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Diseño de tutor para análisis de vibraciones mecánicas

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Academic year: 2020

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(1)DISEÑO DE TUTOR PARA ANÁLISIS DE VIBRACIONES MECANICAS. JUAN CARLOS GARCIA HERNANDEZ. ASESOR CARLOS FRANCISCO RODRIGUEZ. UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERIA DEPARTAMENTO DE MECANICA BOGOTA D.C. 2003.

(2) CONTENIDO. INTRODUCCIÓN. 1. 1. LAS VIBRACIONES MECANICAS: ESTUDIO E IMPORTANCIA 2. VIBRACIONES MECANICAS: DEFINICIONES ,CLASIFICACIONES 2.1 ANALISIS DE FOURIER DE UNA FUNCION PERIÓDICA 2.2 VIBRACION POR DESBALANCE 2.3 VIBRACION POR FALTA DE ALINEAMIENTO Y POR AFLOJAMIENTO 2.4 VIBRACION EN BANDAS DE ACCIONAMIENTO 3. EVALUACIÓN DE LA SEVERIDAD VIBRATORIA 3.1 ALCANCE DEL ANÁLISIS 3.2 PROCEDIMIENTO DE MEDICION Y CONDICIONES DE OPERACIÓN 4. DISEÑO DEL TUTOR 4.1 CALCULOS DE LOS ELEMENTOS 4.2 PRUEBAS DE FUNCIONAMIENTO 4.3 VIBRACION CAUSADA POR DESBALANCE 4.4 VIBRACION CAUSADA POR DESALINEAMIENTO 5. FALLO EN MONTAJES ROSCADOS 5.1 ENSAYO DE CHOQUE EN UNION ROSCADA 5.2 CONCLUSIONES ILUSTRACIONES DEL TUTOR. 1. 2 4 7 7 9 10 10 11 14 16 25 25 29 31 32 35 36.

(3) INTRODUCCIÓN.. El estudio de las vibraciones mecánicas se ha convertido en algo esencial para el estudiante de ingeniería mecánica ya que el buen funcionamiento de maquinaria mecánica esta relacionado en muchos casos con su comportamiento vibratorio. La importancia de tener un dispositivo para el análisis de vibraciones es que permite evidenciar el fenómeno de una forma muy sencilla al tiempo que permite generar experimentos controlados, de esta manera se pueden observar relaciones entre variables que están presentes en un sistema mecánico, el tutor debe ser de fácil manejo y dotado de mecanismos que permitan observar la mayor cantidad de fenómenos vibratorios, debe ser robusto y compacto ,con lo cual el desarrollo de la geometría de las piezas que lo integran es primordial, el tutor desarrollado actualmente permite hacer pruebas de desalineamiento, desabalance y fallo en montajes roscados , tiene la posibilidad de agregar elementos para realizar pruebas en bandas de accionamiento y mecanismos reciprocantes. OBJETIVOS. • • • •. Poder visualizar de forma sencilla fenómenos causantes de comunes fallas en maquinaria como lo es el desbalanceo, desalineamiento y aflojamiento mecánico ( por medio de un estudio de sujeción de carga en una junta roscada). Comprender fenómenos como velocidad critica en ejes. Generar tanto dealineamientos como desbalances en el sistema y observar su influencia sobre el sistema, para poder tener un programa de control en las frecuencia en que son críticos sus efectos. Observar las dificultades que se presentan en un montaje roscado bajo condiciones de choques aplicados que asimila una condición de holgura mecánica.. A lo largo de este documento se muestra una breve reseña de la teoría de vibraciones y de los fenómenos que se analizaron por medio del tutor desarrollado con los resultados obtenidos con el fin de que estos puedan ser complementados con resultados de otros dispositivos que en el futuro se implementen en el tutor y así poder llevar todos estos resultados hacia la creación de un programa de mantenimiento preventivo basado en análisis de vibraciones mecánicas..

(4) 1. LAS VIBRACIONES MECANICAS: HISTORIA, ESTUDIO E IMPORTANCIA.. Desde que aparecieron los primeros instrumentos musicales, en especial los de cuerda, la gente ya mostraba un interés por el estudio del fenómeno de las vibraciones, por ejemplo, Galileo encontró la relación existente entre la longitud de cuerda de un pendido y su frecuencia de oscilación, además encontró la relación entre la tensión, longitud y frecuencia de vibración de las cuerdas. Estos estudios y otros posteriores ya indicaban la relación que existe entre el sonido y las vibraciones mecánicas. A través de la historia, grandes matemáticos elaboraron importantes aportaciones que hicieron del fenómeno de las vibraciones toda una ciencia, tan así que hoy en día se ha convertido en una de las mas estudiadas y aplicadas en la industria. El buen funcionamiento de los amortiguadores de un automóvil, mal aislamiento de maquinaria que pueda dañar la infraestructura de la misma y zona aledaña, ruido causada por maquinaria. Son ejemplos de algunos ejemplos. Un fenómeno de la cual las maquinas temen es la llamada resonancia, cuyas consecuencias pueden ser serias. Por otro lado el buen funcionamiento de la maquinaria industrial es un fenómeno que requiere de una constante inspección, es decir, el mantenimiento predictivo; este juega un papel importante en el crecimiento económico de una empresa, ya que predecir una falla es sinónimo de programación de eventos que permite a la empresa decidir el momento adecuado para detener la maquina y darle el mantenimiento. El análisis de vibración juega un papel importante en el mantenimiento predictivo, este consiste en tomar medida de vibración en diferentes partes de la maquina y analizar su comportamiento.. 2. LAS VIBRACIONES MECANICAS DEFINICIONES, CLASIFICACIONES.. El estudio de las vibraciones mecánicas también llamado, mecánica de las vibraciones, es una rama de la mecánica, o mas generalmente de la ciencia, estudia los movimientos oscilatorios de los cuerpos o sistemas y fuerzas asociadas con ella. Definición (a) Vibración: es el movimiento de vaivén que ejercen las partículas de un cuerpo debido a una excitación. Existe una relación entre el estudio de las vibraciones mecánicas del sonido, si un cuerpo sonoro vibra el sonido escuchado esta estrechamente relacionado con la vibración mecánica, por ejemplo una cuerda de guitarra vibra produciendo el tono correspondiente al # de ciclos por segundo de vibración. Para que un cuerpo o sistema pueda vibrar debe poseer características potenciales y cinéticas. Nótese que se habla de cuerpo y sistema si un cuerpo no tiene la capacidad de.

(5) vibrar se puede unir a otro y formar un sistema que vibre (Kelly, A, pg 60); por ejemplo, una masa y resorte donde la masa posee características energéticas cinéticas, y el resorte, características energéticas potenciales. Otro ejemplo de un sistema vibratorio es una masa y una cuerda empotrada de un extremo donde la masa nuevamente forma la parte cinética y el cambio de posición la parte potencial. Definición (b) Vibración mecánica: es el movimiento de vaivén de las moléculas de u cuerpo o sistema debido a que posee características energéticas cinéticas y potenciales. En cualquiera que sea el caso, la excitación es el suministro de energía. Como ejemplos de excitación instantánea tenemos el golpeteo de una placa, el rasgueó de las cuerdas de una guitarra el impulso y deformación inicial de un sistema masa resorte, etc. Como ejemplo de una excitación constante tenemos el intenso caminar de una persona sobre un puente peatonal, un rotor desbalanceado cuyo efecto es vibración por desbalance , el motor de un automóvil. Hay varias formas de clasificar el estudio de las vibraciones mecánicas. Vibración libre: es cuando un sistema vibra debido a una excitación instantánea. Vibración forzada: es cuando un sistema vibra debida a una excitación constante. Esta importante clasificación dice que un sistema vibra libremente solo si existen condiciones iniciales, ya sea que se suministre la energía por medio de un pulso ( energía cinética) o debido a que posee energía potencial, por ejemplo deformación inicial de un resorte. Esta energía es disipada por el fenómeno llamado amortiguación, que en ocasiones es despreciable. Aun cuando la energía es disipada durante la vibración, en el caso de la vibración forzada esta descompensada por la excitación constante. Vibración amortiguada: es cuando la vibración de un sistema es disipada. Vibración no amortiguada: es cuando la disipación de energía se puede utilizar para su estudio. El amortiguamiento es un sinónimo de la perdida de energía de sistemas vibratorios. Este hecho puede aparecer como parte del comportamiento interno de un material, de rozamiento, o bien, un elemento físico llamado amortiguador. Vibración lineal: si los componentes básicos de un sistema tienen un comportamiento lineal la vibración resultante es lineal. Vibración no lineal: se produce si alguno de sus componentes se comporta como no lineal. El comportamiento lineal de un elemento facilita su estudio, en la realidad todo elemento se comporta como no lineal pero los resultados de su estudio difieren, en su mayoría, a los realizados si se consideran como elementos lineales. Cuando el comportamiento vibratorio de un sistema se puede representar por medio de una ecuación matemática entonces se dice que la vibración es deterministica, pero si se tiene que determinar por ecuaciones probabilísticas entonces la vibración es probabilística.(fig 1.1) Si el comportamiento determinístico se repite de igual forma después de cierto tiempo entonces la vibración es periódica, de la contrario es no periódica..

(6) (FIG 1.1)COMPORTAMIENTO DETERMINISTICO DE VIBRACION Lo anterior adquiere importancia ya que el análisis de los armónicos de una señal nos puede revelar posibles fallas en una maquinaria.. 2.1 ANALISIS DE FOURIER DE UNA FUNCION PERIODICA. Toda función f(t) periódica de periodo P, se puede representar en forma de una suma infinita de funciones armónicas, es decir:. donde a0, a1, ...ai ... y b1, b2, .... bi .... son los denominados coeficientes de Fourier. Toda función periódica de periodo P, se puede transformar en una función periódica de periodo 2p, mediante un simple cambio de escala en el eje t. Escribiendo x=wt, tendremos el periodo P de t convertido en el periodo 2p de x, y la función f(t) convertida en. definida en el intervalo que va de [ -p a,+ p]. La serie se expresa en la forma más simple. donde. Si la función g(x) tiene simetría, algunos de los coeficientes resultan nulos. • • •. Si g(x) es una función par, g(x)=g(-x), los términos bi son nulos Si g(x) es impar g(x)=-g(-x), los coeficientes ai son nulos Si g(x) es alternada, g(x+p)=-g(-x), la serie solamente consta de términos armónicos impares..

(7) Entonces lo que hace un analizador de espectros que trabaja con la transformada rápida de Fourier es capturar una señal desde una máquina, luego calcula todas las series de señales sinusoidales que contiene la señal compleja y por último las muestra en forma individual en el eje x de la frecuencia. En la siguiente ilustración de tres dimensiones puede notarse claramente la señal compleja (en color verde), capturada desde una máquina. A dicha señal se le calculan todas las series de señales sinusoidales en el dominio del tiempo (vistas en azul) y por último se muestra cada una en el dominio de la frecuencia (vistas en rojo). La figura 8 muestra una señal en el dominio del tiempo y su correspondiente en el dominio de la frecuencia.. (FIG 1.2)SEÑALES EN DOMINIO DE TIEMPO Y FRECUENCIA MEDIANTE USO DE TRANSFORMADA DE FOURIER.. La amplitud desde el punto de vista de las vibraciones es cuanta cantidad de movimiento puede tener una masa desde una posición neutral. La amplitud se mide generalmente en valores pico-pico para desplazamiento y valores cero-pico y RMS para velocidad y aceleración..

(8) (FIG 1.3) ILUSTRACIÓN DE AMPLITUD DE ONDA La fase realmente es una medida de tiempo entre la separación de dos señales, la cual puede ser relativa o absoluta. Generalmente es encontrada en grados. La figura siguiente muestra dos señales sinusoidales de igual amplitud y período, pero separadas 90 grados, lo cual indica que ambas curvas están desfasadas 90 grados.. (FIG 1.3) ILUSTRACIÓN DE FASE DE ONDA Frecuencia natural.:es la frecuencia propia de un cuerpo o sistema al poseer elementos elásticos e inerciales. Es la frecuencia resultante de la vibración libre. Resonancia: Ocurre cuando la velocidad de una fuerza conducida iguala la frecuencia natura de una estructura o una parte de ella. Puede causar dramáticas amplificaciones de la amplitud lo que puede terminar en fallas prematuras y posiblemente catastróficas.

(9) 2.1 VIBRACION POR DESBALANCE. El desbalance de la maquinaria es una de las causas más comunes de la vibración. Los datos arrojados por un estado de desbalance indican: 1.La frecuencia de vibración se manifiesta a 1x las rpm de la pieza desbalanceada. 2.La amplitud es proporcional a la cantidad de desbalance. 3.La amplitud de la vibración es normalmente mayor en el sentido de medición radial, horizontal o vertical (en las maquinas con ejes horizontales). 4.La fase se desplazará 90º si se desplaza el captador 90º. Nota: El desbalance de un rotor saliente a menudo tiene como resultado una gran amplitud de la vibración en sentido axial, al mismo tiempo que en sentido radial. PANDEO EJE Más común en ejes largos. Se produce por esfuerzos excesivos en el eje.. Genera Vibración AXIAL alta con diferencia de fase de 180 grados medida en los dos soportes del rotor.. 2.3 VIBRACION POR FALTA DE ALINEAMIENTO. En la mayoría de los casos los datos derivados de una condición de falta de alineamiento indican lo siguiente: 1.La frecuencia de vibración es de 1x rpm; también 2x y 3x rpm en los casos de una grave falta de alineamiento. 2.La amplitud de la vibración es proporcional a la falta de alineamiento. 3. La amplitud de la vibración puede ser alta también en sentido axial, además de radial. 4. El análisis de fase muestra lecturas de fase inestables. La falta de alineamiento, aun con acoplamientos flexibles, produce fuerzas tanto radiales como axiales que, a su vez, producen vibraciones radiales y axiales..

(10) Uno de los indicios más importantes de problemas debidos a falta de alineamiento y a ejes torcidos es la presencia de una elevada vibración en ambos sentidos, radial y axial. En general, cada vez que la amplitud de la vibración axial sea mayor que la mitad de la lectura radial más alta, hay un buen motivo para sospechar la existencia de un problema de alineamiento o eje torcido (Mobley, R.K, pg 84). Los tres tipos básicos de falta de alineamiento en el acoplamiento son: angular, en paralelo y una combinación de ambos. Una falta de alineamiento angular conduce principalmente a los ejes de la máquina accionadora y accionada a una vibración axial igual a la velocidad de rotación (rpm) del eje. La falta de alineamiento en paralelo produce principalmente vibración radial con una frecuencia igual al doble de la velocidad de rotación del eje.. 2.3 VIBRACION POR AFLOJAMIENTO. El aflojamiento mecánico y la acción de golpeo (machacado) resultante producen vibración a una frecuencia que a menudo es 2x, y también múltiplos más elevados, de las rpm. La vibración puede ser resultado de pernos de montaje sueltos, de holgura excesiva en los rodamientos, o de fisuras en la estructura o en el pedestal de soporte. La vibración característica de un aflojamiento mecánico es generada por alguna otra fuerza de excitación, como un desbalance o una falta de alineamiento. Sin embargo, el aflojamiento mecánico empeora la situación (Beards C.F, pg 172), transformando cantidades relativamente pequeñas de desbalance o falta de alineamiento en amplitudes de vibración excesivamente altas. Corresponde por lo tanto decir que el aflojamiento mecánico permite que se den mayores vibraciones de las que ocurrirían de por sí, derivadas de otros problemas. DESGASTE O JUEGO: Producido frecuentemente por desgaste de bujes o aflojamiento de manguitos. El espectro muestra presencia de armónicos a velocidad nominal. Para corregir el problema debe reemplazarse el buje o manguito..

(11) 2.4 VIBRACION POR BANDAS DE ACCIONAMIENTO. Las bandas de accionamiento del tipo en “V” gozan de mucha popularidad para la transmisión del movimiento puesto que tienen una alta capacidad de absorción de golpes, choques y vibraciones. Los problemas de vibración asociados con las bandas en “V” son clasificados generalmente por: • •. Reacción de la banda a otras fuerzas, originadas por el equipo presente, que causan alteraciones. Vibraciones creadas por problemas de la banda en sí.. Las bandas en “V” son consideradas a menudo como fuente de vibración porque es tan fácil ver las bandas que saltan y se sacuden entre poleas. Por lo general, el reemplazo de las bandas es a menudo una de las primeras tentativas de corrección de los problemas de vibración. Sin embrago es muy posible que la banda esté sencillamente reaccionando a otras fuerzas presentes en la maquina. En tales casos las banda es solamente un indicador de que hay problemas de vibración y no representan la causa misma. La frecuencia de vibración de las bandas es el factor clave en la determinación de la naturaleza del problema. Si la banda está sencillamente reaccionando a otras fuerza de alteración, tales como desbalance o excentricidad en las poleas, la frecuencia de vibración de la banda será muy probablemente igual a la frecuencia alterante(Den, H.P, pg 59).Esto significa que la pieza de la maquina que realmente está causando el problema aparecerá estacionaria bajo la luz estroboscópica del analizador. Nota: Si es defecto de la banda la frecuencia de vibración será un múltiplo integral 1,2,3 ó 4 de las rpm de la banda. El múltiplo verificado dependerá de la naturaleza del problema y de la cantidad de poleas, sea de accionamiento como locas, presentes en el sistema. Es fácil determinar las F crítica de una banda de la siguiente manera: F crítica de la banda = (3.14 x diám. de la polea x rpm de la polea)/ longitud de la banda..

(12) 3. EVALUACION DE LA SEVERIDAD VIBRATORIA. Frecuentemente se encuentran fallas en las máquinas rotatorias cuya causa son las vibraciones. Esto ha ido en aumento debido por un lado a la demanda de máquinas que trabajen con mayores velocidades y cargas y al menor costo posible para ser competitivas en el mercado, y por otro lado a requerimientos de mayor tiempo de operación continua entre operaciones de mantenimiento. En consecuencia para asegurar un funcionamiento continuo de la máquina en forma segura y confiable están siendo especificados requerimientos vibratorios de la maquina cada vez más restrictivos. Lo que realmente importa para aumentar la vida de la maquina, es disminuir el valor de las fuerzas dinámicas ( y también estáticas) actuando sobre la máquina que producen fatiga y desgaste en los apoyos, engranajes y otros componentes de ella. Como en la mayoría de los casos es difícil, sino imposible, se evalúa a través de las vibraciones, las cuales son simplemente un efecto secundario. Obviamente las vibraciones medidas en la máquina dependen de las fuerzas dinámicas que actúan sobre ella, pero además dependen de la movilidad o impedancia mecánica del sistema maquina soporte, las cuales dependen de la rigidez y masa de la carcasa y soporte de la máquina. Una misma fuerza centrífuga generara diferentes niveles vibratorios en la maquina dependiendo de su impedancia o movilidad mecánica. En un sistema soporte-maquina poco rígido podría generar por ejemplo valores pico de ls vibración de 6mm/s, mientras que en otro sistema soporte-maquina mas rígido pueden generar valores vibratorios de 0.5 mm/s, siendo la misma fuerza.. 3.1 ALCANCE DEL ANÁLISIS:. Dar una evaluación de la vibración medida en la superficie de la maquina, sobre sus descansos o en los puntos de montaje, en el rango de frecuencias de 10 a 1000 Hz. Las vibraciones medidas en la superficie de la maquina solo pueden proveer una indicación de los esfuerzos vibratorios dentro de la maquina, y no necesariamente reflejan esfuerzos reales de las partes criticas, ni tampoco aseguraran que no ocurran excesivos esfuerzos vibratorios debidos por ejemplo a resonancias locales. En particular, las vibraciones torsionales de las partes rotatorias no siempre generaran vibraciones medibles en la superficie de la maquina..

(13) 3.2 PROCEDIMIENTO DE MEDICION Y CONDICIONES DE OPERACIÓN. Equipos de medición. Antes de realizar las mediciones se debe asegurar que el instrumento de medición estregara el valor RMS de la velocidad vibratoria en el rango de frecuencias de 10 a 1000Hz.Además se debe verificar que el instrumento y sensor de vibraciones soportaran las condiciones ambientales tales como: *Temperatura *Campos magnéticos *Longitud del cable *Orientación del sensor: debe ponerse en que el sensor esté correctamente montado y que su presencia no altere las vibraciones de la máquina. Puntos de medición. Hay al menos un punto en la máquina (descansos) donde es importante conocer si existe una vibración significativa. Otro punto importante es en los pies de la máquina, es decir, en los puntos de unión a la fundación. Las mediciones deben ser realizadas sobre cada descanso principal de la máquina, en las direcciones radiales(vertical y horizontal) y en la dirección axial (Fig 3.1). Se debe asegurar que las medidas representan la vibración de la caja y de los descansos y no incluyan una resonancia local. Condiciones de operación. Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la máquina funcionando bajo condiciones nominales como voltaje, flujo, presión, carga. En máquinas con velocidad variable, las mediciones deberán realizarse en las condiciones extremas. Los valores medidos máximos serán considerados como representativos de la severidad de la vibración..

(14) SENSOR SENSOR. SENSOR. (FIG 3.1) PUNTOS DE MEDICION DE VIBRACION En este tutor vamos a realizar pruebas de desalineamiento, desbalance y aflojamiento mecánico, la geometría esta diseñada para que el sistema tenga una frecuencia natural pequeña, de manera que los instrumentos con los que contamos en el laboratorio sean suficientes para la medida de la onda vibratoria producida, se encontró dificultad en algunos mecanizados por que las piezas son muy pequeñas ,para el diseño utilice la teoría de deflexión de materiales con adición de el método de Dukeley-Kull ( G. W. VAN SANTEN. pg 48) para determinar la velocidad critica en el sistema de dos discos, teoría de falla y fatiga para el diseño del eje principal, momento de inercia para observar como cambia la posición del centro de gravedad al extraer insertos de los disco Severidad vibratoria. Basándose en consideraciones teóricas ,se procedió a formular unos rangos de severidad vibratoria para el tutor de análisis de vibraciones, esta es una maquina pequeña. Se considera que se produce un cambio significativo en la respuesta vibratoria cuando esta cambia en la razón de 1:1.6,es decir que se produce un cambio en el nivel vibratorio cuando las vibraciones cambian en un 60% aproximadamente. También se establece que se produce un cambio en la condición de la máquina cada vez que se producen dos cambios en el nivel vibratorio de la maquina (1.6*1.6=2.56),es decir cuando la vibración aumenta en aproximadamente 2.5 veces..

(15) Partiendo de esto se obtuvieron los siguientes rangos de severidad para una maquina pequeña:. Rango de velocidad efectiva RMS (mm/s) 0.18 a 0.28. Tipo de maquina-Calidad de Vibración Maquinas pequeñas con potencias de hasta 15Kw (21Hp). 0.45 a 0.71. Calidad A-BUENA El nivel vibratorio le permitirá a la maquina funcionar en el largo plazo libre de problemas. La vibración no disminuirá la vida nominal esperada en los componentes de la maquina.. 0.71 a 1.12. Calidad B-SATISFACTORIA. 0.28 a 0.45. 1.12 a 1.8 1.8 a 2.8. Calidad C-INSATISFACTORIA. 2.8 a 4.5 4.5 a 7.1 7.1 a 11.2. Calidad D-INACEPTABLE La vida teórica especificada para los elementos de la maquina disminuirá significativamente.. 11.2 a 18 18 a 28. Aislamiento de vibración.. Los soportes antivibración/aisladores de vibraciones están diseñados para reducir el nivel de vibración transmitido desde o a la maquinaria y el equipo. Aislamiento antivibratorio activo Busca la reducción de vibraciones y choques transmitida a la estructura por el funcionamiento de maquinaria dinámica como: compresores de aire y prensas mecánicas. Los soportes antivibratorios/aisladores de vibraciones proporcionan un apoyo elástico entre la máquina y la estructura del edificio. El grado de elasticidad de un aislador y de la carga estática aplicada determina la frecuencia propia de soporte de la máquina aislada. La eficacia del aislamiento de la vibración viene determinada por la relación entre la frecuencia perturbadora de la vibración y la frecuencia propia del aislador..

(16) El aislamiento puede obtenerse utilizando métodos elásticos o de muelles, los más comunes son los soportes y apoyos elastoméricos, muelles de acero o muelles neumáticos. Para el tutor se ensayo con el siguiente soporte antivibración:. (FIG 3.2) SOPORTE ANTIVIBRACION DEL TUTOR Este tipo de soporte cuenta con una dureza Shore de 60,esta elaborado en Neopreno. La goma de nitrilo NBR, que presenta una resistencia excelente ante el aceite y los productos químicos con propiedades amortiguadoras superiores pero con una mayor rigidez dinámica que el NBR.. 4. DISEÑO DEL TUTOR. El desarrollo de un tutor de vibraciones sale de la necesidad de crear un mecanismo compacto y de fácil operación para el desarrollos de experimentos controlados, de manera que sean de fácil reconocimiento fallas muy comunes en maquinaria y poder así comprender y desarrollar bases para un programa de mantenimiento. El proceso continua con la definición del problema, definiendo las condiciones para el tutor a desarrollar, dichas condiciones son las características y dimensiones del espacio que deberá ocupar ,también todas las limitaciones teniendo en cuenta que el tutor debe ser pequeño y compacto, esto pone limitaciones en los procesos de fabricación y en los acabados y precisión de las piezas..

(17) (FIG 4.1) ELEMENTOS PROVISTOS EN EL TUTOR Una vez definido el problema entramos en el análisis en si del tutor, que en primera instancia dejo ver que no era una solución optima, las geometrías inicialmente calculadas eran muy grandes, discos de acero de 6” de diámetro y un eje en acero de 1” de diámetro, los cálculos eran correctos pero este conjunto ofrecía una velocidad critica de 13000RPM, lo cual era poco practico pues el solo hecho de encontrar un motor para dar movimiento al sistema era ya de inicio un problema. Por ello el proceso de diseño se hace iterativo ,hasta encontrar unas geometrías que cumplan con nuestras expectativas planteadas inicialmente, los resultados fueron los siguientes: • DISCOS (2 UNIDADES) BASE (1 UNIDAD) Diámetro = 4 “ Grosor =1/4” Grosor = ¾” Dimensiones =15”*7” Material: Acero 1040 Material: Acero 1040 Sujeción a eje principal: Tornillo prisionero Perforaciones cada 45° con broca de ¼” • EJE PRINCIPAL ( 2 UNIDADES) POLEAS (2 UNIDADES) Diámetro =1/2” Diámetro polea mayor =2” Longitud = 17” Diámetro polea menor =1.5” Material: Acero 1040 DESCRIPCIÓN DE ELEMENTOS: DISCOS: Su función será permitir generar desbalanceo en su masa por medio de la extracción de insertos de ¼” ubicado cada 45° en una circunferencia interna de 1.75”, de esta manera se perturba el sistema. CHUMACERAS: Son los apoyos del sistema ,aloja a los rodamientos y es un punto importante para la observación de el movimiento vibratorio. EJE PRINCIPAL: Permite la transmisión de movimiento entre los disco, brinda elasticidad al sistema para que soporte una deflexión antes que el sistema entre en colapso y falle en la prueba de desbalance. BASE :Permite el soporte de todos los elementos, es un punto muy importante para la medición de la onda vibratoria y para aplicar aislamiento al sistema ..

(18) BANDA :Permite transmitir movimiento a un eje secundario para poder movilizar un mecanismo reciprocante, esta provista de un sistema para variar la tensión. Este conjunto de elementos teóricamente brindan una frecuencia natural de 31.8 Hz, luego de extraer insertos en los discos, se logra un desbalance y una frecuencia natural de 32.19Hz.La prueba con martillo de impacto entregó frecuencia natural de 30.3Hz luego de haber retirado 4 insertos y obtener el máximo desbalance.. 4.1 CALCULOS DE LOS ELEMENTOS.. A continuación se muestran los cálculos de deflexión estática para las masas indicadas anteriormente y también la máxima condición de desbalance encontrada al extraer insertos en los discos: a)CALCULO DE VELOCIDAD CRITICA DEL SITEMA-MATERIAL ACERO 1040 DIÁMETRO DE DISCO= 4” GROSOR DISCOS= ½” VOLUMEN DE DISCO=6.283 IN^3 MASA DISCO= 1.771 LB E ACERO=30E 6 PSI I = 3.067E-3 IN ^4 ROD A. DISC 1. 4.75”. DISC 2. 5.5”. ROD B. 4.75”. CALCULO DE DEFLEXION POR METODO DE DURKELEY-KULL( G. W. VAN SANTEN.pg 48) # ESTACION. X IN. M IN*LB. DIAM. M/EI. 1 INT M/EI. 2 INT M/EI. Y DEFLEX. 1. 0. 0. 0.5. 0. 0. 0. 0. 2.375. 4.206. 0.5. 4.57E-5. 5.43E-5.

(19) 2. 3. 4. 4.75. 8.412. 0.5. 9.13E-5. 2.17E-5. 7.5. 8.412. 0.5. 9.13E-5. 4.68E-4. 10.25. 8.412. 0.5. 9.13E-5. 7.19E-4. 12.625. 4.206. 0.5. 4.57E-5. 8.82E-4. 15. 0. 0.5. 0. 9.36E-4. 3.44E-4. 2.57E-3. 2.92E-3. 7.72E-3. 7.02E-3. 0. C1= (0-7022.39E-6)/(0-15)= 468.15 E-6 X´ST=(1.771)(2567.39E-6)^2+(1.771)(7717.09E-6)^2/(1.771)(2567.39E6)+(1.771)(7717.09E-6)=1.633E-4 m Wo=(G/X´ST)`^0.5=9.81/1.633E-4`^0.5=244.92 RAD/S=38.98 RPS=2338.9RPM. b)CALCULO DE VELOCIDAD CRITICA DEL SITEMA-MATERIAL ACERO 1040 DIÁMETRO DE DISCO= 4” GROSOR DISCOS=3/4” VOLUMEN DE DISCO=9.424 IN^3 MASA DISCO= 2.657 LB E ACERO=30E 6 PSI I = 3.067E-3 IN ^4 ROD A. DISC 1. 4.75”. DISC 2. 5.5”. ROD B. 4.75”. CALCULO DE DEFLEXION POR METODO DE DURKELEY-KULL( G. W. VAN SANTEN. pg48 ) # ESTACION. X IN. M IN*LB. DIAM. M/EI. 1 INT M/EI. 2 INT M/EI. Y DEFLEX. 1. 0. 0. 0.5. 0. 0. 0. 0.

(20) 2. 3. 4. 2.375. 6.312. 0.5. 6.86E-5. 8.15E-5. 4.75. 12.624. 0.5. 1.37E-5. 3.26E-5. 7.5. 12.624. 0.5. 1.37E-5. 7.03E-4. 10.25. 12.624. 0.5. 1.37E-5. 1.08E-4. 12.625. 6.312. 0.5. 6.86E-5. 1.32E-4. 15. 0. 0.5. 0. 1.41E-4. 5.16E-4. 3.86E-3. 4.38E-3. 1.16E-3. 1.05E-3. 0. C1= (0-10547E-6)/(0-15)= 703.13 E-6 X´ST=(2.567)(3855.77E-6)^2+(2.567)(11590.26E-6)^2/(2.567)(3855.77E6)+(2.567)(11590E-6)=2.453E-4 m Wo=(G/X´ST)`^0.5=9.81/2.453E-4`^0.5=199.85 RAD/S=31.8 RPS=1908RPM. c)RECALCULO DE VELOCIDAD CRITICA DEL SITEMA-SITUACION MÁXIMO DESBALANCE –MATERIAL ACERO 1040 DIÁMETRO DE DISCO= 4” GROSOR DISCOS=3/4” VOLUMEN DE DISCO=9.424 IN^3 MASA DISCO= 2.657 LB-4*M INSERTO=2.5947 LB. E ACERO=30E 6 PSI I = 3.067E-3 IN ^4 ROD A. DISC 1. 4.75”. DISC 2. 5.5”. ROD B. 4.75”.

(21) CALCULO DE DEFLEXION POR METODO DE DURKELEY-KULL( G. W . VAN SANTEN. pg 48) # ESTACION. X IN. M IN*LB. DIAM. M/EI. 1 INT M/EI. 2 INT M/EI. Y DEFLEX. 1. 0. 0. 0.5. 0. 0. 0. 0. 2.375. 6.1624. 0.5. 6.70E-5. 7.95E-5. 4.75. 12.324. 0.5. 1.34E-5. 3.18E-5. 5.04E-4. 3.76E-3. 7.5. 12.324. 0.5. 1.34E-5. 6.86E-4. 10.25. 12.324. 0.5. 1.34E-5. 1.05E-4. 4.28E-3. 1.13E-3. 12.625. 6.1624. 0.5. 6.70E-5. 1.29E-4. 15. 0. 0.5. 0. 1.37E-4. 1.03E-3. 0. 2. 3. 4. C1= (0-10296E-6)/(0-15)= 686.42 E-6 X´ST=(2.5947)(3764.13E-6)^2+(2.5947)(11314.8E-6)^2/(2.5947)(3764.13E6)+(2.5947)(11314.8E-6)=2.395E-4 m Wo=(G/X´ST)`^0.5=9.81/2.395E-4`^0.5=262.27 RAD/S=32.19 RPS=1931.4RPM d)DESBALANCE SEGUN EXTRACCION DE INSERTOS EN LOS DICOS. CASO 1 Y. Y´ = SUMATORIA ( Y´* A)/SUMATORIA (A)=1.9931 X´ = SUMATORIA ( X´* A)/SUMATORIA (A)=2 R = 0.0068 LAUBICACION DE Y´ Y X´ SE TOMA DESDE EL CENTRO GEOMÉTRICO DEL DISCO. X.

(22) CASO 2 Y. Y´ = SUMATORIA ( Y´* A)/SUMATORIA (A)=1.9882 X´ = SUMATORIA ( X´* A)/SUMATORIA (A)=1.9951 R = 0.0127 LAUBICACION DE Y´ Y X´ SE TOMA DESDE EL CENTRO GEOMÉTRICO DEL DISCO. X. CASO 3 Y. Y´ = SUMATORIA ( Y´* A)/SUMATORIA (A)=1.9833 X´ = SUMATORIA ( X´* A)/SUMATORIA (A)=2 R = 0.0166 LAUBICACION DE Y´ Y X´ SE TOMA DESDE EL CENTRO GEOMÉTRICO DEL DISCO. X DESBALANCE SEGUN EXTRACCION DE INSERTOS EN LOS DICOS. CASO 4 Y. Y´ = SUMATORIA ( Y´* A)/SUMATORIA (A)=1.9832 X´ = SUMATORIA ( X´* A)/SUMATORIA (A)=1.9930 R = 0.0181 LAUBICACION DE Y´ Y X´ SE TOMA DESDE EL CENTRO GEOMÉTRICO DEL DISCO. X.

(23) CASO 5 Y. Y´ = SUMATORIA ( Y´* A)/SUMATORIA (A)=1.9831 X´ = SUMATORIA ( X´* A)/SUMATORIA (A)=2 R = 0.0168 LAUBICACION DE Y´ Y X´ SE TOMA DESDE EL CENTRO GEOMÉTRICO DEL DISCO. X e)CALCULO DEL EJE PARA FATIGA. M=(2.59 lb)(4.75”)+(2.59)*(10.25)=38.85li*in σm=mc/I=38.85*0.25/3.067e-3=3166.77 psi Ma=8.38 lb*4.75” +8.38lb*10.25=125.7 lb*in σa=125.7*0.25/3.067e-3=10246.16 psi SAE 1020= Sut = 55 ksi Sy=30 ksi. Se´=0.506*Sut=0.506*55ksi=27.83 ksi Ka=2.67 Sut^-0.265=0.9232 Kb=0.5/0.30^-0.107=0.9468 Kc=1=flexion Kd=1=temp Ke=1 Se=0.9232*0.9468*27.83=24.32 ksi σf=Sut+50 ksi=105ksi b=-log(105/24.32)/log(2e6)=-0.1008 f=(105/55-0.1008=0.887 a=f^2*Sut^2/Se=0.887^2*55^2/24.32=97.93 ksi N =( σa/a)^1/-0.1008)(10.24/97.93)^1/-0.1008=53.4e8 ciclos carga σa=/Se +σm/Sy=1/n. n=1.89 Soderberg. σa=/Se +σm/SUT=1/n. n=2.08 Goodman.

(24) f)CALCULO DE FUERZA CENTRÍFUGA PRODUCIDA POR DESBALANCEO. Wcritica=262.27 rad/s=1931.63 rpm. Masa=mtotal –4 m inserto=2.5947 lb Fc=mw^2r=2.5947*262.27^2*0.01814=37.31N. 37.31N. 37.31N. Rya. Ryb. Ryb(15)-37.31(4.75)-37.31(10.25)=0 Ryb=37.31 N Rya=37.31N Frb=37.31N. Fra=37.31N. FaA=0.47Frb/kb=0.47*37.31/1.5=11.69N PA=0.47FrA+ KaFaA=0.4*37.31+1.5*11.69=32.45N PB=37.31N. Xd=L/L10=60*Ld*nd/10e6 *Confiabilidad=0.99 para el conjunto de rodamientos,entonces la confiabilidad de cada elemnto es debe ser de 0.99^0.5=0.994 *Factor de aplicación=1.2=f C10=f*P(Xd/(0.02+4.439(1-0.99^0.5)^1/1.483)^1/3 Para rodamiento de bolas Usando un rodamiento de diámetro interno ½” ref SKF 6201 se tiene d=0.472 in y C10=6890N Se debe realizar in pequeño hombro en el eje para el ajuste . Rodamiento A: Rodamiento B: PA=32.45N PA=37.31N Xd=802437.6 Xd=527933.9 Nd=1931.63rpm rd=1931.63rpm Ld=692366.59 horas Ld=4555168.4 horas.

(25) g)ONDA VIBRATORIA POR DESBALANCE INDUCIDO AL SISTEMA. Una forma de vibración que genera el mayor problema es la producida por el desbalance, dado que se genera flexión en el eje de manera alterna, lo cual lleva en ciertas velocidades a que la amplitud de la onda aumente demasiado llevando el eje a fractura. Hasta cierto limite ,el eje posee elasticidad y se fletará bajo carga de la siguiente manera: X=Kc/k ; en donde k es la rigidez del eje. Si asumimos que el desbalance hace que el centro de gravedad se desplaze del centro teórico una distancia ¨¨a¨¨, la fuerza centrífuga será: Kc=m*w^2(a+x) Así, reuniendo las dos ecuaciones anteriores tenemos: x=m*w^2*a/k-m*w^2=(a*w^2/wo^2-w^2) Teniendo como dato ya calculado que la velocidad critica permisible en la situación de máximo desbalance inducido en el sistema luego de eliminar insertos es de 262.27 rad/s=wo se tiene:. W rad/s. x-in. 220. 0.043082. 0.004804. 230. 0.060427. 130. 0.005910. 240. 0.093442. 0.000240. 140. 0.007231. 250. 0.180433. 40. 0.000432. 150. 0.008821. 50. 0.000684. 160. 0.010756. 60. 0.001002. 170. 0.013148. 70. 0.001391. 180. 0.016158. 80. 0.001861. 190. 0.020041. 90. 0.002422. 200. 0.025215. 100. 0.003086. 210. 0.032417. W rad/s. x-in. W rad/s. 0. 0. 110. 10. 2.641e-5. 120. 20. 0.000106. 30. x-in. 0.003873.

(26) GRAFICO PRIMER ARMONICO 0.0045. AMPLITUD ONDA (IN). 0.004 0.0035 0.003 0.0025 0.002 0.0015 0.001 0.0005 0 0. 100. 200. 300. VELOCIDAD GIRO (RAD/S) (FIG 4.2) GRAFICO AMPLITUD PARA PRIMER ARMONICO. 400.

(27) 4.2 PRUEBAS DE FUNCIONAMIENTO. •. •. • •. Primero se elaboro una prueba con el martillo de impacto utilizando la punta de aluminio que este posee, lo anterior por que se realizo la prueba sobre la base de acero del tutor, esta prueba se realizo para determinar la frecuencia natural del sistema de manera experimental, es complicado decir que tan confiable es esta prueba dado que depende mucho de el impacto que se de al sistema ,se hicieron varios ensayos y se saco un promedio de la frecuencia natural del sistema, el resultado fue de 30.3 Hz para la situación de máximo desbalance, es decir luego de quitar 4 insertos en cada disco. Con el anterior resultado se procedió a llevar el sistema a la frecuencia que nos entrego la prueba de impacto, con la ayuda de un acelerómetro Bruel % Kjaer 4396 con rango de medición de 1 Hz-14KHz ,así se obtuvo el espectro de frecuencia para la situación de desbalance, se observo gran actividad en el primer armónico mas no en el segundo. Se agrego un pequeño desalineamiento angular de 3mm y paralelo de 2mm,se llevo el sistema hasta frecuencia critica y el resultado fue diferente, gran actividad en el segundo armónico y baja en el primero. Se probaron varios montajes de juntas roscadas en los tornillos laterales del tutor, para probar la capacidad de la junta de conservar un torque inicial aplicado, manteniendo como referencia el torque en la cabeza del tornillo, se aplico una fuerza reciprocante por varios ciclos simulando un aflojamiento mecánico, hasta que la junta estuviera totalmente suelta.. 4.3 VIBRACION CAUSADA POR DESBALANCE. Luego de observar el comportamiento del primer armónico en el tutor, se procedió a tomar el valor de la velocidad RMS para el caso de desbalanceo, se observo este parámetro dado que de la prueba con el martillo de impacto se encontró que la frecuencia natural del sistema era 30.3 Hz, esta es una frecuencia media, lo cual sugiere hacer un análisis del espectro de velocidad, no de amplitud por que se recomienda para bajas frecuencias y tampoco de aceleración por que se una en altas, lo anterior de la siguiente relación: *ESPECTRO DE VELOCIDAD = ESPECTRO DE AMPLITUD * 2πf *ESPECTRO DE ACELERACIÓN = ESPECTRO DE AMPLITUD * 2πf^2.

(28) El efecto de altas frecuencias se ve magnificado en el espectro de aceleración y el de bajas frecuencias en el espectro de desplazamiento. Los pasos que se siguieron para realizar el espectro de velocidad fueron los siguientes: •. Por medio de una fuente de voltaje variable se realizó la variación de la velocidad de giro del motor, para el primer armónico se utilizó un motor de 3200 RPM, dado que el primer armónico esta en 1930 RPM, para el segundo armónico se utilizó un motor de 4000 RPM.. •. Se utilizó un acelerómetro Bruel & Kjaer referencia 4396 disponible en el laboratorio, que posee un rango de medición de 1 Hz a 14 KHz, nuestra frecuencia de resonancia en la condición de máximo desbalance es de 32.19 Hz, fácilmente medible. Se conecta el acelerómetro a canal 1 del osciloscopio de manera que se pueda tener un registro en tiempo real del valor de la onda vibratoria de aceleración.. •. Debido a que se tiene el registro de aceleración de la onda, se debe aplicar una función integradora en el tiempo para obtener el registro de velocidad de la onda vibratoria, lo anterior se logra con las funciones para maniobrar señales que tiene el osciloscopio, esto se hizo teniendo como variable fija la velocidad de giro del motor.. Los resultados obtenidos permitieron observar las características de la vibración causada por desbalanceo y se muestran a continuación:.

(29) DATOS DE VELOCIDAD ONDA VIBRATORIA PARA PRUEBA DE DESBALANCEO DINAMICO.. F/fr 0.2 0.3 0.39 0.48 0.51 0.58 0.705 0.82 0.875 0.903 0.921 0.937 0.948 0.955 0.963 0.970 0.982. Vel RMS (in/s) 0.031 0.020 0.017 0.019 0.014 0.013 0.015 0.018 0.0191 0.0263 0.038 0.0542 0.0634 0.0692 0.0857 0.0921 0.1158. F/fr 0.9871 0.9925 0.9973 1.02 1.114 1.2107 1.43 1.6520 1.81 1.9208 2.032 2.097. Vel RMS (in/s) 0.1543 0.1809 0.2011 0.2142 0.0918 0.0130 0.00924 0.00953 0.0122 0.0185 0.0204 0.0088.

(30) VELOCIDAD ONDA VIBRATORIA (in/s). ESPECTRO DE VELOCIDAD PARA DESBALANCEO 0,25. 0,2. 0,15 Serie1 0,1. 0,05. 0 0. 1. 2. 3. FRECUENCIA GIRO/FRECUENCIA NATURAL (FIG 4.2) ESPECTRO VELOCIDAD PARA DESBALANCE La vibración armónica causada por desbalanceo esta dominada por el pico en frecuencia de 1 RPM, no se presenta gran actividad en el Segundo armónico..

(31) 4.4 VIBRACION CAUDASA POR DESALINEAMIENTO.. El desalineamiento es la mayor causa de daño en componentes de las máquinas y es considerado la segunda mayor fuente de vibración. Existen varios tipos de desalineamiento que pueden ser ensayados en el tutor: • •. Desalineamiento angular: Ocurre cuando entre las líneas centrales de los ejes se encuentran ángulos diferentes a 180°.Esta se puede ensayar inclinando la base del tutor, por medio de los 2 tornillos que se encuentran a cada extremo de la base. Desaliamiento paralelo: Ocurre cuando los ejes no están paralelos uno del otro, esta se puede ensayar por medio de los apoyos deslizantes del eje, cada uno de estos puede ser movido de su posición central, para que el eje motor y el eje del tutor rompan paralelismo. Se realizo un desalineamiento paralelo de 2mm en los soportes del eje, el montaje y ubicación del acelerómetro es similar al descrito en la prueba de desbalanceo, los resultados fueron los siguientes:. F/fr. Vel RMS (in/s). 0.305. 0.0103. 0.610. 0.0074. 0.919. 0.020. 0.987. 0.0365. 1.003. 0.0398. 1.521. 0.0041. 1.7450. 0.0232. 1.859. 0.0473. 1.983 2.124. 0.1248 0.01572.

(32) ESPECTRO VELOCIDAD PARA DESALINEAMIENTO. VEL ONDA VIBRATORIA (IN/S). 0.14 0.12 0.1 0.08 0.06 0.04 0.02 0 0. 0.5. 1. 1.5. 2. FRECUENCIA DE GIRO/FRECUENCIA NATURAL (FIG 4.2) ESPECTRO VELOCIDAD PARA DESALINEAMIENTO. 2.5.

(33) 5. FALLO EN MONTAJES ROSCADOS. En la actualidad, los montajes roscados son las piezas desmontables más importantes que se utilizan en la construcción, instalación y reparación de maquinaria. Son tan conocidos que no se analiza seriamente su función. Las causas principales del fallo de un montaje roscado son: 1. La relajación de la tensión 2. El autoaflojamiento Relajación: Un montaje se relaja cuando se produce un cambio permanente de la longitud axial del tornillo, cuando se relaja el propio sustrato como en la juntas de sellado, o cuando cambia la temperatura. Esto reduce la tensión del tornillo y reduce además la fuerza de sujeción residual. Los cambios de longitud permanente pueden producirse por: *Asentamiento: Las caras rugosas de las piezas contiguas(tuercas, arandelas) se suavizan bajo la presión ejercida por el tornillo. *Deformación permanente: La presión superficial en la cara de apoyo del tornillo o tuerca excede la resistencia a la compresión del material de la pieza tensionada. Autoaflojamiento: Después del apriete, la carga de sujeción se mantiene por la precarga del tornillo. Esto ocurre porque el tornillo se ha estirado como un muelle y la tensión actúa tirando la tuerca hacia la cabeza y comprimiendo asi los elementos sujetos. Una vez retirada la fuerza de apriete, la tensión actúa aflojando la tuerca del tornillo. La fricción de las roscas y la tuerca se oponen a esta fuerza y mantienen la tensión del tornillo. Esto se expresa matemáticamente así: Tl= (Fv*d*µth)/(2*cosρ)+(Fv*dh*µh/2-Fv*φ*tan φ/2) (KELLY, A. pg 243) Tl = Par resultante después del apriete Fv = Tensión del tornillo D = Diámetro medio de la rosca Dh = Diámetro efectivo cabeza φ= Angulo helicoidal de la rosca ρ= Semiangulo flanco de rosca (30° rosca ISO) µth = Coef fricción rosca µ= Coef fricción entre cabeza de tornillo y brida.. La carga alternante producida (inducida) en el sistema disminuye el efecto de bloqueo provocado por los componentes de fricción, por lo que la tuerca gira sobre la rosca liberando la tensión..

(34) Vibraciones transversales debidas a cargas horizontales alternantes son mucho mas perjudiciales y aflojan rápidamente un elemento roscado. Vibraciones longitudinales debidas a cargas axiales pulsatorias producen aflojamiento en menor grado. 5.1 ENSAYO DE CHOQUE EN UNION ROSCADA. **AQUÍ VA GRAFICO DE ENSAYO-MAQ JUNKER La junta se somete a una prueba en una maquina de vibración y choque transversal denominada maquina de Junker, un martillo neumático provoca un movimiento relativo de las piezas de la junta y un desplazamiento de +-a, así mismo el par resultante en el tornillo se mide continuamente en función del numero de ciclos de carga. El para de apriete inicialmente aplicado fue de 30Nm y la fuerza de choque aplicada por el martillo neumático fue de 7N. Se ensayaron 4 casos diferentes: 1. Tornillo estándar sin fijación 2. Tornillo con arandela lisa 3. Tornillo con arandela estriada 4. Tornillo con arandela de poliamida Los resultados fueron los siguientes: # ciclos carga. Caso 1 T sin fijación % Tl 100. Caso 2 T con arandela lisa-% Tl 100. Caso 3 T con arandela estriada-% Tl 100. Caso 4 T con arandela PA-% Tl 100. 0 25. 85. 88. 91. 88. 50. 30. 68. 87. 61. 100. 11. 49. 80. 37. 125. 6. 22. 77. 21. 150. 2. 17. 70. 18. 175. 0. 5. 59. 18. 200. 0. 2. 32. 18. 225. 0. 0. 20. 17. 250. 0. 0. 13. 16. 300. 0. 0. 10. 16. 350. 0. 0. 4. 15.

(35) 400. 0. 0. 1. 15. 500. 0. 0. 0. 14. 600. 0. 0. 0. 14. 800. 0. 0. 0. 13. 1000. 0. 0. 0. 12. % Tl RETENIDO EN VARIAS UNIONES ENSAYADAS. 120. 100. % Tl RETENIDO EN UNION. 80. Serie1. 60. Serie2 Serie3 40. Serie4. 20. 0 0. 200. 400. 600. 800. 1000. -20 CICLOS DE CARGA. FIG(5.1) PRUEBA CHOQUE UNION ROSCADA. 1200.

(36) CONCLUSIONES. Se pudo evidenciar la utilidad de contar con un dispositivo de fácil manejo para el análisis de vibraciones mecánicas, se observaron los problemas presentes en casos de desalineacion, desbalanceo y aflojamiento mecanico ,es muy importante que los resultados obtenidos en esta pocas pruebas que se realizaron con el tutor sean alimentados con resultados de otros dispositivos que se esperan anexar al tutor, de esta manera se tendrá una gran fuente de información sobre consecuencias de fallas en maquinaria industrial y así poder generar un programa de mantenimiento preventivo o predictivo basado en el análisis de vibraciones. De otra parte será interesante en el futuro automatizar el proceso de recolección de datos, de manera que se lleven a un monitoreo continuo, que permita corregir defectos de montaje que producen fallas recurrentes e identificar condiciones criticas de operación de forma que permita fijar parámetros confiables de trabajo en los equipos. Esto es de gran ayuda para generar pruebas de aceptación de maquinaria que garanticen el cumplimiento de las características de diseño tanto en su compra como en su reparación..

(37) BIBLIOGRAFÍA. MOBLEY, R.K. ”Introduction to Predictive Maintenance”. Ed Van Nostrand. Reinhold.1990. HIGGINS, L. “Maintenance Engineering Handbook”. Ed McGraw-Hill. 1987. KELLY, A. “Maintenance Planning and Control” . Ed. Butterworth. 1984. STEINDEL, R.F. “An Introduction to Mechanical Vibrations”. Ed. JW & S. 1971. G. W . VAN SANTEN. ¨Introduction to a Study of Mechanical Vibrations¨ DEN, H.P. “Mechanical Vibrations”. Ed. Mc Graw-Hill. 1956. MEIROVITCH, L.; Elements of Vibration Analysis. McGraw-Hill, 1975 SHABANNA, A.,A.; Theory of Vibration. An introduction. Springer, 1996 BEARDS, C.F.; Structural Vibration Analysis: Modelling, Analysis and Damping o Vibrating Structures. Ellis Horwood Limited, 1983. MCCONELL, K.G.; Vibration Testing. Theory and Practice. John Wiley & _Sons. 1995.

(38)

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