres pesos deben girar con la misma velocidad angular ω, pero se puede hacer variar la posición relativa entre ambos pesos compensadores, y en relación con el peso no equilibrado, por medio de dos controles: + El control de magnitud hace variar el ángulo α entre los pesos compensadotes. Da una lectura directa cuando se compensa el desequilibrio del rotor. + El control de ubicación cambia el ángulo β (posición angular de los pesos compensadores en relación con el desequilibrio). Cuando se compensa (equilibra) el rotor en este plano, un indicador en el control señala el desfase angular exacto del desequilibrio. Si, por ejemplo, la magnitud de la vibración se midiera eléctricamente y se presentara en un voltímetro, se aseguraría la compensación cuando la manipulación de los controles permitiera conseguir que la lectura en el voltímetro fuese cero. 4.6. BALANCEO “I N S I T U” Se puede equilibrar una máquina “in situ”, equilibrando un solo plano cada vez. En tal caso, sin embargo, los efectos cruzados y la interferencia de los planos de corrección a menudo requieren que se equilibre cada extremo del rotor dos o tres veces para alcanzar resultados satisfactorios. Además, algunas máquinas pueden llegar a necesitar hasta una hora para alcanzar su velocidad de régimen, y esto introduce más demoras en el procedimiento de balanceado.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 95 El equilibrado “in situ” es necesario para rotores muy grandes para los que las máquinas de equilibrado no resulten prácticas. Incluso, aun cuando los rotores de alta velocidad se equilibren en el taller durante su fabricación con frecuencia resulta necesario volverlos a equilibrar “in situ” debido a ligeras deformaciones producidas por el transporte, por fluencia o por altas temperaturas de operación. Se han desarrollado métodos de equilibrado en dos planos “in situ” que se pueden expresar haciendo uso del álgebra compleja y se resuelven con una calculadora programable. En el análisis que sigue se usarán letras en negrita para representar números complejos: ……..(4.9) En la figura 4.18, se supone que existen los desequilibrios desconocidos ML y MR en los planos de corrección izquierdo y derecho, respectivamente. Las magnitudes de estos desequilibrios son ML y MR y se localizan en los ángulos ΦR y ΦL a partir de la referencia de la rotación. Una vez que se hayan determinado estos desequilibrios, bastará con localizar sus negativos en los planos izquierdo y derecho para lograr el equilibrado. Los desequilibrios giratorios ML y MR producen perturbaciones en los cojinetes A y B. Los equipos comerciales para equilibrado “in situ” permiten medir las amplitudes y los desfasajes angulares de estas perturbaciones. Se usará la notación X = X/Φ, con los subíndices apropiados, para designar estas amplitudes. Figura 4.18. Rotor con pesos desconocidos ML y MR
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 96 En el equilibrado “in situ”, se llevan a cabo tres ensayos (Método de las tres carreras): + PRIMER ENSAYO. Se miden las amplitudes XA = X A /φ A y XB = X B /φ B en los cojinetes A y B, debidas sólo a los desequilibrios originales ML = ML /φ L y MR = MR /φ R + SEGUNDO ENSAYO. Se agrega la masa de ensayo mL = m L /θ L al plano de corrección de la izquierda y se miden las amplitudes XAL = X AL /φ AL y XBL = X BL /φ BL en los cojinetes izquierdo y derecho (A y B), respectivamente. + TERCER ENSAYO. Se elimina la masa de ensayo mL = mL /θ L y se añade la masa de ensayo mR = mR /θ R en el plano de corrección del lado derecho, midiéndose nuevamente las amplitudes en los cojinetes: XAR = X AR /φ AR y XBR = X BR /φ BR . (En las pruebas anteriores, el término “masa de ensayo” significa lo mismo que desequilibrio de ensayo, si se utiliza una distancia unitaria desde el eje de rotación) Para desarrollar las ecuaciones para el desequilibrio se define primero el concepto de rigidez compleja. Se entiende como tal, a la amplitud que resultaría en cualquiera de los cojinetes debida a un desequilibrio unitario ubicado en la intersección de la marca de referencia giratoria (desfase nulo) y uno de los planos de corrección. Por tanto, es necesario encontrar las rigideces complejas (AL, BL) y (AR, BR) debidas a un desequilibrio unitario ubicado en la intersección de la marca de referencia giratoria los planos L y R, respectivamente. Conocidas las rigideces, y de acuerdo con los tres ensayos descritos anteriormente, se podrían escribir las siguientes de ecuaciones complejas: …………(4.10) Realizados los tres ensayos, las rigideces serán las únicas incógnitas en estas ecuaciones:
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 97 ………(4.11) Una vez determinadas las rigideces, y de acuerdo con la definición de rigidez compleja, del primer ensayo se tiene: ……..(4.12) Y resolviendo simultáneamente este par de ecuaciones, pueden determinarse los desequilibrios incógnitas en ambos planos de equilibrado: ……(4.13) 4.7. ROTORES RÍGIDOS Y FLEXIBLES 4.7.1. Rotores flexibles La dificultad del balanceo de rotores muy grandes recae en el hecho de que se flexionan a medida que se alcanza la velocidad de servicio. A velocidades bajas (300 -1000 rpm) rotan con deflexión casi nula y se dice que se encuentran rotando en “modo rígido”. Muchos rotores no salen del mismo. Cuando la velocidad de servicio máxima hace que las fuerzas centrífugas sean importantes, se requieren otras observaciones en el momento del balanceo. Cuando la velocidad de servicio se acerca a la crítica, se tienen las máximas amplitudes y vibraciones. Dependiendo de la velocidad, la flexión del rotor será la del primero o segundo armónico (en el segundo armónico se registran amplitudes menores).
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 98 Figura 4.19. De cualquier manera, los rotores flexibles pueden ser balanceados a velocidades bajas utilizando métodos especiales. Estos rotores se denominan “cuasi rígidos” o clase 2 (los rotores rígidos son clase 1, y los realmente flexibles son clase 3). -Rotores cuasi rígidos Los rotores de turbinas de reacción son flexibles. Generalmente, los rotores flexibles deben ser balanceados a altas velocidades, sin embargo, los rotores de turbinas de reacción, por ejemplo, pueden ser balanceados a bajas velocidades, utilizando procesos en los que todas las partes rotantes individuales son balanceadas antes del montaje. Luego, los módulos (turbina de baja y compresor, turbina de alta y compresor y ventilador) son balanceados como componentes y finalmente son montados para formar la turbina completa. Los discos individuales, sellos y demás partes, son normalmente balanceados en máquinas verticales de un solo plano (se prefieren las máquinas verticales porque permiten cargar y descargar las partes más convenientemente) La norma API 610 7ª Edición describe dos métodos específicos para balancear rotores grandes y con varios módulos y establece que los elementos rotantes, una vez ensamblados, pueden ser balanceados dinámicamente en varios planos a velocidades bajas. Figura 4.20
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 99 El balanceo secuencial o “Procedimiento A” establece que se deben balancear dinámicamente los elementos rotantes luego de la adición de no más de dos componentes principales. El balanceo debe hacerse solamente sobre los elementos agregados. Correcciones menores de otros componentes pueden requerirse en el ajuste final con las partes completamente ensambladas. La idea de este procedimiento es eliminar los momentos internos en el ensamblado del rotor. Al ensamblar las partes sin balanceos intermedios el resultado puede ser el que se ilustra, con la correspondiente flexión del rotor durante una velocidad de servicio cercana a la crítica, que provocaría un nuevo desequilibrio. Se busca también poder realizar el balanceo sin necesidad de contar con una máquina que provea la potencia necesaria para mover el rotor a ola velocidad de servicio. Figura 4.21. El árbol debería ser balanceado antes de comenzar el ensamblado de las piezas, ya que si no se corre el riesgo de colocar una gran cantidad de masa innecesaria cerca de los apoyos, como muestra la figura. Figura 4.22.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 100 Lo mismo ocurre con los desequilibrios estáticos del árbol: Figura 4.23. El “Procedimiento B” prescribe que todos los componentes importantes deben ser balanceados antes del ensamblado y no se permiten correcciones en el rotor ensamblado.
  • FES-CUAUTITLÁN Mtro. FELIPE DÍAZ DEL CASTILLO R. 101 BIBLIOGRAFÍA 1. F u n d a m e n t o s d e l a s v i b r a c i o n e s m e c a n i c a s César Guerra, Miguel Carrola y Jose de J. Villalobos F I M E U A N L . 2 0 0 5 2. DISEÑO DE MAQUINARIA Robert L. Norton McGraw-Hill. México. 3. Balanceo de ejes. Andréa Torroba. U n i v e r s i d a d de B u e n o s A i r e s – F a c u l t a d de I n g e n i e r í a. 2003