INSTITUTO TECNOLOGICO DE TLALNEPANTLA
ALUMNO:
Sánchez Gámez Ricardo
MATERIA:
PROYECTO: investigación
Vibraciones mecánicas
de la unidad 4“balanceo de rotores y
elementos rotativos”
PROFESOR: ING: Coronel Guerra Eduardo
CARRERA:
Ingeniería Mecánica
Contenido
Introducción ................................................. ........................................................................... .................................................... .................................. ........ 3 4.1 CONCE CONCE PTOS PTOS DE DE SB ALANCE , ROTOR ROTOR R ÍGIDO, ÍGIDO, FLEXIBLE FLEXIBLE Y S U TOLERANCIA. ................................................ .......................................................................... .................................................... .............................. .... 4 4.2 BALANCEO ESTÁTICO. ........................... ..................................................... .................................................... ............................ .. 10 4.3 B ALA NCEO DINÁMICO DINÁMICO E N UNO UNO Y DOS PLA NOS NOS POR E L MÉTODO MÉTODO DE COEFICIENTES COEFICIENTES DE INFLU INFLUENCIA. ENCIA. .................................................. ...................................................................... .................... 11 4.4 TOLER TOLER ANCIA DE DES BA LANCE. ................................................ ................................................................ ................ 17 Conclusión ................................................. ........................................................................... .................................................... ................................ ...... 22
Introducción El análisis de vibraciones es una técnica de mantenimiento predictivo que permite
diagnosticar el 80% de fallas en maquinaria rotativa cómo desbalanceo, desalineación, falla en rodamientos, etc. El balanceo es la técnica de corregir o eliminar fuerzas o momentos generadores de perturbaciones vibratorias. En la inmensa mayoría de los casos, el desbalance se caracteriza por presencia de altos niveles de vibraciones en los planos radiales del rotor. Los rotores pueden ser exclusivamente giratorio en torno a su propio eje, como en los motores eléctricos las bombas centrífugas y axiles, o bien compuesto, es decir, de rotación y revolución en torno al eje. En todas las máquinas rotativas, los principales problemas relativos al rotor son: el equilibrado y la refrigeración. El primero se presenta con una solución más fácil y completa respecto a las máquinas dotadas de mecanismos de bielamanivela, pudiéndose obtener generalmente un perfecto equilibrado de todas las fuerzas alternativas y giratorias mediante contrapesos. Básicamente, el desbalance es un problema cuyo origen radica en la distribución no uniforma de la masa del rotor, la cual se traduce en un corrimiento entre el eje central geométrico del rotor, que generalmente coincide con el eje de rotación y el centro de masas del propio rotor. De manera que, la corrección del desbalance se reduce a adicionar logrando que la nueva distribución genere fuerzas dinámicas que resulten en equilibrio Se dice que una pieza se encuentra desbalanceada cuando su centro de masa (centro de gravedad) no coincide con su centro geométrico. Esta condición es causada por una distribución desigual del peso del rotor alrededor de su centro geométrico. Otra definición es que el desbalance es la condición que existe en un rotor cuando fuerzas de vibración o movimiento es impartida a sus cojinetes como resultado de la fuerza centrifuga. El desbalanceo mecánico es la fuente de vibración más común en sistemas con elementos rotativos, todo rotor mantiene un nivel de desba lanceo residual, el hecho de que estos generen vibraciones o no, dependen bás icamente de que estos operen dentro de las tolerancias de calidad establecidas en las normas para las características y velocidades del rotor en cuestión.
4.1 CONCEPTOS DE DESBALANCE, ROTOR RÍGIDO, FLEXIBLE Y SU TOLERANCIA.
El desbalanceo mecánico es la fuente de vibración más común en sistemas con elementos rotativos, todo rotor mantiene un nivel de desbalanceo residual, el hecho de que estos generen vibraciones o no, dependen bás icamente de que estos operen dentro de las tolerancias de calidad establecidas en las normas para las características y velocidades del rotor en cuestión. Existe una gran cantidad de fuentes del desbalanceo mecánico en maquinaria rotativa, las más comunes son: Falta de homogeneidad en materiales, especialmente en fundiciones, en las cuales la presencia de burbujas de aire es una causa común de desbalanceo,
Flechas flexionadas
Errores de maquinado y tolerancias en el proceso de manufactura,
Cambio de componentes del rotor durante operaciones de mantenimiento,
Desgaste irregular durante la operación de la máquina,
Depósitos de material acumulados durante la operación de la máquina,
Distorsión del rotor debida a gradientes de temperatura
Un cierto grado de desbalance en cualquier tipo de máquina rotativa es inevitable. Los diseñadores de máquinas las especifican con tolerancias de diseño, maquinado y ensamblaje, tales tolerancias pueden producir algún tipo de desequilibrio o desbalance. El desbalance es la distribución irregular de las masas de un cuerpo respecto al centro geométrico o de rotación. Se define el desbalance como la condición donde el eje de inercia del rotor no coincide con su eje de rotación, provocando que el giro no sea concéntrico y
produciéndose, la descompensación de masas que al girar con cierta aceleración originan fuerzas excitadoras radiales y/o momentos dinámicos que por lo tanto producen vibraciones La frase clave es “línea o eje de rotación” como opuesta a la “línea de centro geométrico”. La línea de rotación ha sido definida como el eje alrededor del cual el
rotor puede girar si no está restringido por las chumaceras o baleros. (También se le ha dado el nombre de eje principal de inercia).
La línea del centro geométrico será la línea de centro físico del rotor. Cuando las dos líneas de centro son coincidentes, entonces el rotor se encontrará en el estado de balance o balanceado. Cuando las líneas se encuentran separadas, el rotor se encontrará desbalanceado
El desbalance puede ser inherente o producido por diversas causas, entre las cuales se encuentran:
Desgaste de partes rotativas de las máquinas.
Erosión causada por el fluido de trabajo.
Corrosión.
Distorsión por presión o temperatura de trabajo.
Depósito de materiales.
Montaje defectuoso de componentes.
Falta de simetría en las partes rotativas de las máquinas, debidas a la fundición, forjado, maquinado, a carga o a dilataciones no homogéneas.
Falta de homogeneidad causada por soldaduras.
Variaciones en la estructura química y cristalina del material, causadas por el vaciado o tratamiento térmico.
Variaciones en el tamaño de tornillos, tuercas, y otros sujetadores.
Componentes doblados o rotos.
Componentes excéntricos.
Muchas causas han sido enlistadas como contribuyentes a una condición de desbalance, incluyendo problemas del material como son densidad, porosidad, huecos y sopladuras. En los procesos de manufactura, si se toma el debido cuidado para asegurar que los maquinados de los vaciados han sido concéntricos, entonces estos asegurarán que los dos ejes coincidan y el rotor una vez ensamblado se encontrará balanceado Principalmente los problemas de desbalance debidos a la fabricación son a causa de las tolerancias, cuando un eje bien balanceado y un rotor bien balanceado se unen, las tolerancias pueden permitir desplazamientos radiales, los cuales producirán una condición de desbalance. La adición de cuñas y cuñeros aumentan los problemas. Aun existiendo estándares para ejes y cuñas, en la práctica, los diferentes fabricantes siguen sus propios métodos. Algunos u san cuñas completas, otros utilizan medias cuñas y otros no las utilizan en absoluto. Es por esto, que cuando se ensamblan las unidades y las cuñas son agregadas, el desbalance será siempre el resultado. Las modernas especificaciones para las tolerancias de balanceo creadas por ISO, API, ANSI y otros, hacen imperativo que las convenciones enlistadas por ellos sean seguidas. El desentendimiento o la negativa a seguirlas desembocarán en un bajo nivel de balanceo o incluso la imposibilidad de alcanzarlo.
ROTORES RÍGIDOS Y ROTORES FLEXIBLES. Si un rotor es operado dentro del 70% al 75% de su velocidad crítica (la velocidad a la cual ocurre la resonancia, es decir, su frecuencia natural) este puede ser considerado como un rotor flexible. Si éste es operado por debajo de esta velocidad le considera rígido. Un rotor rígido puede ser balanceado en sus dos planos extremos y permanecer en estado de balance cuando está en servicio. Un rotor flexible requerirá balanceo en múltiples planos. Si un rotor es balanceado en una máquina de balanceo de baja velocidad asumiendo que es rígido, y luego en operación se comporta como flexible, entonces el resultado será desbalance y por tanto gran vibración. Cuando el desbalance ha sido identificado y cuantificado, la corrección es inminente. Los pesos tienen que ser ya sea agregados o sustraídos del elemento giratorio. Esto en miras a reducir la distribución irregular de la masa tal que las fuerzas centrifugas y las vibraciones inducidas en las estructuras de soporte se encuentren en un nivel aceptable.
Rotores rígidos Pueden ser definidos como aquellos rotores que siendo balanceados en dos planos cualesquiera, no cambiarán su comportamiento dinámico con el incremento de velocidad, aún cuando estos alcancen su máxima velocidad de operación. El balanceo de rotores rígidos en máquinas de baja velocidad tendrá que ser ejecutado, tomando la máxima velocidad de operación de estos, como referencia para el cálculo del desbalance residual. Hay un tipo de rotores que una vez equilibrados, en bajas revoluciones, presentan problemas cuando alcanzan su velocidad de régimen de trabajo; estos rotores son los que llamamos elásticos.
Rotores flexibles
Son aquellos que no satisfacen la definición de los rotores rígidos, debido a que tienden a flexionarse bajo la acción de las fuerzas dinámicas producidas por el desbalance. Tal comportamiento puede ser agravado por los cambios en temperatura y carga que puedan tener lugar durante la operación del rotor. En principio podemos tener un rotor rígido a bajas revoluciones y sin embargo, cuando lo lanzamos a una gama mas alta de revoluciones y dependiendo de su longitud, pierde su carácter de rotor rígido y se convierte en un rotor elástico.
Tolerancias en un Desbalanceo
El termino desbalanceo se refiere a dos cantidades. La primera el límite aceptable de un rotor y es usualmente llamado desbalance permisible o aceptable. El segundo es
el
desbalance
existente
o
residual
en
un
rotor.
El desbalance permisible o aceptable puede ser determinado por:
Experiencia o historial sobre maquinas similares.
En la etapa de diseño la selección de rodamientos.
Normas seguidas en la industria como la ISO 1940/1 o VDI 2060.
Por último, se debe resaltar el hecho de que cuando un motor eléctrico se encuentra desbalanceado o desalineado, debemos tomar los recaudos necesarios para minimizar los esfuerzos que generan cada uno de estas fuerzas excitatrices, con el único fin de garantizar la mejor confiabilidad de la maquina bajo estudio.
METODO PARA BALANCEO ESTATICO
El disco de la figura. 1, cuyo dentro de gravedad descansa a una distancia “e” del
centro de la flecha vibrara a la vez que originara fuerzas rotativas que deberán transmitirse a los apoyos. La vibración y las fuerzas en los apoyos pueden eliminarse adjuntando una pequeña pesa en el “lado ligero del disco, de manera
que deslice al centro de gravedad G haciéndolo coincidir con el centro del disco "S" de la flecha. Si “e” es la excentricidad o riginal, M la masa del disco y m la masa de corrección aplicadas a una distancia radial “r” de “S” entonces.
La determinación de la posición de la corrección e un problema que pertenece a la estática. Por ejemplo, la flecha puede colocarse sobre dos rieles horizontales y paralelos, a consecuencia la parte pesada se deslizará hacia abajo y el peso de corrección se colocara tentativamente en la parte superior del disco. A continuación se va variando la magnitud de este peso hasta que el disco permanezca en equilibrio indiferente, es decir, que no muestre tendencia alguna a deslizarse independientemente de la posición en que de coloque. A fin de llevar a un mínimo los errores de este procedimiento. Los rieles deben ser construidos de un acero duro. Firmemente empotrados en una gran masa de concreto, de manera que la deformación por la solicitación de la carga sea lo más pequeño posible. Este conjunto de rieles horizontales constituye la maquina balanceadora estática más sencilla que se conoce. En las maquinas donde la masa rotativa tiene la forma
de un disco, es decir, que la dimensión a lo largo del eje es pequeña, el balanceo estático es el único balanceo necesario para garantizar una operación silenciosa a cualquier velocidad. Resulta muy conveniente que se coloquen rodamientos en los extremos de los ejes, y también en los soportes de la maquina así se eliminaran los errores debido al rozamiento Aunque este es el soporte de una máquina de balanceo dinámico, habría que retirar la banda para que se convierta en una maquina elemental de balanceo estático.
4.2 BALANCEO ESTÁTICO.
Balanceo estático La Mechanical Power Transmission Association (Asociación de Transmisión de Potencia Mecánica, MPTA) es un organismo de fabricantes, entre ellos Browning, que define criterios para la fabricación de productos de transmisión de potencia incluyendo poleas acanaladas. La MPTA define el balanceo de polea acanalada estático como “un balanceo plano o estático”. La MPTA declara que “Se dice que un cuerpo giratorio es tá en balance estático (a
veces llamado balance en reposo) cuando su centro de gravedad coincide con el eje sobre el que gira”. Un balanceo en un plano es la norma recomendada para casi
todos los productos de polea acanalada. A consecuencia de esto, casi todas las poleas acanaladas Browning se balancean estáticamente. El organismo MPTA corrige el desbalanceo estático al quitar peso (típicamente un orificio perforado) del punto pesado. las pautas de balanceo de un plano de la MPTA se basan en la velocidad periférica permisible del hierro fundido (6,500 pies/min o 33 m/s). Más del 50% de los problemas de vibración en equipos rotativos se presentan por pérdida de equilibrio, debido a desgastes o variación de peso por acumulación de
material en los impulsores, rotores, ventiladores, poleas, etc. lo cual reduce la vida útil de los componentes de máquina. El desbalanceo definido técnicamente es la no coincidencia del centro de gravedad con el centro de giro, lo cual genera una fuerza centrífuga no compensada, traducida en vibraciones. En el proceso de balanceo la asimetría de la distribución de la masa se compensa con la adición o remoción de material, permitiendo minimizar la vibración, el ruido y el desgas te de los elementos de máquina. Este servicio se hace con base en la norma ISO1940. Los equipos utilizados para la prestación de este servicio son de última generación y de marcas reconocidas mundialmente.
4.3 BALANCEO DINÁMICO EN UNO Y DOS PLANOS POR EL MÉTODO DE COEFICIENTES DE INFLUENCIA. Método de Coeficientes de Influencia para Balanceo en un Plano El método
tradicional de balanceo en un plano por coeficientes de influencia utiliza los datos de lectura de vibración del rotor en su condición de desbalance original (“tal cual”) y
la lectura correspondiente a una corrida con peso de prueba. Donde las lecturas de vibración son fasores, con magnitud y ángulo de fase. Este coeficiente representa el efecto que produce en la vibración de un rotor, inicialmente balanceado, un peso unitario en la posición de cero grados.
Vibraciones con Pulsaciones Las vibraciones con pulsaciones se presentan cuando existen dos o más armónicas con frecuencias muy similares, las cuales se suman y producen una resultante cuya magnitud varía entre un máximo y un mínimo con una periodicidad que depende de la diferencia entre las frecuencias de las armónicas
Para ilustrarlo suponga que se tienen dos armónicas:
La resultante es la suma de ellas, la cual mediante identidades trigonométricas se puede expresar como:
Se observa que la amplitud de la vibración resultante varía entre los valores:
Muestra la suma vectorial de estas armónicas en el caso general y en los casos cuando ocurre el máximo y el mínimo.
Al tiempo entre los picos de amplitud positiva mínima o los picos de amplitud positiva máxima se le llama período de pulsación. El período de una pulsación es el tiempo requerido por uno de los vectores para dar una revolución completa con resp ecto al otro. Así la frecuencia de pulsación se puede decir que es ω2 – ω1 de acuerdo con la ecuación El período de la pulsación está dado por:
Cuando el rotor que se balancea está montado en una estructura en la cual se encuentran otras máquinas que trabajan a una velocidad igual o aproximadamente igual a la del rotor a balancear y, éstas no se pueden detener por razones del proceso, la señal obtenida, aun cuando es filtrada, contiene los efectos combinados de todas las máquinas y se presenta como pulsaciones.
Cuando se habla de balancear en un plano se está haciendo referencia a la acción de efectuar las correcciones en sólo una cara del rotor. Para llevar a cabo el balanceo en un plano se pueden emplear diferentes técnicas, de acuerdo con la instrumentación disponible.
Balanceo en un plano sin medición de fase: no siempre se dispone de un instrumento para medir fase o por determinadas razones se hace imposible la medición de este parámetro, resulta de gran valor práctico poder disponer de una técnica para balancear sin contar con la información de fase.
De manera que, sólo será necesario medir la amplitud de las vibraciones preferiblemente a la frecuencia de rotación. De igual forma será necesario marcar en el rotor las posiciones 1, 2 y 3 a 90º entre sí, según se ilustra en la figura 10.16.
El método consiste en realizar cuatro corridas de prueba. En la primera de ellas se medirá la amplitud de las vibraciones; es decir, se tomará la lectura original
V 0.
Para la segunda corrida de pruebas se fijará una masa de pruebas de valor conocido
M T
en la posición 1 y nuevamente se medirá la amplitud de las
vibraciones, ahora identificada como V 1. Esta lectura será proporcional al efecto de la acción conjunta del desbalance original más el provocado por la masa de pruebas ubicada en la posición 1.
Figura 10.16 Procedimiento para el balanceo por cuatro corridas Posteriormente, la masa de pruebas se moverá desde la posición 1 hacia la posición 2 ,
conservando igual radio de fijación que el empleado para la prueba anterior.
Nuevamente se medirá la amplitud de las vibraciones y la lectura
V 2
será
proporcional al efecto de la acción conjunta del desbalance original más el provocado por la masa de pruebas en la posición 2 .
Del tratamiento vectorial de estas magnitudes medidas se podrá obtener como resultado la amplitud de las vibraciones
V T provocadas
por el efecto único de la
masa de pruebas así como el ángulo de posición del desbalance original V o respecto de la posición 1, según se muestra a continuación.
V V 1 V T =
2 + −22Vo2 2
α0 = acosV V 2 − 1
4V V T 0 Ahora el problema radica en analizar en qué sentido, horario o antihorario, se deberá recorrer α0 para identificar la posición del desbalance original, representado por V 0.
Para ello será necesario ejecutar la cuarta prueba, moviendo la masa de pruebas desde la posición 2 hacia la posición 3. Según la nueva lectura en qué sentido recorrer el ángulo α0
V 3 se
evidenciará
Las lecturas de vibraciones debidas a problemas de desbalance guardan igual proporción que las masas desbalanceadas que los provocan por lo cual se puede calcular la masa de corrección M c a partir de:
V 0 M M C
=T
V T
METODO PARA BALANCEO DINAMICO EN DOS PLANOS Es también definido como el desbalance dinámico. Es una suma vectorial de desbalance estático y desbalance de acoplamiento. Para corregir es necesario tener dos planos de balanceo y se requiere dos pesos de corrección, uno en cada plano en dos ángulos no relacionados. La especificación de desbalance solamente es completa si se conoce el lugar del eje axial del plano de corrección. El desbalance dinámico o desbalance en dos planos especifica todo el desbalance que presenta una pieza de trabajo. Este tipo de desbalance puede solo ser medido en un balanceador giratorio el cual detecta la fuerza centrífuga debida al componente de acoplo de desbalance. El siguiente dibujo representa un ejemplo de desbalance dinámico.
es evidente que el plano de referencia se puede elegir arbitrariamente, y el sistema de fuerzas en el sistema rotativo puede ser reducido a un sistema de fuerzas concurrentes que actúan en el plano de referencia y un sistema de pares que actúan en varios planos axiales. La fuerza, si no está balanceada, tiene una sola resultante en el plano de referencia, y los pares, si no están balanceados pueden ser reducidos a un solo par en el mismo plano axial. Sin embargo, en general, el sistema de fuerzas, si no está balanceado puede ser reducido a una sola fuerza y un solo par. La magnitud del par dependerá de la posición que se escoja para el plano de referencia.
4.4 TOLERANCIA DE DESBALANCE.
En las máquinas con elementos rotativos no equilibrados se producen fuerzas de excitación armónicas sobre los apoyos, que son proporcionales a las fuerzas de inercia y crecen con el cuadrado de la velocidad angular. Habitualmente, un sistema desequilibrado se caracteriza por la existencia de vibraciones, ruidos, desgastes y, en general, por un mal funcionamiento. Para minimizar el efecto de las fuerzas de excitación es necesario añadir masas puntuales de equilibrado que compensen el efecto de las fuerzas de inercia de
desequilibrio, de manera que los ejes y apoyos no reciban fuerzas de excitación o, al menos, éstas sean mínimas. Consideremos el rotor representado en la Figura 8.2, con dos sistemas de referencia, uno inercial xyz y otro rígidamente unido al rotor xyz, que gira solidariamente unido a él con velocidad angular constante ω.
Para equilibrar dinámicamente un rotor se utilizan dos masas puntuales situadas en la periferia del rotor de radio r, cuyo cometido es anular las reacciones dinámicas producidas por el desequilibrio. En ella consideramos un rotor desequilibrado con un solo apoyo, sobre el que se han dibujado la fuerza R y el momento N de reacción que, como ya se ha dicho, son proporcionales al cuadrado de la velocidad angular y que giran con la misma velocidad que el rotor. Se coloca una masa m1 en la periferia de magnitud tal que equilibre la resultante R, de modo que:
De esta forma, el rotor queda estáticamente equilibrado pues la reacción R se compensa con 2 m r 1ω . Ahora bien, además de R hay que anular N, lo que no es posible con la misma masa m1, pues R y N están en un plano perpendicular al eje pero, en general, en direcciones arbitrarias. Para anular ambas simultáneamente es necesario utilizar una segunda masa m2. Otra forma de demostrar que son necesarias dos masas para equilibrar dinámicamente un rotor es la siguiente: para anular la reacción R hay que hacer que el centro de gravedad del rotor se sitúe sobre el eje, y para anular N hay que hacer que los productos de inercia xz I e yz I sean nulos. Severidad del desbalanceo dinámico Todo rotor posee un desbalanceo residual, la aplicación de una técnica matemática y de un equipo de medición para reducir al desbalanceo a sus más bajos límites de vibración, muchas veces resulta inapropiado y muy costoso, debido a eso surgen normas que satisfacen los
requerimientos para asegurar el buen funcionamiento de estos elementos, en donde se conjuga el compromiso técnico y económico. Estas normas consideran elementos esenciales que habrán de tomarse en cuenta antes de seleccionar los criterios de aceptación del desbalanceo residual, algunas de estas consideraciones son: - Geometría propia del elemento rotatorio, - Velocidad de giro, - Masa inercial del elemento, - Planos de corrección. Tipos de desbalanceo mecánico Existen tres tipos de desbalanceo que están presentes en un sistema dinámico rotatorio, éstos se pueden clasificar como: La magnitud del desbalanceo residual no puede ser obtenido por método directo, ésta es obtenida por medio de otras magnitudes, que son la de masa (g, gramos) y amplitud de vibración (µm, mm/s y m/s2), y fase (0 a 360 °). Para llevar a efecto dicha medición se requiere de un equipo sencillo para medir vibración (Ao ) y velocidad del rotor (ω0 ) de cualquier equip o o máquina, en el cual se muestra un
sensor óptico que envía un pulso eléctrico cada revolución del rotor para calcular su velocidad. El acelerómetro genera una señal eléctrica proporcional a la aceleración del soporte del rotor, esta señal es filtrada a la frecuencia de operación del rotor para ser enviada a un medidor de vibración.
Un medidor de fase (φ0 ) compara la señal del aceleró- metro y la del sensor óptico
para obtener el ángulo de fase entre estas dos señ ales. Una vez obtenidos los datos anteriores se procede a montar una masa de prueba mp en el rotor y se hacen las mediciones de vibración (A1) y v elocidad del rotor (ω1) para obtener el dato de fase (φ1). Conjuntando los datos, es posible calcular la magnitud y la posición de la masa
que debe tener la masa de corrección para el balanceo del rotor. Para lo cual es necesario conocer bien los siguientes aspectos: Selección de la masa de prueba, cálculo de la posición de la masa de corrección, aseguramiento de las mediciones (calibración del instrumento) y montaje de la masa de corrección.
Como corregir el desbalanceo mecánico Existen una gran diversidad de algoritmos matemáticos que se utilizan para la corrección del desbalanceo residual, la aplicación de estos depende de las características propias del elemento a ser balanceado, y el lugar en donde se efectuará dicha corrección. En MetAs & Metrólogos Asociados contamos con personal capacitado, para calibrar sus instrumentos de medición de vibraciones, así como para efectuar balanceos dinámicos “in-situ” para rotores rígidos y flexibles, usa ndo técnicas de balanceo
multiplanos con coeficientes de influencia.
Conclusión
El balanceo de rotores y sistemas mecánicos rotantes es una aplicación comercial, de las más importantes, de la teoría de vibraciones, pues todo equipo rotativo deberá ser balanceado en fábrica y en su lugar de servicio si trabaja a velocidades de rotación superiores a 60rpm. Debe diagnosticarse correctamente el origen de las vibraciones en la maquina rotativa, para tener seguridad que este es el balanceo y no otra de sus posibles causas, antes de intentar una operación de balanceo. Caso contrario, el esfuerzo y el tiempo dedicados durante una operación de balanceo para intentar corregir vibraciones que reconocen otro origen, serán estériles, pues no se lograra una solución. En su planteamiento y resolución intervienen, además de las consideraciones técnicas aquellas de orden económico; debe armonizarse el requerimiento de balancear un equipo con la necesidad económica de no resentir proceso de producción. Los grandes equipos rotatorios deberán ser balanceados en su localización balanceo “in situ” -, sobre sus propios cojinetes y a su velocidad de rotación, para tener en cuenta toda influencia mecánica estructural y térmica que afecta su funcionamiento.
