Mecanismos
UNIVERSIDAD DE TALCA FACULTAD DE INGENIERIA ESCUELA
DE INGENIERIA DE EJECUCION EN MECANICA
DISEÑO DE UN BANCO PARA SIMULAR FALLAS EN MECANISMOS
TRABAJO DE TITULACION PARA OPTAR AL TITULO DE INGENIERO DE EJECUCION EN
MECANICA
CAPITULO 1 INTRODUCCIÓN Y OBJETIVOS
1.1. INTRODUCCION Casi toda la actividad industrial ha sido
afectada, a menudo de manera revolucionaria, por el acelerado desarrollo de la
tecnología. Debido a que es parte central de
casi todos los medios de fabricación y operación, la
ingeniería resulta afectada de modo único. Se considera
que el ingeniero debe tener un conocimiento mas
amplio de un universo que se ensancha a cada momento. Uno de los campos de la
ingeniería que en el campo industrial ha crecido de manera muy
rapida ha sido la mantención, por lo tanto los ingenieros
requieren cada día mas conocimientos sobre los mecanismos que
componen las maquinas industriales y por ende requieren de herramientas
efectivas para reconocer conceptos y metodología de mantenimiento
predictivo y de esta manera disminuir fallas de maquinarias antes de
daños irreparables y que causanmuchos gastos tanto de producción
como de reparación de las maquinas. Por lo anteriormente mencionado es
que es muy importante que los estudiantes de ingeniería tengan una
herramienta en la cual se pueda practicar una serie de situaciones a las que se
veran enfrentados en el mundo industrial y que gracias ha estas
practicas se puedan desenvolver con total normalidad. En
estos momentos en la escuela de Ingeniería de Ejecución en
Mecanica no existe ningún tipo de maquina o herramienta en la
cual los estudiantes puedan reconocer los síntomas de las fallas que
pueden presentar las maquinas en su funcionamiento real, y por lo tanto los
estudiantes sólo conocen estos síntomas de maneras
teórica. Es por esto, que el diseño de un banco simulador
de fallas se hace un proyecto de mucha importancia para la escuela de
Ingeniería de Ejecución en Mecanica, ya que con el tiempo
se podría implementar un laboratorio de mantención, en el cual
los futuros estudiantes de ingeniería podrían en forma practica
conocer el comportamiento real de las distintas anomalías en el
funcionamiento de las maquinas y las distintas características que estas
conllevan. El presente trabajo de titulación estara enfocado a
lograr el diseño de un banco en el cual se
pudieran analizar las distintas características de los componentes
mas comunes de las maquinas, tanto buenos como dañados. Incluye el trabajo un presupuesto para determinar cual sería el costo
que significaría llevareste proyecto a ser realidad.
1.2. OBJETIVO GENERAL: ' Diseñar un banco
simulador de fallas para comparar el comportamiento de mecanismos en fallas y
mecanismos en total normalidad ' 1.3. OBJETIVOS INMEDIATOS. a. Definir cuales
son las fallas mas comunes en las maquinarias b. Seleccionar los
instrumentos para determinar los síntomas de las fallas en los
componentes mas comunes de las maquinas. c. Realizar el diseño,
calculo y selección de los componentes para un
banco simulador de falla. d. Realizar una evaluación económica,
de la realización de un proyecto como éste.
CAPITULO 2 INVESTIGACION PREVIA PARA EL DISEÑO DEL BANCO
Todas las maquinas industriales son diseñadas con el fin de
lograr un propósito. Para que este
propósito sea cumplido es que son diseñada con diferentes
componentes y a la vez en las condiciones ideales de funcionamiento, pero
debido a múltiples factores estas maquinas transcurrido el tiempo
fallan. Cuando esto sucede es tarea del encargado de mantención
rescatar la mayor cantidad de información posible de este suceso para
luego dar una solución al problema y que este no vuelva a suceder. Antes de que se produzca la falla, la maquina arroja una
serie de síntomas de anomalías, los cuales sí el encargado
de la maquina los lograra identificar, se podría evitar una falla
catastrófica y una parada mayor de ésta. Estos
síntomas que arroja la maquina son evidencias de un problema que
se suscita en ella,estos síntomas casi siempre
son: ruidos anormales, vibraciones, elevadas temperaturas, desgaste excesivo,
elementos de unión flojos, fugas de sellos, deterioro prematuro de
elementos, menor potencia de la maquina, etc. Todos estos
síntomas nos dicen que al interior de una maquina existe un problema y que si este no es controlado a tiempo
ocurrira una falla en la maquina que involucrara un daño
mayor de ésta y aumentara los costos de reparación de la misma.
Los problemas mas comunes que se suscitan al interior de una
maquina y que ocasionan la mayoría de los síntomas
anteriormente mencionados son
• • • •
Desbalance. Desalineación. Lubricación
deficiente. Sobrecarga.
A continuación se describe en que consiste cada uno de estos problemas,
y cuales son sus características y los métodos para poder
identificar cada uno de estos.
2.1. Desbalance: El desbalance es una de las causas mas comunes de
fallas en maquinas y que relativamente es facil de diagnosticar
debido a la vibración que causa. El desbalance es una condición
en la cual el centro de
masa de un determinado objeto no coincide con el centro de rotación del mismo (fig.2.1 a).
La razón para esto es la nouniformidad en la distribución de masa
de un cuerpo alrededor del centro de rotación. Esto puede
ser visto como un gran
punto imaginario en un rotor, el gran punto causara deflexión alrededor del rotor y el eje, que
se comunicara luego a los descansos. La tarea para
balanceares localizar, medir y tomar el peso del punto y aplicar
uno idénticamente igual en oposición contraria (180°) para
compensar el desbalance. Esto llevaría al centro de masa a ser coaxial
con el centro
de rotación y el resultado sería un rotor girando en forma suave(fig.2.1 b). Esto no es tan así, ya que el
balancear involucra mayor complejidad.
Las siguientes son las causas mas comunes que ocasionan desbalance
• • • • • • • •
Porosidad en las piezas fundidas No-uniformidad en la densidad del material Tolerancia
en la manufacturación Adhesión o perdida de material durante
operación Acción de mantención o limpieza. Cambio de
pernos Maquinado Materiales torcidos girando alrededor del ejes (poleas,
rotores, el mismo eje, etc.) El desbalance se muestra como una frecuencia
de vibración exactamente igual a la velocidad
rotacional, con una amplitud proporcional a la cantidad de desbalance. El
espectro de un extractor de aire desbalanceado se
muestra en la figura 2.2. En este punto cabe
señalar que no con cualquier herramienta o instrumento puede ser
detectado un desbalance, ya que es de vital importancia a la hora de
diagnosticar, la frecuencia de vibración. Por lo tanto para detectar un desbalance es necesario contar con un instrumento que
entregue la información de la frecuencia.
Después de balancear el extractor de aire
anteriormente mencionado, el pico que existía a los 875 rpm. es mucho mas pequeño, esto se muestra en
lafigura 2.3. La solución a la condición de desbalance se aprecia
a través de la amplitud de vibración, en este
caso, la amplitud de la vibración cae desde 0.045 a 0.007g, un 85%
mejor. Para el propósito del
analisis del
desbalance, este se mostrara sobre una alta amplitud de vibraciones a 1 X
r.p.m. También, otros defectos pueden causar 'IX rpm. vibraciones.
Estos otros defectos complican por algún tiempo el diagnostico de
desbalance, pero la mayor parte del tiempo la condición de
desbalance se encuentra con un 1X rpm. de vibraciones,
por lo tanto sí un X rpm. de vibraciones
esta presente en el analisis de una maquina, entonces el
desbalance debe estar en la lista de las posibles causas de esta
vibración y se le debe asignar una alta prioridad en esta lista. La
fuerza centrifuga producida por un punto en un rotor
es de importancia y la podemos conocer a través de la siguiente formula.
El gran punto es actualmente una medida imaginaria.
Este es un vector suma de todas las masas de pernos;
inclusiones; vacíos; y otros defectos que se combinan dentro de un solo
peso en algún lugar del
rotor. Este gran punto imaginario crea una fuerza centrifuga
constante en el rotor. Pero como
el rotor gira, un censor estacionario censa esta fuerza como un evento cíclico una vez por
revolución. Esta materia esta basada en la perspectiva del
punto de referencia que se tome. Para un observador
que se encuentra en el rotor, girando con este, el punto fuertedebería
parecer como un
peso que adquiere mas peso a medida que aumenta la velocidad. Este peso crea
una fuerza en dirección constante desde el centro hacia
fuera, tal que distorsiona al rotor y al eje. A esto
debería ser adicionada la fuerza de gravedad. Esta es una fuerza
constante en un punto de referencia estacionario, pero
una fuerza variable en un disco que se encuentra girando. Esta fuerza de
gravedad también actúa en el punto como una fuerza constante
media, pero esta fuerza actúa hacia fuera del disco, mirando desde el
eje, cuando el punto esta en la parte inferior del disco, y actúa hacia
el interior del disco cuando el punto se encuentra en la parte superior de
éste (ver fig. 2.4). Así, sumandose a la fuerza centrifuga
constante, existe una fuerza gravedad cíclica actuando en el rotor y el
eje, cuando se ve desde el rotor como marco de referencia.
Así un observador situado en el punto mismo y
girando con el rotor debería sentir una fuerza centrifuga constante
hacia fuera del
disco, y en la parte superior de este una fuerza de gravedad cíclica. Esta fuerza de gravedad crea una fuerza alternativa en el eje.
El paso del punto
fuerte se debe a la fuerza centrífuga y es registrado como una oscilación en la frecuencia
de rotación. El efecto de la fuerza de gravedad puede ser medida sí
el sensor es movido alrededor de la circunferencia del cojinete. Un gran movimiento es detectado a medida que se desliza el
sensor desde la partesuperior hacia abajo, en efecto, se crea un pequeño
cambio en la fase de grabación. Al montar un
sensor en dirección horizontal, la fuerza de gravedad es cero y no
incurre en error. El traductor solo censaría la fuerza
centrifuga. Para una maquina de velocidad normal de 600 r.p.m. y mas, la
fuerza centrifuga es por lo menos 100 veces mas que la fuerza de
gravedad, y la fuerza de gravedad puede ser virtualmente ignorada. Este
analisis ilustra las fuerzas al girar el rotor, vistas desde un punto de referencia estacionario. Esto también
muestra como
balanceando a altas velocidades se facilita la detección del gran punto. Un punto de poco peso, cuando esta estacionario cómo
la fuerza de gravedad, puede convertirse en cientos de pequeños puntos
como la fuerza centrifuga cuando esta girando.
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Como un ejemplo
final de diagnostico de desbalance la figura 2.5 es un espectro de un
desbalance que fue creado en un flanche, en una maquina de
demostración; al flanche se le agregaron pernos y tuercas en un sector.
La velocidad de rotación fue de 1500 r.p.m. (25 Hz) y un
gran pico se observa en esta frecuencia. La amplitud de este
pico es de 0.5 g. La figura 2.6 es el dominio de tiempo que se ve de este
desbalance. El periodo de vibración de mayor
significación es de 0.04 seg. el cual
corresponde a la frecuencia de 25 Hz. De pico a pico la amplitud es de 100 mv. El acelerometro usado tiene una sensibilidad de 100 mv/g, por lo
tanto, esta vibración esde 1 g de pico a pico o de 0.5 g de cada pico.
Este ejemplo ilustra como un simple problema puede ser
diagnosticado con un acelerometro de prueba para
analisis de frecuencia.
2.2. Desalineación: Acoplamientos desalineados es una condición
donde el eje de la maquina conductora y la maquina conducida no
estan en el mismo centro de línea. Para los propósitos de
discusión, la condición no coaxial puede ser desalineamiento
angular o paralelo como
se muestra en la figura 2.7. La condición mas común es
donde se mezclan ambos, en dirección vertical y horizontal. Esta mezcla de desalineación, paralela y angular en ambas
direcciones horizontal y vertical, es la forma de desalineación
mas difícil de solucionar. Corrigiendo para un efecto y luego para el otro, es la técnica mas
usada para corregir este problema. Lo primero es medir y luego mover,
respetando las medidas para una desalineación, luego medir
y corregir la otra desalineación y así en adelante. La
ilustración en la figura 2.7 sugiere una unión
desalineada en el sujetador. Esta es la situación mas
común, pero el método de analisis es aplicable a engranajes y rodamientos que también se desalinean.
En estos tiempos se esta forzado a alinear uniones, debido a que los
componentes de equipos de maquinas son proporcionados por distintos
proveedores, lo ideal sería que un solo
proveedor equipara todo el conjunto, pero la mayoría de los fabricantes
de motores no hacen bombas, y losfabricantes de ventiladores no hacen motores.
Algunos equipos, como
ventiladores de aleta axial y algunos compresores centrífugos, son
construidos con un motor integrado y el actuador esta montado directamente en
el eje del
motor. En este caso, el eje o la unión no
tienen este problema de desalineación porque existe un solo eje. También nos vemos forzados a realizar alineaciones debido a
bombas hidraulicas, que producen diferentes flujos y presiones en
diferentes velocidades y rangos de potencias. Es
deseable mantener esta flexibilidad de acompañar diferentes motores a
ventiladores y bombas para obtener las presiones y flujos deseados. Por
esta razón y al realizar una mirada industrial, este
problema siempre estara presente, pero es solucionado al conocer los procesos
correctos de alineación. Desde que existe el problema de
alineación entre el eje de la maquina conductora y el eje de la
maquina conducida, uniones flexibles son utilizadas para absorber la
desalineación; las uniones flexibles permiten que dos maquinas
desalineadas puedan operar, pero no necesariamente en forma suave. La
mayoría de las tensiones se encuentran en estas uniones. Las tensiones
causan un alto nivel de vibraciones, también
causan un rapido desgaste en rodamientos, sellos y uniones. El dasalineamiento no es facil de detectar en
maquinas que estan operando. Las fuerzas radiales
transmitidas de eje a eje son típicamente fuerzas estaticas
(unidireccionales), peroconsecuentemente a través del tiempo esta
desalineación trae consigo efectos secundarios que arroja los siguientes
síntomas.
• • • • •
Fallas prematuras en rodamientos, sellos, ejes y uniones. Alta temperatura en el casco o en las cercanías de los
cojinetes, o mayor cantidad de aceite caliente Aumenta el goteo de lubricante a
través de los sellos Pernos de fundaciones se sueltan Se incrementan los
niveles de vibración en las direcciones radial y axial. La
desalineación se muestra en un dominio de
frecuencia como
una serie de armónicos en la
velocidad de funcionamiento (fig.2.8). El armónico
ocurre a causa de tensiones inducidas en el eje. Los armónicos no
son realmente vibraciones en esas frecuencias, pero una falla se produce y la
detecta la señal digital cuando el movimiento es restringido. Si dos
ejes no estan alineados y no se acoplan, ellos pueden girar libremente
en sus propios ejes como
el la figura 2.9a.
Cuando los dos ejes son acoplados, ellos son forzados el uno
hacia el otro (fig.2.9b). Cuando se acoplan y giran en
conjunto, los dos ejes estan forzados a funcionar en forma
cíclica. Los ejes de aceros son muy
rígidos, pero sé deforman poco a poco en pequeñas cantidades.
Esta deformación crea fuerzas cercana a los descansos y el conjunto del
alojamiento de ambas maquinas. El alojamiento y el cojinete
crean fuerzas de reacción que proveen al eje de movimientos de cuidado.
Estas restricciones dan el movimientonormal de la onda del seno desde que
empieza hasta que termina, en la totalidad de la amplitud. En otras
situaciones, el movimiento ondular del
seno de la flexión del
eje es distorsionado en los extremos (fig.2.10). Esta es la
distorsión que generan los armónicos. El desprecio de la
flexión del
eje también causa acelerado desgaste de las uniones, sellos y conjunto del alojamiento.
El dasalineamiento de ejes también causan un
esfuerzo en la unión y causa presión en las partes internas de la
unión (la una contra la otra) a cada revolución, las partes en
contacto se juntan a presión, luego se separan y luego se tocan en la
siguiente rotación, y esto cíclicamente. Este contacto
cíclico causa una frecuencia real de vibración de los elementos
en contacto del
acoplamiento.
El patrón de vibraciones que se muestra en la figura 2.11 es el de una
maquina girando con una unión flexible, al ver este patrón
sé debería sospechar de desalineamiento, ya que si se compara con
el patrón de la figura 2.8 son muy semejantes, la amplitud esta
en unidades de aceleración. Aquí se aprecia que la mejor manera
de ver un dasalineamiento es a través de la
exposición de la aceleración. El mismo patrón de
armónicos aparece también para desalineamiento de rodamientos,
para reconocer cual es el caso que se tiene, se deben realizar analisis
adicionales. Por ejemplo, un espectro de
armónicos de una maquina sin unión flexible indica que la
desalineación delrodamiento es la causa mas posible del armónico o
alguna otra distorsión. Asimismo la desaparición del
armónico en un motor girando sólo es una buena indicación
de un acoplamiento desalineado, pero si este armónico permanece quiere
decir que el problema esta en el motor y no en la alineación de las dos
maquinas. La alineación también depende de la temperatura. Todos
los materiales crecen con el aumento de la temperatura, y el metal no es la
excepción. Algunos motores se calientan y luego se enfrían,
también las maquinas pueden calentarse o enfriarse dependiendo del
ambiente, o los fluidos que estas manejan. Estas variaciones
de temperatura causan lentos movimientos en los ejes, cambiando la
condición de alineación de estos, por lo tanto, aumentaran las
vibraciones y específicamente los armónicos. Si la
duración de cambios de temperatura coincide con la duración de
los armónicos, los cambios de temperatura son una fuerte
indicación de desalineación. Cuando dos ejes giran el uno con el
otro, ambos oscilan en un movimiento angular. Algunas
curvaturas se dan en el eje, pero este mismo
movimiento angular sigue a los descansos. El resultado es que
la maquina vibrara verticalmente arriba y abajo, y horizontalmente atras
y adelante. Si se tiene un analizador que pueda
medir fases, entonces este movimiento oscilatorio puede ser detectado grabando
fuera de fase en 180°. Las medidas son mejor efectuadas
adjuntas a las uniones. Se pueden detectar diferencias defases en
180° a través de la unión; una lectura se realiza en el motor
y la otra lectura en la bomba, la diferencia raramente es exacta, pero pueden
ser 160°, 140° o pueden ser iguales solo a 110°. Pero
el punto es que la diferencia en la fase es notable y así podemos
diagnosticar que existe desalineación. Como un ejemplo
final de diagnostico de desalineamiento, se muestra en la figura 2.12 el
dominio de tiempo de una maquina desalineada. Esta maquina consiste en un motor de 1790 rpm. que esta
unido con un eje con rotores, a través de un acoplamiento flexible. El
motor fue intencionalmente desalineado al mover sus tornillos de
fijación. El dominio de tiempo que
se muestra no es de mucha ayuda para diagnosticar desalineamiento ya que no
varia del
de una maquina alineada. La figura 2.13 muestra la vista del dominio frecuencia del mismo
desalineamiento anterior. El armónico de velocidad de
funcionamiento indica desalineación, alto y claro. La
conclusión es que la vista del dominio de frecuencia,
especialmente con la exposición de aceleración, es la mejor manera
de detectar desalineamiento.
2.3. Lubricación: La lubricación es una practica para disminuir
la fricción entre dos superficies en contacto. La fricción es un elemento que se da en muchas superficies, es mala cuando
causa calor, desgaste y reduce la energía en la maquina. Existen
dos tipos de fricción o roce, el roce sólido y el roce fluido, el
roce o fricción fluida esla que sé da entre un sólido y un
liquido o entre partículas de líquidos, mientras que el roce
sólido es el que existe entre dos superficies sólidas. La
solución a este problema es separar las
superficies mediante un abastecimiento continuo de fluido. Con una buena
lubricación, una maquina es muy silenciosa, sí se usa el lubricante
adecuado en el lugar correcto y este se cambia periódicamente como debe ser, la
maquina trabajara de buena manera. Para esto se debe escoger el
tipo de lubricante a utilizar y muchos otros factores como el tipo de
lubricación, ya sea lubricación hidrostatica o
hidrodinamica. La lubricación hidrostatica forma la
película de lubricación al bombear a presión el aceite
entre las superficies en contacto, mientras que la lubricación
hidrodinamica la película se forma solamente por el arrastre del
fluido hacia el interior de las partes metalicas. Cuando no se cumplen
las condiciones basicas de lubricación, se producen una serie de
situaciones como aumento de la temperatura, mayor fricción,
diminución de potencia, mayor ruido y otras, que con el correr del
tiempo ocasionan la falla mas común de la mala
lubricación, el desgaste al interior de los componentes de las
maquinas, lo que lleva a una posterior falla del equipo. El desgaste es un proceso en el cual las capas superficiales de un
sólido se rompen como
resultado de la acción mecanica de otro cuerpo o medio. Si la acción
mecanica aparece en forma de fuerza de fricción,entonces
al proceso se le llama desgaste por fricción. En el desgaste por
fricción el acto de ruptura se localiza en un
pequeño volumen del
material, el cual es removido de la zona de rozamiento en forma de
partículas de desgaste. Dentro de los tipos de desgaste se reconocen una
variada gama, tales como los siguientes. Desgaste por fatiga
superficial: Este desgaste se originó al observar fenómenos de
fatiga superficial en los cojinetes de fricción deslizantes con
lubricación hidrodinamica, donde las superficies rozantes
estan normalmente separadas por una película gruesa de
lubricante. El proceso de fatiga provoca deterioros en el
material debido a las tensiones variables, cuyo nivel maximo no
sería perjudicial sí actuara en forma constante, a
tracción o compresión. Este proceso de
desgaste es una forma clasica de fallo en los cojinetes de bolas y
rodillos. Desgaste abrasivo: El termino desgaste abrasivo se entiende
generalmente como
el daño a superficies deslizantes por la acción de
partículas sólidas presentes en la zona de rozamiento, este tipo
de desgaste es muy perjudicial y se da mayormente en los engranajes. De acuerdo
con esto, el desgaste abrasivo incluye el desgaste producido por la
partícula que se desprende durante el proceso
de rozamiento. Las partículas pueden tener diferentes orígenes
tales como minerales
provenientes del exterior y que caen en la zona de rozamiento y también de una
contaminación del medio lubricante ydel
desgaste de elementos de trabajo y que interactúan directamente con la
masa del
abrasivo. Desgaste por oxidación: El desgaste por oxidación se
observa en un par deslizante sujeto a la acción de aire de la
atmósfera o contenidos de oxigeno en un lubricante, donde el oxido
formado en la superficie experimenta desgaste. Desgaste por frotamiento: Una
forma bien conocida de desgaste, que involucra a los otros desgastes, es el
desgaste por frotamiento. Esta forma tiene lugar, cuando dos
cuerpos en contacto, experimentan, uno con respecto al otro, movimiento
relativo de oscilación, cuya amplitud es menor de 100um. En la
industria, el desgaste por frotamiento se da en sistemas mecanicos como
en las uniones arboles cubos, las empaquetaduras y sellos estaticos, los
rodamientos, embragues y frenos. Como
consecuencia del
desgaste por frotamiento, en la superficie de los elementos aparecen grietas de
fatiga y generan productos de desgaste. La mayor cantidad de estos desgastes se
dan por que el lubricante no cumple con las condiciones ideales, de lograr
separar las superficies que se encuentran en contacto, y esto se debe a que el
lubricante por diferentes motivos se degrada y pierde sus cualidades. La
contaminación de distintos elementos degradan y arruinan el lubricante.
Una mala lubricación puede ser reconocida mediante el analisis
del lubricante al ser cambiado, revisando si existen materiales de desgaste
provenientes del interior de la maquina ylo otro es midiendo la
temperatura del lubricante al interior de la maquina y observando que
este no sobrepasa la temperatura normal de operación, también si
los elementos en contacto generan chillidos o ruidos de roce anormales. Estas
formas de control son muy faciles de realizar y que son de un bajo costo para el area de mantención.
2.4. Sobrecarga: Todas las maquinas estan diseñadas para
transmitir cierta potencia, elevar determinada carga, aplicar una fuerza
especifica. Muchas veces en las industrias las maquinas se ven expuesta
a un sobresfuerzos y/o trabajo que sobrepasa sus limites de operación,
en el instante que esto sucede la maquina no evidenciara una falla o
'daño, pero poco a poco estos sobresfuerzos a los que la maquina
se expone, ocasionan pequeños daños en los componentes, estos daños
se iran acumulando y cuando la maquina sufra nuevamente otra
sobrecarga o exceso de trabajo fallara catastróficamente
sufriendo daños gravisimos en su interior. Cuando la maquina se
ve expuesta a estas sobrecargas arroja síntomas que son faciles
de reconocer, tales como
• • • • • •
Ruido anormal al realizar el trabajo Velocidad operacional disminuye Se eleva
la temperatura en los componentes de la maquina Vibraciones excesivas
Desgaste repentino de los componentes Rotura de elementos (dientes, paletas,
etc.)
No existe un instrumento especial para detectar si la maquina esta
sufriendo una sobrecarga, solo el operario por medio desu experiencia
podra reconocer este problema, es por esto, que para evitar que la
maquina se vea afectada por una sobrecarga es que antes de ser utilizada
se deben tener una serie de consideraciones, como: cual es el trabajo a
realizar, las condiciones ambientales a las que sera expuesta, si la
potencia de la maquina seleccionada es la adecuada, mirar la placa de la
maquina y revisar sus características y una serie de detalles mas
que son importantes a la hora de realizar un buen trabajo sin que la
maquina se vea afectada por una falla debido a una sobrecarga.
CAPITULO 3 PRUEBAS A REALIZAR POR EL BANCO
Descripción de las pruebas a realizar en el banco Como en el
capítulo anterior se describieron en cierta manera cual son las fallas
mas recurrentes a las que se ven expuestas las maquinas y los
instrumentos con las cuales se detectan, podemos realizar la descripción
de las experiencias que se debieran realizar en un laboratorio de
mantención a través de un banco especialmente diseñado
para esto. 3.1. Experiencia N°1: Nombre: Desbalance de masa Objetivo:
Desarrollar en el usuario del banco la habilidad para
reconocer las características que se suscitan en los componentes de una
maquina cuando en ésta existe un desbalance de masa. Elementos
requeridos para la prueba: • • • • • •
Motor eléctrico Eje (con sus descansos) Elementos rotores Pernos
Instrumentos (acelerometros, estetoscopio) Unión de acoplamiento
Procedimiento dela experiencia: Esta experiencia consiste en montar 2 discos de
150 mm de diametro sobre el eje, estos discos deben tener 2 hileras de
perforaciones, en las cuales se colocaran pernos, para introducir el desbalance
de masa.
En la primera parte de esta experiencia se debe verificar que
el banco esté con todos sus componentes e instrumentos y que todos los
elementos se encuentren bien firmes. Luego se hara girar el eje
con sus dos rotores sin ninguna masa adicional a una velocidad de 1500 rpm. Lograda
esta velocidad se realizaran las observaciones con respecto a la
rotación del
eje, y también oír el funcionamiento de los componentes del descanso del eje,
para finalizar esta etapa, se debe medir la amplitud de vibración en los
descansos del
eje superior. Lo segundo que el usuario del banco debe realizar es colocar
pernos, en una zona determinada de los rotores, y así lograr un
desbalance de masa. Ya realizada la adición de pernos se debe hacer
girar el eje a una velocidad de 1500 rpm, y una vez alcanzada esta velocidad se
deben realizar las observaciones y mediciones correspondientes. La
medición es a través de los acelerometros montados en los
descansos del eje;
con estos instrumentos se determinara la amplitud de vibración
que se produce en los descansos del
eje por causa de este desbalance. Las observaciones son dos, la primera
oír a través de un estetoscopio como el desbalance afecta a los componentes del descanso y la segundaobservación es mirar como el desbalance de masa afecta la rotación del eje. Una vez
realizadas las mediciones y observaciones, se comenzara a aumentar la
velocidad del
eje a 2000 y 3000 rpm. y se tomaran los mismos datos y
observaciones que cuando el eje giraba a 1500 rpm. Para finalizar se adicionara
una mayor cantidad de pernos en ambos rotores para aumentar la cantidad de
desbalance de masa y se desarrollara nuevamente la experiencia en las
condiciones mencionadas anteriormente, tanto de velocidad como en la toma de
datos y observaciones. Analisis y conclusiones a obtener: En este ensayo
se deben analizar las distintas amplitudes de vibración que se producen
al efectuar distintos desbalances de masa, analizar el ruido que el desbalance
produce en los descansos del eje y observar el movimiento que se produce en el
eje cuando existe esta condición y compararlo cuando el eje se encuentra
funcionando en condiciones totalmente normales. Por conclusiones el usuario
podra determinar en que afecta la velocidad operacional para poder
detectar de mejor o peor manera el desbalance y en que afecta esta en la
amplitud de la vibración; también podra determinar como se
ve afectada la amplitud de la vibración a medida que se aumenta la
cantidad de masa a los rotores para aumentar el desbalance; otra conclusión
que debera extraer el usuario a parte de las características que
le demuestren un desbalance de masa en una maquina, es en cual
dirección es masconveniente montar los instrumentos para apreciar
de mejor manera las señales que el desbalance ocasiona.
3.2. Experiencia N°2: Nombre: Desalineación de ejes. Objetivo: El
objetivo de esta experiencia es que el usuario del banco adquiera
la habilidad para reconocer, las características que se desarrollan en
una maquina cuando en ésta se encuentra una desalineación
de ejes. Otro objetivo es poder reconocer los distintos tipos
de desalineación y por ultimo que el usuario pueda por medio de las
herramientas adecuadas aprender a corregir esta falla en una maquina.
Elementos requeridos para la prueba: • • • • •
• Motor eléctrico Uniones de acoplamiento Eje (con sus descansos)
Plataforma a desalinear Elementos desalineadores Instrumentos (acelerometros,
estetoscopio, instrumentos de alineación.)
Procedimiento de la experiencia: Este ensayo consiste en desalinear
paralelamente y en forma controlada el eje superior del banco con respecto al eje del motor. Lo primero en esta experiencia es
hacer girar el eje superior perfectamente alineado con el eje del motor, a unas
1500 rpm, alcanzada la velocidad se debe realizar observación visual del
funcionamiento de los ejes, también oír el ruido de los
componentes del descanso y por ultimo la amplitud de vibración en los
descansos del eje superior del banco. La segunda etapa consiste en realizar una
pequeña desalineación angular del eje superior del
banco con respecto al eje del
motor, realizada ladesalineación se debe comenzar a girar el motor con
una velocidad de 1500 rpm. y tomar todos los datos de la amplitud de
vibración que se producen en ambos descansos del eje superior,
también se debe observar el comportamiento de la unión, del
funcionamiento de los ejes y por ultimo oír a través del
estetoscopio el sonido de los componentes de los descansos. Ya efectuada la
toma de datos y observaciones se procede a aumentar la velocidad del
eje a 2000 y 3000 rpm. y realizar la toma de datos
para cada una de estas velocidades. Para
finalizar esta segunda etapa se realizara un
desalineamiento angular un poco mayor que el anterior y se realizara nuevamente
el procedimiento que para el desalineamiento anterior. La tercera etapa
consiste en realizar un desalineamiento paralelo del eje superior, en forma
controlada, y hacer girar este eje a las mismas velocidades que en el
desalineamiento angular y por ende realizar la misma toma de datos con respecto
a la amplitud y a la observación de componentes. La cuarta etapa
consistira en realizar en forma controlada una combinación de
ambas desalineaciones (paralela y angular) y someter al eje a las mismas condiciones de funcionamiento de las etapas
anteriores y realizar la toma de datos correspondientes a cada velocidad. Para
finalizar esta experiencia se debe realizar el cambio de la unión con la
cual se realizaron las etapas anteriores y con esta nueva unión realizar
la misma gama de ensayos que serealizó para la unión anterior. Analisis
y conclusiones a obtener: En este ensayo el usuario
debera analizar como cada uno de los
grados de desalineación afecta a los descansos del
eje y también como
es el comportamiento vibracional y de ruido de éstos al verse
enfrentados a los distintos tipos de desalineación. También se
debe observar el comportamiento de la unión entre los ejes dependiendo
el tipo de unión que exista, observar también el comportamiento
de la polea ubicada en el extremo del eje y como afecta el desalineamiento a la
correa de transmisión de la caja reductora. Por conclusiones se debe
esperar que el usuario determine en que influye un mayor grado de
desalineación con respecto a la amplitud de la vibración en los
descansos del eje; en que afecta a su vez la velocidad operacional en la
detección del desalineamiento de ejes; que uniones absorben de mejor
manera la desalineación entre ejes sometidos a las mismas
desalineaciones; en que medida afecta la desalineación a la
transmisión por correas.
3.3. Experiencia N°3: Nombre: Ensayo de rodamientos. Objetivo: El objetivo
de este conjunto de experiencias es que el usuario del banco, una vez
concluidos los analisis y conclusiones, sea capaz de distinguir entre
rodamientos en buenas condiciones y diferenciarlos de rodamientos que ya
presentan algún daño, todo esto a través de las
características de: sonido, vibración, temperatura y otras que
estos elementos adquieren encondiciones normales de operación. Elementos
requeridos para la prueba: • • • • • Motor
eléctrico Eje (con sus descansos) Instrumentos (acelerometros,
estetoscopio, termómetros.) Unión de
acoplamiento Rodamientos con distintos daños.
Procedimiento de la experiencia: Esta experiencia consiste en una serie de
pruebas en las cuales se deben tomar los datos relevantes para cada una de las
pruebas. La primera prueba consiste en hacer girar el eje sometido a carga a
1500 rpm. con rodamientos que estén en perfectas condiciones y con la
cantidad adecuada de lubricante y se deben tomar las lecturas de la amplitud de
vibración que arrojan los acelerometros montados en los descansos del
eje, también se deben tomar las observaciones correspondientes del
sonido que emiten estos rodamientos y a su vez la temperatura que alcanzan a
esta velocidad, luego de esto se debe aumentar la velocidad del eje a 2000 y
3000 rpm., y tomar los mismos datos que a la velocidad anterior.
La segunda experiencia consiste en desmontar estos
rodamientos y montar uno que se encuentre totalmente seco y hacerlo girar a
1500 r.p.m., y tomar los datos y observaciones correspondientes. Y luego
al igual que la prueba anterior aumentar la velocidad de giro del eje. La tercera
experiencia consiste en montar en lugar del rodamiento seco uno que tenga
un daño o falla en la pista interior y hacerlo girar bajo las mismas
condiciones de carga y velocidad de las pruebas anteriores y porende tomar los
mismos datos y observaciones que entregan los instrumentos a utilizar. La
cuarta experiencia consiste en montar en el lugar del rodamiento con
daño en la pista interior, un rodamiento que contenga daño en los
elementos rodantes (bolas) y someterlo al mismo estudio de los rodamientos
anteriores La ultima experiencia consiste en montar en el lugar de los
rodamientos anteriores un rodamiento que se encuentre agripado y realizar al
mismo estudio que a los otros rodamientos. Analisis y conclusiones a
obtener: En este conjunto de experiencias el usuario debera analizar las
características que presentan cada uno de los rodamientos estudiados, a
su vez analizar y comparar la vibración que se presenta en cada
rodamiento a estudiar, al igual que debera reconocer cual es ruido
característico de cada uno de estos rodamientos y cual es su temperatura
de funcionamiento. Por conclusiones se debera determinar en que afecta
la velocidad operacional par detectar o no las distintas características
que arrogan los daños en los rodamientos, también cual es el
daño o falla mas facil de detectar. 3.4. Experiencia
N°4: Nombre: Ensayo con caja de engranajes. Objetivo: El objetivo de este conjunto de experiencias es que el usuario del banco, adquiera la
habilidad de reconocer las características de vibración, sonido,
y otros síntomas que se presentan en los engranajes cuando estos
estan fallando. Todo esto en condiciones normales de
operación. Elementosrequeridos para la prueba: • •
• • • Motor eléctrico Eje (con sus descansos)
Instrumentos (acelerometros, estetoscopio, termómetros.)
Unión de acoplamiento Cajas de engranajes con distintos tipos de falla
en los dientes de estos
• Transmisión por correas. Procedimiento de la experiencia: Esta
experiencia consiste en una serie de pruebas en las cuales se deben tomar los
datos relevantes para cada una de las pruebas. La primera prueba consiste en
hacer girar una caja de engranajes de dientes rectos en total normalidad, con
la cantidad adecuada de lubricante y sometida a carga, a 1600 rpm. de entrada y se deben tomar las lecturas de vibración
que arrojan los dos acelerometros montados en la caja, ademas tomar la
temperatura del lubricante y a través de
un estetoscopio oír el sonido característico del funcionamiento de esta caja. Luego de
esto se debe aumentar la velocidad operacional de entrada a la caja a 2000 y
2500 r.p.m., y tomar nuevamente los datos y observaciones. La segunda
experiencia consiste en colocar una caja de engranaje de dientes rectos, con la
cantidad adecuada de lubricante, pero que en sus dientes tengan pequeños
daños como picaduras y saltaduras de metal, hacer girar esta caja a las
mismas velocidades de la caja anterior y tomar todos los datos y observaciones
tomadas a la caja anterior. Una vez finalizado esto se
aumentara la cantidad de lubricante y se realizaran nuevamente la toma de datos
y la variación develocidad operacional, y por ultimo se estudiara esta
misma caja pero con muy poco lubricante en su interior. La tercera
experiencia consiste en montar en lugar de la caja anterior una que tenga
daños severos en los dientes de los engranajes y hacerla girar bajo las mismas condiciones de carga y variación de velocidad
de la caja anterior y por ende tomar los mismos datos y observaciones. La
cuarta experiencia consiste en montar una caja de engranajes frontales de
dientes inclinados, en total normalidad sometida a carga y con la cantidad
adecuada de lubricante hacerla girar a 1600 r.p.m. de entrada y se deben tomar
las lecturas y observaciones correspondientes del funcionamiento de la caja al
igual que las cajas anteriores, luego de esto se debe aumentar la velocidad
operacional de entrada a la caja a 2000 y 2500 r.p.m., y tomar nuevamente los
datos y observaciones. La quinta experiencia consiste en colocar una caja de
engranaje frontales de dientes inclinados, pero que en sus dientes tengan
pequeños daños como picaduras y saltaduras de metal, con la
cantidad adecuada de lubricante, hacer girar esta caja a las mismas velocidades
de las cajas anteriores y tomar todos los datos y observaciones
correspondientes. Una vez finalizado esto se aumentara la
cantidad de lubricante y se realizaran nuevamente la toma de datos y la
variación de velocidad operacional, y por ultimo se estudiara esta misma
caja pero con muy poco lubricante en su interior.
La sexta experiencia consiste en montar en lugar de la caja anterior una que
tenga daños severos en los dientes de los engranajes y hacerla girar
bajo las mismas condiciones de carga y
variación de velocidad de todas las cajas anteriores y por ende tomar
los mismos datos y observaciones. Analisis y conclusiones a obtener: En
este ensayo el usuario debera analizar las características que
presentan los distintas cajas de engranajes estudiadas, analizar y comparar la
vibración que se presenta en las cajas de dientes rectos y en las cajas
de dientes inclinados, al igual que debera reconocer cual es ruido
característico de cada una de estos cajas con y sin fallas en sus
dientes, con los distintos niveles de lubricante y a su vez cual es la
temperatura de operación en estas cajas. Por conclusiones se
debera determinar en que afecta el nivel de lubricante en las
características que arrojan los distintos tipos los daños de los
dientes, tanto en la caja de dientes rectos como en la de dientes inclinados,
también se debe decir en que afecta la velocidad operacional en los
distintos analisis a realizar, como en la amplitud de la frecuencia, el
nivel del ruido, la temperatura de los elementos, etc. y por ultimo comparar
los dos tipo de cajas estudiadas. 3.5. Experiencia N°5: Nombre: Pruebas
combinadas. Objetivo: El objetivo de este conjunto de
experiencias es que el usuario del
banco, adquiera la habilidad de reconocer las características y
síntomas quese presentan en los distintos componentes de una
maquina cuando estos estan sometidos a condiciones anormales de
operación. Elementos requeridos para la prueba: Para
este conjunto de ensayos se necesita el banco completo
con todos los elementos de las pruebas anteriores. Procedimiento de la
experiencia: Esta experiencia consiste en una serie de pruebas en las cuales se
deben tomar los datos relevantes para cada uno de los elementos que se requiera
información. La primera prueba consiste en montar en los descansos del
eje superior los rodamientos que presentan fallas, luego de esto se debe
realizar el desbalance de masa en los rotores del eje como en la experiencia
N°1 y luego hacer girar el eje a 1500 r.p.m. y tomar la información
con respecto a los rodamientos que se tomo en la experiencia N°3, ya
tomados los datos se aumenta la velocidad a 2000 y 3000 r.p.m. y nuevamente se
toman los datos y
por ultimo se van cambiando los rodamientos con distintas fallas al igual que
en la experiencia con los rodamientos La segunda experiencia consiste en hacer
girar el eje superior balanceado con los mismos rodamientos fallados, pero
ahora se debe desalinear el eje tanto paralela como angularmente igual que en
la experiencia N°2 y tomar los datos correspondientes a la amplitud de
vibración y temperatura. también se
deben tomar observaciones de sonido y funcionamiento de las uniones; cabe
señalar que se debe variar la velocidad del eje al igualque en la experiencia
anterior. La tercera experiencia consiste al igual que la prueba anterior en
desalinear el eje pero ahora en vez de analizar los descansos y uniones del eje
analizar las distintas cajas de engranajes tanto las falladas como las que
estan buenas y a la vez analizar el comportamiento de la
transmisión de la correa. Analisis y conclusiones a obtener: En
estos ensayos el usuario debera analizar las características que
presentan los componentes fallados sometidos a las distintas condiciones de desbalance
y desaliniación y compararlos con los componentes cuando estan en
buenas condiciones, analizar y comparar la vibración que presentan los
distintos componentes, al igual que debera reconocer cual es ruido
característico de cada uno de estos componentes con y sin fallas a su
vez cual es su temperatura en estas anormales condiciones de funcionamiento.
CAPITULO 4 DISEÑO CONCEPTUAL DEL BANCO
Diseño conceptual del banco: Debido a que en los
capítulos anteriores ya quedaron definidas las pruebas que se debieran
realizar en un banco diseñado para un laboratorio de mantención,
por lo tanto, en este capitulo se debe pasar al diseño de éste. A
continuación se muestra un dibujo del banco que se adapta
a las condiciones para realizar todas las pruebas o ensayos descritos en
él capitulo anterior.
Se llegó a este modelo estudiando cual seria la
forma mas cómoda y segura de realizar todas las pruebas descritas en
elcapitulo anterior y ademas comparando este diseño con otros
bancos que realizan estudios individuales de los mecanismos a estudiar por este
banco. • • • • • • La mesa motor
sera donde se alojara el motor En los rotores se producira
el desbalance de masa La plataforma desalineadora producira la
desalineación del eje superior con respecto al eje del motor En la caja
de engranajes se realizara el estudio de los engranajes El rodillo
tensor es el encargado de tensar la correa de transmisión En los
descansos se estudiaran los rodamientos
CAPITULO 5 DISEÑO Y SELECCIÓN DE COMPONENTES DEL BANCO
Diseño y selección de componentes. En este capitulo se debe
empezar por seleccionar, diseñar y calcular cada uno de los componentes
del banco por ejemplo seleccionar el motor, el variador de frecuencia, calcular
la transmisión por correas, diseñar el eje superior, la caja de
engranajes, soportes, etc. 5.1. Selección del motor.
El motor que llevara este banco no requiere de una gran potencia debido
que no existe una carga considerable, todos los elementos que el banco lleva
montados y a los que el motor debe proveer de movimientos son livianos y
ejercen muy poca carga por lo que el motor a montar debe tener una potencia
baja y alcanzar altas velocidades(aproximadamente 3000
r.p.m.). Al buscar en un catalogo de motores eléctricos VEM el motor
seleccionado tiene las siguientes características: • •
• • • • Marca VEM Motor trifasico, jaula de
ardilla.Modelo K21 R 71 K2 Potencia 0.4 (KW) 2780 r.p.m. Peso 6.7 (kg) Cabe
señalar que el motor ira montado sobre una mesa la cual se describe
en el plano constructivo del banco (Plano N°1 y N°2). 5.1.1
Selección del variador de frecuencia: Debido a que todas las
experiencias llevan consigo una gama de velocidades que van desde 1500 r.p.m.
hasta las 3750 r.p.m. para una prueba de corta duración en la caja de
engranajes, es que es necesario que el banco disponga de un variador de
frecuencia que se adapte a las características del motor y que
éste sea capaz de alcanzar las velocidades requeridas por el banco. Al
buscar en Internet distintos variadores de frecuencias, se selecciono un variador con las siguientes características:
• • • • Marca Mitsubishi Modelo FR-U120 Potencia de
Motor a controlar 0.4(Kg) Salida a 240(v) trifasico
• • • •
Frecuencia de salida de 0.5 a 120 (Hz). Se pueden predefinir 15 velocidades
seleccionables vía entradas de control Curva de aceleración
lineal Peso 0.9 (Kg) Cabe señalar que para el montaje del banco se puede
seleccionar un variador de frecuencia
alternativo al seleccionado anteriormente o que cumpla con las necesidades de
operación del motor a utilizar en el banco
5.2. Diseño y calculo de la transmisión por correas Esta
transmisión se realiza para poder accionar la caja de engranajes que se
encuentra en la base del banco y poder interactuar con pruebas como por ejemplo
la prueba dedesalineación del eje superior y analizar en que afecta este
desalineamiento en la transmisión por correas. A
continuación se muestra una figura de la transmisión que se
adoptara para el banco.
Figura. 5.1: Transmisión del eje superior a
la caja de engranajes. El calculo de las tensiones de la correa se
efectuara asumiendo que la velocidad mínima a la entrada de la cala es
de 1600rpm
5.2.1. Calculo de la correa El calculo de esta
transmisión se hara de acuerdo al Manual de calculo de
correas industriales Pirelli. Datos: n 1 max n2max 1 Lx D D Horas de
trabajo Potencia a transmitir Tipo de trabajo i 3750 rpm 2500 rpm 1.5:1 26.2 cm
80 mm 120 mm 8 hrs 0.5 hp Liviano
Este es el largo primitivo que debe tener la correa que se pretenda instalar en
el banco si se mantienen los 26.2 cm como distancia entre centros de las
poleas. Según la tabla N°4 del
anexo B corresponde a la correa sección '0' N°34, por lo
tanto se dejaran los 26.2 cm como
separación entre los centros de las poleas de la caja y el eje del banco.
5.2.1 e. Determinación del factor de corrección en
relación con la longitud de la correa. Según la tabla N°5 del
anexo B Para la correa 0 34 el factor de corrección es: Fic = 0.92
5.2.1f. Determinación del factor de corrección en relación
del arco de
contacto
Asumiendo que no tuviese el rodillo tensor se tiene que
Luego se adoptara solo 1 correa sección 0 N°34. 5.2.2.
Determinación de la carga sobre el rodillotensor. Según la
guía de proyectos mecanicos nivel 402 tomo 1 del profesor Lautaro
Mardones la fuerza que se ejerce sobre el eje de rodillo tensor corresponde a:
Y como el rodillo tensor que se instalara es de un motor de Nissan 3500 el cual
tiene un eje de 10 (mm) resiste en forma clara esta pequeña fuerza. Cabe
señalar que el armazón de este rodillo
tensor sera modificado del original
para ser adaptado al banco, soldando dos trozos de perfil angulo
30x3Ox3, como
se muestra en la siguiente figura.
5.3. Diseño y calculo del eje superior: Este eje es en donde se
montaran los rotores para poder realizar la prueba de desbalance,
también este eje sera el que sufrira la
desalineación con respecto al eje del motor, en el extremo debera
llevar la polea para la transmisión de movimiento a la caja de
engranajes que se encuentra en la base del banco y de esta manera realizar los
ensayos a que estas cajas estaran sometidas. A continuación se
determinan las cargas a las que estara sometido este
eje, tomando en cuenta que los elementos rotores estan a 10 cm de
distancia entre centros y ademas a 10 cm del centro de los descansos. Cabe señalar que el momento en que el eje se ve mas exigido
es cuando se realizan la transmisión a la caja de engranajes, por lo
tanto, el calculo se realizara tomando en cuenta esta situación.
5.3.1. Fuerzas sobre el eje 5.3.1 a. Por la tensión de la correa: En el
diseño de la transmisión por correas ya sedeterminaron las cargas
que ejerce la correa a través de las tensiones, donde se tiene lo
siguiente: T1= 5.03 (kg) T2 = 1.3 (kg) 5.3.1 b. Por peso aproximado del eje:
Debido a que el eje es de una longitud media aproximadamente de 450 (mm) y
asumiendo un diametro mas menos de 17 (mm) y que el material en el que
sera fabricado es de acero AISI 1040 se tiene que:
5.3.1 c. Por peso de los rotores: Debido a que este eje tendra montado
en si 2 rotores de aluminio a través de los cuales se realizara el
desbalance y asumiendo que el diametro de estos rotores es de 150 (mm)
se tiene que:
Luego de analizar los diagramas tanto horizontal como vertical se tiene que el
momento maximo ocurre en la zona de descanso mas cercano a la
polea, y alcanza un valor igual a:
5.3.4. Calculo de diametro mínimo del eje Ya teniendo
conocimiento de todas las fuerzas que actúan en el eje y sabiendo que el
punto critico se encuentra en el apoyo, y sabiendo que el material del eje es
un acero AISI 1040 Srup=4960 (kg/cm2) y Sflu=2900 (kg/cm2) se continua con el
calculo del diametro mínimo del eje a través del
código de Westinghouse.
Este es el diametro mínimo que debe tener el eje por lo tanto el
diametro mínimo con el cual se fabricara el eje
sera: d = 15 (mm.) D = 17 (mm.) D1 = 18 (mm
Debido a que este eje estara sometido a variadas velocidades y algunas
de estas seran altas, se calculara el diametro del eje a
través de la velocidad criticaasumiendo que la velocidad operacional sea
como maximo el 60% de la primera velocidad critica. Para este calculo
asumiremos el peso del eje despreciable y ocuparemos la ecuación de
RayleighRitz
Ahora ocupando la tabla de formula para deflexiones de vigas de REF N°1 ocupando
la 4a situación tenemos que la defexion en las cargas es:
5.3.6. Calculo de la chaveta para fijar la polea. El
material escogido para la chaveta es el acero St 60 con las siguientes
características: Srup = 6000 (kg/cm2) Sflu = 3600 (kg/cm2) Para un eje
cuyo diametro es de 17 (mm) se recomienda una chaveta paralela de 5x5
con las siguientes características: Profundidad chavetero eje = 3.0 (mm)
Profundidad chavetero cubo = 2.3 (mm) Ancho de la chaveta b = 5.0 (mm)
Como el torque maximo al que estara sometido la chaveta es de 24
(kg * cm) se realizara el calculo de la longitud mínima de la chaveta
con un torque poco mayor.
Se adquiere como la longitud de la chaveta la
longitud del
cubo de la polea Pirelli sección 0 de un diametro de 80 (mm) Ademas se debe realizar un
rebaje para instalar un anillo de seguridad DIN 471 para que la polea no pase del lugar indicado en el
eje.
5.4. Diseño de los elementos rotores A través de estos elementos
se realizara el desbalance de masa en el banco, por lo tanto, estos elementos
estaran perforados en dos hileras para aceptar pernos M10 y de esta
manera se podra controlar a voluntad la cantidad de masapara efectuar el
desbalance, cabe señalar que el rotor sera de fabricado en
aluminio con un diametro de 150 (mm) y un espesor de 15 (mm). A continuación una figura de los elementos rotores
5.4.1. Calculo de los elementos fijadores de
los rotores al eje superior. Para que el rotor este
fijo al eje estara provisto de un chavetero y ademas de un
tornillo prisionero los cuales serviran como
guía y ademas como
elementos de seguridad. Calculo de la chaveta para fijar los
rotores. El material escogido para la chaveta es el acero St 60 con las
siguientes características: Srup = 6000 (kg/cm2) Sflu = 3600 (kg/cm2) Para
un eje cuyo diametro es de 17 (mm) se recomienda una chaveta paralela de
5x5 con las siguientes características: Profundidad chavetero eje = 3.0
(mm) Profundidad chavetero cubo = 2.3 (mm) Ancho de la chaveta b = 5.0 (mm)
Como el calculo de estas chavetas es igual al calculo de la
chaveta para fijar la polea del eje superior, se tiene el mismo torque de 25
(kg*cm) y como las longitudes calculadas son
demasiado pequeñas se adquiere como la longitud de la chaveta la
longitud del cubo del elemento rotor en este caso 15 (mm).
Calculo del tornillo prisionero. Como tornillo prisionero
se selecciona un tornillo M6 de calidad 5.8 y que
estara sometido a la siguiente carga.
Por lo tanto el elemento seleccionado es un tornillo
prisionero sin cabeza con ranura para atornillador M6 (DIN 553) con un largo de
10mm soportara bien comoprisionero del rotor
en el eje del
banco.
5.5. Diseño de los soportes y portarodamientos del eje superior.
Estos soportes son los encargados de alojar el eje superior con todos sus
componentes y a su vez garantizar un buen funcionamiento de las pruebas a
realizar en el banco, Para realizar la experiencia con los rodamientos es
necesario poder retirar con facilidad los rodamientos del lugar donde se
encuentran, para esto se implementó un sistema en el cual el rodamiento
va alojado en un porta rodamiento. Para retira un rodamiento solo se debe
soltar los 4 pernos que sujetan al portarodamiento al soporte del eje y retirar
el portarodamiento hacia atras, ya que el ajuste con el cual estas
piezas estan diseñadas permite un facil retiro del
portarodamiento con el rodamiento en su interior; el rodamiento va ajustado al
portarodamiento mientras el eje entra holgado al rodamiento. Luego para
instalar el nuevo rodamiento se coloca otro portarodamiento con un rodamiento en su interior y se instalan en el soporte del eje, a través
de los pernos y sé continua con las pruebas y analisis. A
continuación se muestra una figura del diseño del descanso y su
portarodamiento que seran instalados en el banco
Este diseño de los soportes garantiza un trabajo cómodo en cuanto
se refiere a la toma de datos, al montaje de instrumentos, al cambio de los
rodamientos y a otra manipulación de los componentes del banco. Cabe señalar que estos elementos sedeben fabricar en acero
al medio carbono. 5.5.1. Calculo de los pernos del
portarodamiento. El portarodamiento estara ensamblado
al soporte mediante 4 pernos M5 calidad 5.8 estos se seleccionaron para
estandarizar los componentes en el banco ya que estos pernos soportan las
cargas a las que estaran sometidos.
Por lo tanto los 4 pernos soportan una gran carga, por lo tanto no fallaran si
no se sobrepasa esta carga, lo cual no sucede en el banco
5.5.2. Calculo de los pernos del soporte a la mesa desalineadora:
Los pernos con los cuales cada uno de los soportes estara adherido a la
mesa seran 2 M8 de calidad 5.8, ya que estéticamente hablando un
perno de menor diametro se vería mal.
Por lo tanto la fuerza centrifuga provocada por el desbalance no debe superar
los 314.88 kg, por lo tanto la masa de pernos para provocar el desbalance no
debe superar los 14 kg y de esta manera los pernos que sujetan los soportes del
banco a la mesa desalineadora no fallaran.
5.6. Diseño de la mesa desalineadora. El
propósito que tiene esta mesa o plataforma es lograra introducir un desalineamiento controlado del
eje del banco con respecto al eje del motor, a su vez esta plataforma es la encargada de
alojar a los soportes del
eje. También en uno de los soportes de la plataforma
se encuentra el rodillo tensor de la transmisión por correas. La
desalineación de la plataforma superior se logra a través de dos
tornillos M6 los cuales mueven un pasadorque se encuentra unido a la
plataforma, los tornillos al tener un paso conocido de 1 mm, es conocido el
grado de desalineamiento. La mesa o plataforma debe unirse firmemente a los
soportes para que esta no sufra los efectos de la vibración por lo cual
la plataforma esta provista de perforaciones ojos de gato para permitir la desalineación
y luego fijar la plataforma a sus soportes Las perforaciones estilo ojo de gato
tendran como función controlar el grado maximo de
desalineación de la mesa, que en este caso alcanza 1.5°, por lo
tanto el largo de la perforación sera de 15 mm. A continuación
se muestra una figura del diseño de la mesa con
la cual se lograra implementar al banco con la simulación de la falla de
alineación de ejes.
Cabe mencionar que el material a utilizar para la fabricación de esta
mesa, tanto para la plataforma como los soportes son de acero
medio carbono, debido a su facilidad de maquinar y disponibilidad en el mercado
estos serian SAE 1045 o similar
5.6.1. Calculo de los pernos fijadores de la mesa
desalineadora a sus soportes. Debido a que estos 4 pernos estan sometidos
a una carga alternada pero no de mucha fuerza, se seleccionaron pernos M8 los
cuales soportan gran carga debido a que la calidad de los pernos es 5.8
Estos pernos fallarían si es que la fuerza centrifuga ocasionada por el
desbalance de masa sobrepasara los 314.88 kg, por lo tanto la masa de pernos
para lograr el desbalance no debe superarlos 14 kg y de esta manera los pernos
seleccionados no debieran fallar. 5.6.2. Calculo de los pernos fijadores
de los soportes de la mesa a la base al banco. Estos pernos son los encargados
de fijar los soportes de la mesa a la base del banco de pruebas y por lo tanto
deben ser pernos que logren afianzar de buena manera los soportes a la base del
banco para esto se seleccionaron perno M10 de calidad 5.8 que aseguran un buen
desempeño para este trabajo.
5.7. Diseño de la caja de engranes frontales de dientes rectos: Como ya
se mencionó en el capitulo 3, las pruebas a realizar en el banco con los
engranajes involucran dos tipos de engranes y ya determinado las velocidades de
entrada y las características de la caja reductora de velocidades, se
procede a efectuar el calculo de la primera de estas cajas, la de
engranaje frontales de dientes rectos.
N n1 n2. n3 Material Srup Sflu Hbn
0.5 hp 1:5:1 2500 rpm (max) 1600 rpm (max) AISI 1040 6000 kg /cm2 4200 kg /cm2
180
5.7.1. Calculo de los engranajes. 5.7.1 a.
Calculo del modulo por flexión.
Luego como
el módulo calculado por duración es mayor que el módulo
calculado por flexión, se utilizara el modulo normalizado y
calculado por duración. Como el
módulo ya se encuentra calculado, el siguiente paso es entregar las
dimensiones del
conjunto de engranajes teniendo en cuenta que la relación de
transmisión es i =1.5.
5.7.2. Diseño y calculo del eje de entrada.Como
el ancho de los engranajes es de 2 cm y estaran ubicados al centro de la
caja, esta sera de 6 cm y por lo tanto el eje tendra las
siguientes características, especificando que el engranaje estara
construido en el eje, por lo tanto ambos son del mismo material.
5.7.2a. Fuerzas sobre el eje 5.7.2a1. Por la polea:
Tomando en cuenta que la velocidad mínima de entrada a la caja reductora
sera de 1600 r.p.m. tenemos que
Lugo la
relación de las tensiones de la correa de transmisión es la
siguiente:
5.7.2a2. Por el engranaje: Debido a que se trata de un
engranaje frontal de dientes rectos existen solo 2 fuerzas, que son la fuerza
radial y la fuerza tangencial.
5.7.2b. Reacciones y diagramas verticales.
Los momentos tanto en el engranaje como en el apoyo 2 son los mas
críticos por lo tanto hay que determinar cual de estos es el de mayor
valor resultante, para lo que se utiliza la siguiente ecuación.
5.7.2d. Calculo del diametro mínimo del eje. Ya
teniendo conocimiento de todas las fuerzas que actúan en el eje y
sabiendo que el punto critico se encuentra en el engranaje, se continua con el
calculo del
diametro mínimo del eje a
través del
código de Westinghouse.
Este es el diametro mínimo que debe tener el eje por lo tanto el
diametro con el cual el eje se fabricara sera: d=10mm.
D=15mm.
5.7.2e. Selección de los rodamientos del eje. Como ya se conocen cuales son las cargas radiales y horizontales
enambos apoyos se debe determinar cual de estos es el mas exigido.
El apoyo mas cargado es el apoyo B y para poder determinar la carga
efectiva se tiene que
Del catalogo de rodamientos SKF se selecciona
el rodamiento que cumple con esta carga dimensiones del eje y distancia entre centros de los
ejes, obteniéndose: Rodamiento 6000 D=10(mm) D2=28(mm) b = 8 (mm)
5.7.2f. Calculo de la chaveta para fijar la polea del eje. El
material escogido para la chaveta es el acero St 60 con las siguientes
características: Srup = 6000 (kg/cm2) Sflu = 3600 (kg/cm2) Para un eje
cuyo diametro es de 10 (mm) se recomienda una chaveta paralela de 4x4
con las siguientes características: Profundidad chavetero eje = 2.5 (mm)
Profundidad chavetero cubo = 1.8 (mm) Ancho de la chaveta b = 4.0 (mm)
Como el torque maximo al que estara sometida la chaveta es de
22.38 (kg * cm) se realizara el calculo de la longitud
mínima de la chaveta con un torque mayor.
Como las longitudes calculadas son demasiado
pequeñas se adquiere como
la longitud de la chaveta la longitud del
cubo de la polea, que en este caso es una polea de sección '0'
de un diametro primitivo de 120 (mm). Ademas se debe fabricar en
el eje un rebaje para alojar un anillo de seguridad DIN 471 como tope de la
polea como se muestra en la siguiente figura y ademas para que la polea
no se retire del eje se debe colocar una tuerca en la punta del eje.
5.7.3. Calculo y diseño del
eje desalida. Como ya se conocen las fuerzas que
actúan en este eje a través del engranaje y
señalando que este eje estara afectado por un freno, que tiene
por intención de aplicar una carga a los engranajes de la caja se tiene
que: 5.7.3a. Fuerzas sobre el eje: Ft = 15.98 (kg) Fr = 5.81 (kg) Mt = 32.55
(kg-cm) 5.7.3b. Reacción y diagramas verticales.
Aplicando las ecuaciones de sumatoria de fuerzas y sumatoria de momentos se
tiene lo siguiente
El momento maximo se encuentra en el lugar donde se ubica el engranaje y
alcanza una magnitud de:
5.7.3d. Calculo del diametro mínimo del eje. Ya
teniendo conocimiento de todas las fuerzas que actúan en el eje y
sabiendo que el punto crítico se encuentra en el engranaje, se continua
con el calculo del
diametro mínimo del eje a
través del
código de Westinghouse.
Este es el diametro mínimo que debe tener el eje por lo tanto el
diametro con el cual el eje se fabricara sera: d = 10 mm.
D = 15 mm. Debido a que este eje se encuentra sometido a un torque por el
efecto del freno, se debe por lo tanto verificar que las dimensiones con las
que se fabricara este eje, no sufriran mayores deformaciones.
Con estos resultados se pude decir que los diametros escogidos para el
eje son adecuados, por lo tanto, el eje no sufriran gran
deformación. A continuación una figura del eje de salida
de la caja reductora
5.7.3e. Selección de los rodamientos del eje. Como ya seconocen cuales son las cargas radiales y horizontales en
ambos apoyos y se aprecia que ambos apoyos tienen la misma carga.
Para poder determinar la carga efectiva se
tiene que: Pefec = Fk * Fd * P Fk = 1.3 Fd = 3.0 Pefec
= 1.3 * 3.0 * 8.5 = 33.15 (kg) = 331.5 (N) Ahora se pasa a determinar la carga
dinamica mínima que debe tener el rodamiento.
L10h salida.
= 8000 (hrs) Debido a que es una maquina de uso
intermitente y por cortos periodos, es esta
duración en horas de servicio. n3 max = 1600 (rpm) velocidad
maxima de operación del eje de
Debido a que estos rodamientos tienen una menor carga que los rodamientos del
eje de entrada se seleccionan los mismos rodamientos que en el eje anterior ya
que cumplen con las capacidades de carga y a la vez para poder mantener un
estandar de los rodamientos en la caja, por lo tanto el rodamiento
escogido del catalogo SKF es: Rodamiento 6000 D=10(mm) D=28(mm) b = 8 (mm
5.8. Diseño de la caja de engranes frontales de dientes inclinados: Ya
determinado el diseño y las características de la caja reductora
anterior se procede a efectuar el calculo de esta
caja. Cabe señalar que las estructuralmente son identicas Datos: N n1
n2. n3 Material Srup Sflu Hbn 0.5 hp 1.5:1 2500 rpm (max) 1600 rpm (max) AISI
1040 6000 kg/cm2 4200 kg/cm2 180
5.8.1. Calculo de los engranajes. 5.8.1 a.
Calculo del modulo por flexión.
Luego como
el módulo calculado por duración es mayor que el
módulocalculado por flexión, se utilizara el módulo
normalizado y calculado por duración. md= 2. Como el módulo ya se encuentra seleccionado el
siguiente paso es entregar las dimensiones del conjunto de
engranajes teniendo en cuenta que la relación de transmisión es i
=1.5.
Por lo tanto la distancia entre centros de los engranajes sera la
siguiente
5.8.2. Diseño y calculo del eje de entrada. Como los engranajes tienen las mismas dimensiones que los
engranajes anteriores, el eje tendra las mismas dimensiones del eje de la caja de engrane de
dientes rectos, y como lo único que lo
diferencia de la caja anterior es la fuerza axial se daran las mismas
cargas, por lo que se procede a calcular sólo el diametro
mínimo del
eje. A continuación se muestran las fuerzas que genera el engranaje
Como la fuerza axial influye solo en los
factores de efectos diversos, para el calculo del
diametro mínimo del
eje, se pasa a calcular este eje. 5.8.2a. Calculo del diametro
mínimo del
eje. Ya teniendo conocimiento de todas las fuerzas que actúan en el eje
y sabiendo que el punto crítico se encuentra en el engranaje, se procede
al calculo del
diametro mínimo del eje a
través del
código de Westinghouse.
Este es el diametro mínimo que debe tener el eje, por lo tanto el
diametro con el cual este eje se
fabricara, sera con las mismas dimensiones del eje de entrada de la caja anterior:
d=10mm. 5.8.2b. Selección de los rodamientos del eje. Como ya
seconocen cuales son las cargas radiales, horizontales y axiales en ambos
apoyos se sabe que el apoyo mas cargado es el apoyo b y con una carga
igual a: Apoyo B = 16.27 (kg) Para poder determinar la carga efectiva se tiene
los mismos valores que en la caja anterior, por lo tanto la carga
dinamica sera la misma: Cd = 4495 (N) para rodamiento de bolas.
Cd = 3549 (N) para rodamiento de rodillos. Del catalogo de rodamientos SKF se
selecciona el rodamiento que cumple con esta carga y sabiendo que la carga
axial es mínima se seleccionan los mismos rodamientos manteniendo de
esta forma un estandar de componentes. Luego el
rodamiento seleccionado igualmente que para el eje de entrada de la caja anterior
es: Rodamiento 6000 D=10(mm) D=28(mm) b = 8 (mm) D=15mm.
5.8.2c. Calculo de la chaveta
para fijar la polea. Debido a que las fuerzas sobre la chaveta son las
mismas que para el eje de la caja de dientes rectos se escogera la misma
chaveta
Para un eje cuyo diametro es de 10 (mm) se recomienda una chaveta
paralela de 4x4 con las siguientes características: Profundidad
chavetero eje = 2.5 (mm) Profundidad chavetero cubo = 1.8 (mm) Ancho de la
chaveta b = 4.0 (mm)
5.8.3. Calculo y diseño del eje de salida. Como ya se conocen las fuerzas que actúan en este eje a través del
engranaje, que el punto crítico se encuentra en el engranaje solo se
pasara a definir el diametro mínimo del
eje a través del
código de Westinghouse: 5.8.3a. Calculo deldiametro
mínimo del
eje.
Este es el diametro mínimo que debe tener el eje, por lo tanto el
diametro con el cual este eje sera
fabricado, es el mismo que en el eje de salida de la caja de engranajes de
dientes rectos: d = 10 mm. D = 15 mm. Ya se sabe que con estas dimensiones el
eje no sufrira mayores deformaciones. 5.8.3b. Selección de los
rodamientos del
eje. Como ya se
conocen cuales son las cargas radiales, horizontales y axiales en ambos apoyos
y sabiendo que carga dinamica se requiere para ellos se seleccionaran
los mismos rodamientos que en la caja anterior para este
mismo eje y de esta manera se mantiene el estandar de rodamientos para
las cajas de engranes, siendo el rodamiento escogido: Rodamiento 6000. d =10
(mm) D =28 (mm) b = 8 (mm
Ya se encuentran diseñados los componentes de la caja de engranajes de
dientes rectos y la de dientes inclinados por lo tanto a continuación se
procede al calculo de los pernos de las tapas de costado
5.9. Calculo y diseño de los elementos exteriores de las cajas de
engranajes A continuación se muestra un dibujo de cómo
sera la tapa de costados y del portarodamientos de las cajas, cabe
señalar que estos modelos son para los dos tipos de cajas de engranajes,
otro punto que se debe mencionar es que tanto las tapas como los
portarodamientos que atraviesan los ejes llevan sellos de goma, para evitar
fugas de aceite, al igual que una empaquetadura entre la tapa de costado y la
base lateralde la caja.
5.9.1. Fuerzas sobre los pernos. Para determinar en que dirección existe la mayor carga se debe
volver al calculo de los ejes en donde encontramos que las fuerzas
mas significativas estan en los apoyos mas cercanos a la
polea. Pero las cargas horizontales son mayores que las verticales pero
el apoyo inferior debe restarse al apoyo superior por lo tanto la carga total
sera: F= Rb - Rd = 16.27-8.5 = 7.77 (kg
Por lo tanto ya hechas las comprobaciones de los esfuerzos mas
críticos y obteniendo buenos resultados se opta por dejar estos pernos
métricos de 5 (mm). 5.9.3. Calculo de los pernos del
porta rodamiento. Debido a que la carga que afecta de mayor manera e estos
pernos es la fuerza axial provocada por los engranajes de dientes inclinados
donde la fuerza es
Por lo tanto los 3 pernos soportan mas carga que a la que se veran
enfrentados. Estos pernos estan sometidos a tracción por lo que
se debe aplicar la siguiente comprobación
5.9.4. Diseño de la placa base de la caja. A continuación se
muestra un dibujo de la placa base de la caja.
5.9.4a. Pernos de la placa a la caja Debido a que los
pernos que sujetan esta placa con la caja de engranajes no tienen una carga
mayor, sino mas que la tensión de las correas cuando estas
estan funcionando, por lo tanto se seleccionan 4 pernos métricos
M5 con cabeza avellanada (DIN 87) para que la cabeza del perno no toque la
placa base del banco.
Paradeterminar la carga que soportan estos cuatro pernos, asumiremos un factor de seguridad SH=1.5
Por lo tanto los 4 pernos soportan mas que de buena manera la carga que
se presenta sobre ellos, que seria la tensión de la correa que equivale
aproximadamente a 7kg. 5.9.4b. Pernos de la placa a la base del banco Cabe
señalar que el peso de la caja no ejerce carga sobre los pernos, las
cargas existentes son debido a las reacciones en las tapas por las correas
donde la fuerza F=6(kg) y la otra fuerza es la axial donde F=5 (kg). Por lo
tanto la fuerza neta es
de la tabla hilo corriente serie 1 de la guía de proyectos
mecanicos nivel 402 (REF N°2) se toma el perno con el area
mayor que la calculada, en este caso por estética y estandarizar
elementos seran pernos:
Por lo tanto los 4 pernos soportan de buena manera la carga existente sobre
ellos, la cual no sobrepasa los 10 kg. como anteriormente se
demostró 5.9.5. Cantidad de lubricante en la caja de engranajes: Cabe
señalar ya terminados los calculos de los componentes de la caja
de engranajes que la cantidad de lubricante que las cajas reductoras de
velocidades medias a altas deben contener en su interior es del 60% de su
engranaje mayor por lo cual en este caso se tiene que: El diametro del
engranaje mayor = 46 mm. El nivel de lubricante al engranaje = 46 * 0.6 = 27.6
mm por lo tanto el lubricante al interior de la caja debe cubrir al engranaje
hasta esta altura lo cual no deja unvolumen de lubricante igual a: 102.5 (cm3)
Cabe señalar que la caja estara provista por dos tapones uno para
introducir el lubricante y el otro para evacuarlo. Estos tapones son M12 y para
sellar deben ser atornillados con teflon.
5.10. Selección del freno: El freno que
llevara este banco no requiere de un gran tamaño debido que no
aplicara una carga considerable, la carga que se aplicara
sera solo para simular una situación real de operación a
la que los engranajes estan sometidos en el trabajo industrial. Al
buscar en Internet un catalogo de frenos
electromagnéticos el freno seleccionado tiene las siguientes
características: • • • • • Marca Warner
Modelo PB 170. Carga ajustable Torque promedio maximo 15 en Lbs.
Velocidad maxima del
eje a frenar 10000 r.p.m. 5.10.1.Diseño del
soporte del
freno. Para poder instalar en el banco el freno seleccionado anteriormente se
debe diseñar un soporte el cual debe quedar a
la distancia adecuada y permitir un facil montaje del freno y también un facil
montaje de la caja reductora de velocidad. A continuación se muestra una
figura de cómo es el diseño de este
soporte.
Con este soporte el freno quedara siempre en
este lugar y para retirar la caja de engranajes se deben soltar los pernos de
la caja que la fijan al banco y retirar hacia atras la caja sin mover el
soporte del
freno.
Por lo tanto los 3 pernos soportan una gran carga, la que no
sobrepasara el freno mientas esté funcionando elbanco y por lo tanto los
pernos escogidos no debiesen fallar. 5.10.2. Selección del
controlador del freno
electromagnético: Debido a que el freno que se seleccionó
anteriormente es electromagnético este debe estar equipado de un
controlador que regule la operación del freno y la carga a aplicar por este. Por
esto se busco en el mismo lugar donde se buscó el freno, un controlador que se adaptara a las características del freno seleccionando el siguiente controlador: •
• • • • • • • Marca Warner Electric
Modelo CBC-200 Un canal ajustable de corriente Un canal de voltaje fijo Para frenos de 90 volts. Indicador de
corto circuito Voltaje de entrada hasta 220 VA. Peso 0.9 (Kg) Cabe
señalar que al momento de montar este banco se
puede seleccionar otro controlador alternativo y/o solicitar ayuda al proveedor
con respecto a este aparato.
5.11. Placa base del banco: Esta es la placa encargada
de alojar todos los componentes del banco por lo tanto reviste importancia en
cuanto a sus dimensiones y su mecanizado, la dimensión de esta placa es
800x450x15 de acero 1045 y su mecanizado se muestra con mayores detalles en los
planos anexos a este trabajo de titulación, cabe señalar que esta
placa se monta sobre 2 perfiles cuadrados (50x50x3) y de esta manera facilitar
el montaje de los componentes del banco sobre esta placa base. A continuación
se muestra un dibujo de la placa base del banco.
CAPITULO 6 EVALUACION DE COSTOS
El bancosimulador de fallas se compone de una serie de elementos dentro de los
cuales encontramos los comerciales y los diseñados, en los comerciales
tenemos: Motor eléctrico, Variador de frecuencia, Acoplamientos
flexibles, Rodamientos, Poleas, Correas de transmisión, Freno
electromagnético, elementos de unión (pernos, turcas, etc),
Rodillo tensor. Y los otros elementos son netamente diseñados para este banco y que se deben construir en los talleres de la
universidad o en fabricación externa aumentando los costos del banco. Para realizar
el analisis de costos que implica implementar este banco se
evalúo el precio de los elementos comerciales y solo el costo del
material para la fabricación de los elementos diseñados y de esta
manera bajar los costo de fabricación del banco para la universidad. A continuación se dan a conocer los valores de
adquisición de cada uno de los elementos por separado, según la
información entregada directamente por los proveedores de estos
elementos. Motor eléctrico VEM con las características
mencionadas en la sección 5.1. La cotización de este motor se efectuó a la casa comercial Lureye.S.A
(Av.Vicuña Mackenna 1503), siendo el valor de éste: $ 45000 +
IVA. Variador de frecuencia, compatible al seleccionado en la
sección 5.1.1. La cotización de este
producto se efectuó a la importadora SARGENTMR. (Av.Pdte.Bulnes205),
siendo el valor del
variador mas el cable de: $ 360000 + IVA-. Freno
Electromagnético seleccionado en la sección5.10. del trabajo de titulación
La cotización de este elemento se realizó ademas con el
controlador, al proveedor del
fabricante Warner electric y su valor es: US $ 666 + gastos de envío.
Acoplamientos flexibles Flender, estos acoplamientos fueron seleccionados para
el banco según un catalogo suministrado por
SARGENTMR. En el cual se seleccionaron dos acoples: BIPEX BWN 43
ZAPEX ZNG 76. Los acoples alcanzan un valor de: $
34227 + IVA. El Rodillo tensor del motor NISSAN 3500, que sera adaptado
al banco según la figura.5.2 fue cotizado a AUTOMOTORA B&H
LTDA.(Calvo 377-A Rancagua) y tiene un valor igual a: $ 8500 + IVA La correa de
transmisión marca Pirrelli, calculada en la sección 5.2.1. de este trabajo. La cotización de este
elemento se realizo en AUCAMAR (AV. Brasil 1177 Rancagua), y alcanzo un valor de: $ 1700 +
IVA. Las poleas que requiere el banco simulador de fallas, son de
sección o. Estas poleas fueron cotizadas en AUCAMAR (AV. Brasil 1177
Rancagua), y alcanzaron un valor de $ 15300 + IVA Los rodamientos seleccionados
para la caja de engranajes y para el eje superior, son de cargas
pequeñas, fueron cotizadas en Rodríguez e Hijos
Ltda.(Sta.María esq. Alameda. Rancagua) y alcanzan un valor de: 6 unidades
6002 $ 15000 + IVA 24 unidades 6000 $ 45600 + IVA Los elementos de unión
que se calcularon y seleccionaron en los capítulos anteriores y que son
de inmensa importancia para el montaje del banco, fueron cotizados en Rodaper
RattiLtda (Alameda 232 Rancagua), y alcanzan en total la suma de: $ 16540 +
IVA. Para realizar un buen sellado de la caja de engranajes se deben colocar
elementos para evitar la fuga de aceite estos elementos son orrings (sellos de
goma) y empaquetadura, estos fueron cotizados en Rodaper Ratti Ltda (Alameda
232 Rancagua), y alcanzan la suma de: Veumoide 5mm $ 2520 + IVA
12 orrines de 10 mm de diametro $ 600 + IVA 24 orrines de 32 mm de
diametro $ 1400 + IVA Para los apoyos de la base del banco es necesario
perfil cuadrado 50x50x3 el cual al ser pedido en forma dimensionada 800mm en
Construmart (Av. Miguel Ramírez 1191 Rancagua), alcanzan la suma de: $
10350 + IVA A continuación se dan a conocer los valores de
adquisición de los materiales para la fabricación de los elementos
exclusivamente diseñados para el banco, según la
información entregada directamente por los proveedores de estos
materiales. 6 Bloques de Acero mecanizado C1045 120x100x60
para la caja de engranajes. La cotización de este producto se
realizó telefónicamente a Metalmack Ltda (Av. Miguel
Ramírez 1191 Rancagua,
fono:216535), siendo el valor de este: $ 57000 + IVA.
1 Plancha de 1000x1000x20 de acero SAE 1045 para la plataforma desalineadora y
sus soportes, la mesa del motor, los soportes de los pernos desalineadores, los
portarodamientos del eje y la caja de engranajes. Esta plancha fue cotizada en
Aceros Rancagua (Carrera pinto 1104 Rancagua) y
alcanza un valor de: $116400 + IVA 1 Plancha de
800x450x15 de acero ASTM A-36 para la base del banco. Esta plancha fue cotizada en
Aceros Rancagua (Carrera pinto 1104 Rancagua) y alcanza un valor de: $ 43400 +
IVA 1 Plancha de 500x340x10 de acero ASTM A-36 para las tapas de costado del
banco. Esta plancha fue cotizada en Aceros Rancagua (Carrera pinto 1104
Rancagua) y alcanza un valor de: $ 17350 + IVA
1 Plancha de 500x300x5 de acero ASTM A-36 para las placa base de la caja,
soportar el vareador de frecuencia y soporte del freno. Esta plancha fue
cotizada en Aceros Rancagua (Carrera pinto 1104 Rancagua) y alcanza un valor
de: $ 8280 + IVA Para los distintos ejes del banco se cotizaron barras de acero
redondas en Aceromarket Ltda (Carrera pinto 1045 Rancagua) y alcanzan un valor
de: Barra de 3/4' de diametro x 500 mm acero AISI 1040 $ 5740 + IVA
Barra de 2' de diametro x 1000 mm acero AISI 1040 $ 10300 + IVA
Barra de 11/2' de diametro x 1000 mm acero AISI 1040 $ 9350 + IVA
Barra de 7/16' de diametro x1000mm acero ASTM A-36 $ 2500 + IVA
Cabe señalar que estas cotizaciones se realizaron en forma personal con
los proveedores que se mencionan anteriormente, esto para los materiales de los
elementos diseñados para el banco. Luego el costo total que alcanzan los
materiales de implementar este banco es de: $1275275 +
IVA. Luego como el banco debe estar acondicionado con una serie de instrumentos
basicos tales como acelerometros, termómetro digital,
estetoscopio yuna caja de herramientas estos también se evaluaron
económicamente: 6 acelerometros Endevco 5219-A Estetoscopio
Mecanico Digital Termómetro digital Juego de llaves punta y
corona hasta 20mm Caja de herramienta + martillo de goma Luego el costo total
del banco alcanza la suma de: US $ 1770 US $ 1200 $ 90653 + IVA $ 15300 + INA $
2300 + IVA
$3382338 + IVA
CAPITULO 7 CONCLUSIONES
De acuerdo al objetivo planteado desde el comienzo del presente trabajo, se
puede afirmar que sé a logrado diseñar un banco en el cual se
pueden estudiar las características de elementos mecanicos en
total normalidad y compararlos con los mismos elementos pero que se encuentran
dañados y/o se encuentran en condiciones anormales de funcionamiento.
Respecto de los objetivos específicos planteados en el anteproyecto y
también al comienzo del presente trabajo, podemos
afirmar que se han cumplido con total satisfacción. Comienza este trabajo investigando cuales son las fallas mas
recurrentes en las maquinas en el ambito industrial,
determinandose que en estas, las que involucran en gran parte a todas
las fallas son: el desabalance, la desalineación, la mala
lubricación y por ultimo la sobrecarga o sobresfuerzo. Al analizar en
mayor profundidad estas fallas se dan a conocer las distintas
características que desarrollan los elementos mecanicos y cuales
son las herramientas y/o instrumentos que se necesitan para reconocer los
síntomas y características de estoselementos al verse enfrentado a estas situaciones anormales de funcionamiento. Gracias a
la esta etapa de investigación se pudieron organizar, de manera
teórica, un conjunto de ensayos que se debieran realizar en un
laboratorio de mantención para que las personas adquiriesen la habilidad
de reconocer las características de los elementos mecanicos
cuando estos estan en mal estado o comienzan a fallar, ademas las
personas que realizaran estos ensayos podrían adquirir la habilidad de
utilizar instrumental moderno para la detección de anomalías en
las maquinas. Realizado ya el conjunto de experiencias se comenzó el
diseño conceptual del banco que cumpliese con todas
las facilidades para llevar acabo la totalidad de los ensayos de un posible
laboratorio de mantencion. En este punto solo se muestra la alternativa final
pero cabe señalar que fue después de mucho trabajo de
diseño previo y analisis de posibilidades que se llego a esta
alternativa final, que satisfacía con todas las facilidades que se
necesitan para realizar las pruebas de un laboratorio de mantención.
A continuación del diseño conceptual del banco se paso al
diseño en detalle de cada componente del banco y es en esta etapa donde
se estudiaron distintas alternativas para cada componente, las cuales se
desechaban sobre la base de la factibilidad técnica, a la facilidad de
manejo de estos componentes, al montaje, a la toma de datos, a la facilidad de
manejo, etc. Lo menos importantepero que también fue tomada en cuenta a
la hora de decidir cual alternativa escoger era el costo de implementar las
alternativas cualquiera de las alternativas En este punto se diseñaron
elementos especialmente para el banco, en base a la guía acertada tanto
del Profesor Fernando Espinosa como del Profesor Ambrosio Martinich, y los
otros elementos se seleccionaron directamente para el banco de catalogos
y paginas en Internet. Al final de este trabajo se
realizo una evaluación de los costos que involucra llevar a cabo un
proyecto como
este, para lo cual se contacto directamente con los proveedores de los
elementos que se encuentran en el comercio. De los elementos
netamente diseñados para el banco, se realizo solo la evaluación
de los materiales para la fabricación de estos no tomandose en
cuenta la mano de obra ya que estos elementos se pueden fabricar en los
talleres de la universidad.
BIBLIOGRAFIA
A. Libros. Robert L Mott. Diseño de Elementos de
Maquinas. Prentice Hall Hispanoamericana, S.A.
Lautaro Mardones. Guía Proyectos
Mecanicos nivel 402 Tomo 1. Universidad de Talca. Joseph Edward
Shigley. El Proyecto en Ingeniería Mecanica.
McGraw-Hill. Albert Bachmann. Dibujo Técnico. Editorial Labor. Victor Wowk. Machinery
Vibation. McGraw-Hill.
