Tuneladora lopez espejel julio cesar

Una tuneladora, T.B.M. (del inglés Tunnel Boring Machine) o minador a sección completa es una máquina capaz de excavar túneles a sección completa, a la vez que colabora en la colocación de un sostenimiento si este es necesario, ya sea en forma provisional o definitiva.

La excavación se realiza normalmente mediante una cabeza giratoria equipada con elementos de corte y accionada por motores hidráulicos (alimentados a su vez por motores eléctricos, dado que la alimentación general de la máquina se realiza con energía eléctrica), aun cuando también existen tuneladoras menos mecanizadas sin cabeza giratoria. El empuje necesario para adelantar se consigue mediante un sistema de gatos perimetrales que se apoyan en el último anillo de sostenimiento colocado o en zapatas móviles (denominadas grippers), accionados también por gatos que las empujan contra la pared del túnel, de forma que se obtiene un punto fijo desde donde empujarán.

Detrás de los equipos de excavación y avance se sitúa el denominado "equipo de rezaga" de la tuneladora (o en denominación inglesa back up), constituido por una serie de plataformas arrastradas por la propia máquina y que, a menudo, ruedan sobre rieles que la misma tuneladora coloca, donde se alojan todos los equipos transformadores, de ventilación, depósitos de mortero y el sistema de evacuación del material excavado.

Los rendimientos conseguidos con tuneladoras de cabeza giratoria son elevadísimos si se comparan con otros métodos de excavación de túneles, pero su uso no es rentable hasta una longitud mínima de túnel a excavar: hace falta amortizar el precio de la máquina y eclipsar el tiempo que se tarda en diseñarla, fabricarla, transportarla y montarla (que puede llegar a los dos años). Además, los túneles a excavar con tuneladora tienen que tener radios de curvatura elevados porque las máquinas no aceptan curvas cerradas, y la sección tiene que ser circular en túneles excavados con cabeza giratoria.

Tipos de tuneladoras

Se distinguen dos grandes grupos: los topos y los escudos, aun cuando también existen tuneladoras mixtas como las que excavan actualmente la línea 9 del metro de Barcelona.

Topos

Los topos son tuneladoras diseñadas para excavar rocas duras o medianas, sin demasiadas necesidades de sostenimiento. Su diferencia fundamental con los escudos es que no están dotados de un cilindro de acero tras la rueda de corte que realiza la función de entibación provisional.

Cuando se ha terminado un ciclo de avance, se necesita reposicionar las zapatas de agarre (grippers), para la cual se apoya la viga principal en el apoyo trasero. Una vez anclados los grippers en su nuevo emplazamiento, se libera el apoyo trasero y se inicia un nuevo ciclo de avance.La fuerza de empuje se transmite a la cabeza de corte mediante cilindros (cilindros de empuje). La reacción producida se transmite al hastial del túnel mediante los grippers (fuerza de anclaje). Los grippers también compensan el par producido por la cabeza de corte, que se transmite a éstos a través de la viga principal.

Escudos

Los escudos son tuneladoras diseñadas por excavar rocas blandas o suelos, terrenos que necesitan sistemáticamente la colocación de un sostenimiento. A diferencia de los topos, los escudos cuentan con una carcasa metálica exterior (que da el nombre a este tipo de máquina) que sostiene provisionalmente el terreno desde el frente de avance hasta algo más allá de donde se coloca el sostenimiento definitivo, normalmente consistente en anillos formados por unas 7 dovelas. De este modo, se garantiza en todo momento la estabilidad del túnel. A menudo están preparadas para avanzar bajo el nivel freático.

Si se trata de una tuneladora de cabeza giratoria, suele estar equipada con picas, rastreles o "rippers" (elementos que arrancan los suelos) y cortadores (elementos que rompen por identación la roca). También dispone de una serie de aperturas, frecuentemente regulables, por donde el material arrancado pasa a una cámara situada tras la rueda de corte y desde donde se transporta posteriormente hacia el exterior de la máquina.

Tras esta cámara se alojan los motores y el puesto de mando de la máquina, espacios completamente protegidos por la carcasa metálica.

Seguidamente está todo el sistema de perforación: primero los cilindros perimetrales (con un recorrido entre 1,20 y 1,50 m). Estos gatos perimetrales se apoyan contra el último anillo colocado de dovelas del revestimiento definitivo del túnel. Cuando finaliza el recorrido de los cilindros de avance, se coloca un nuevo anillo de dovelas (en el interior de la carcasa, que se extiende algo más allá, de forma que el túnel siempre está sostenido) y se empieza un nuevo ciclo de excavación. Una inyección de mortero o grasa es necesaria para llenar el vacío de 7 a 9 cm de grueso entre las dovelas y el terreno excavado.

Se distinguen dos grandes grupos de escudos, de entre los que se distinguen las tipologías que se explicitan a continuación:

• Escudos de frente abierto: se usan cuando el frente del túnel es estable. El sistema de excavación puede ser manual, mediante brazo fresador, con un brazo excavador o con una cabeza giratoria. En algunos casos, se puede colaborar con la estabilidad del frente una vez acabado cada ciclo con unos paneles a modo de reja. Con este tipo de máquina, si la cabeza no es giratoria, es posible trabajar con secciones no circulares.
• Escudos de frente cerrado: se usan cuando el frente del túnel es marcadamente inestable, por ejemplo en terrenos no cohesivos, saturados de agua, etc. La sección excavada ha de ser circular. tiene varios tipos:

• Escudos con cierre mecánico: la entrada y salida de material en el cuarto de tierras se regula mediante dos puertas de apertura controlada hidráulicamente. La máquina tiene limitaciones con presencia de agua.
• Escudos presurizados con aire comprimido: prácticamente no se usan.
• Escudos de bentonita o hidroescudos: con la inyección de bentonita se consigue estabilizar el terreno por sus propiedades tixotrópicas y facilitar el transporte de material mediante bombeo.
• Escudos de balance de presión de tierras o EPBs: el material es extraído del cuarto de tierras mediante un tornillo de Arquímedes. Variando la fuerza de empuje de avance y la velocidad de extracción del tornillo, se consigue controlar la presión de balance de las tierras, para que ésta garantice la estabilidad del frente y se minimicen los asentamientos en superficie. Para facilitar la evacuación de productos poco plásticos con tornillos, a menudo se han de inyectar productos químicos por aumentar la plasticidad de los terrenos. Hoy en día, las EPB son la tecnología predominante en cuando a excavación de túneles bajo nivel freático.

Doble Escudo

Otra modalidad de tuneladora es la denominada Doble Escudo, capaz de trabajar como topo o como escudo, en función de la calidad del macizo rocoso, siendo la mejor solución para macizos con tramos de tipología variable suelo-roca. En este tipo de tuneladoras el escudo está dividido en dos partes, la delantera en la que se encuentra la cabeza de corte, y la zona trasera en la que se realiza el montaje del anillo de dovelas.

El movimiento de estas dos partes del escudo es independiente, situándose los "grippers" en un hueco abierto entre ambas, por lo que la cabeza puede excavar mientras que en la cola del escudo se van montando los anillos de dovelas. De esta manera los rendimientos alcanzados con este sistema son mucho mayores que con un escudo simple. Este sistema se aplica en aquellos terrenos capaces de resistir la presión que transmiten los “grippers”. Al mismo tiempo que los cilindros de empuje principal impulsan hacia delante el escudo de cabeza y la rueda de corte realiza la excavación, en el escudo trasero se procede al montaje de un nuevo anillo de dovelas de sostenimiento al abrigo del mismo.

Cuando el terreno es más débil y no es capaz de resistir la presión de los “grippers”, la tuneladora funciona como escudo simple, cerrándose el hueco de los "grippers", y apoyándose la tuneladora, mediante unos cilindros auxiliares, en el último anillo colocado, para así obtener la reacción necesaria para el empuje de la cabeza de corte (es decir, como trabaja un escudo normal). Por ello, trabajando en modo escudo, no es posible simultanear la excavación con el montaje del anillo de dovelas.

Amortiguadores Reyes flores Raul

Los amortiguadores son dispositivos utilizados para disipar energía en sistemas dinámicos (e.g. con movimiento vibratorio). Una de las aplicaciones más comunes de amortiguadores es en la suspensión de vehículos. Sin el amortiguador, sería imposible que los vehículos en la actualidad pudieran viajar a velocidades de autopista, ya que cuando la suspensión del vehículo se acerca a entrar en resonancia con la excitación producida por la carretera, el movimiento de la cabina puede llegar a ser incontrolable. Un vehículo con amortiguadores dañados (muy baja amortiguación) es más difícil de controlar debido a los grandes movimientos de la cabina. También se genera un excesivo rebote de los cauchos sobre la carretera, lo cual a su vez implica menos agarre del caucho al piso y por lo tanto menor capacidad del vehículo para cruzar y frenar. Existen muchos tipos de amortiguadores, así como también existen muchos tipos de aplicaciones y condiciones de trabajo (no sólo automotrices) donde se necesita amortiguación. En la presente práctica se trabajará con un amortiguador de aplicación automotriz, por tanto se ahondará en la teoría correspondiente. 1.2.1 Flujos y fuerzas en un amortiguador hidráulico telescópico Los amortiguadores automotrices tienen más de un siglo de evolución. Los primeros funcionaron con fricción seca. Luego que se descubrieron las ventajas de la fricción dinámica con fluidos, se diseñaron diferentes configuraciones. La configuración telescópica ha sido la más exitosa debido a su simplicidad, desempeño y bajo costo. La Fig. 1 muestra la configuración general de un amortiguador telescópico. El arreglo puede ser diferente, pero el principio de funcionamiento es el mismo.Si se conocen los cambios de presión generados por los flujos a través de las válvulas, entonces se pueden calcular las presiones de cada cámara en cada caso y por tanto la fuerza generada por el amortiguador. Otro aspecto relevante a resaltar es que este tipo de amortiguadores necesita una cámara de aire para que el aceite pueda ser desplazado por el volumen del eje que va entrando en el cilindro principal. Si la cámara de aire está cerrada (i.e. no tiene salida a la atmósfera), el aire se comprime a medida que el eje entra en el cilindro principal. Este aire comprimido genera una fuerza que intenta expulsar al eje del cilindro. El aire comprimido actúa entonces como si fuera un resorte (no 2 lineal) en paralelo con el amortiguador. Usar aire (ó nitrógeno) precomprimido tiene el beneficio de evitar la cavitación en las válvulas. 1.2.2 Parámetros básicos de un amortiguador Los parámetros básicos que definen el comportamiento de un amortiguador son: La curva característica (Gráfica F(V), es decir Fuerza Vs. Velocidad), el coeficiente de amortiguación promedio y la relación compresión/extensión. La Fig. 2 muestra la curva característica de un amortiguador para vehículo de carrera. En esta figura, fuerza positiva se refiere a la fuerza generada por el amortiguador en extensión y la negativa en compresión. Se observan tres curvas en extensión y compresión porque este amortiguador para vehículo de carrera es ajustable, por tanto al cambiársele la configuración en las válvulas, cambia su comportamiento. La aproximación lineal presentada en la Fig. 2 se usa para estimar la constante de amortiguación. La pendiente de esa recta representa una aproximación de la constante de amortiguación.

Rueda de Falkirk

La Rueda de Falkirk, llamada así por el cercano pueblo de Falkirk en Escocia central, es un ascensor de barcos giratorio que conecta el canal Forth y Clyde con el canal Unión. Anteriormente los dos canales estaban unidos por 11 esclusas, pero en la década de 1930 se rellenaron con tierra.

El plan para reconstruir los canales de Escocia Central para conectar Glasgow con Edimburgo, fue dirigido por British Waterways, con apoyo y financiamiento de autoridades locales, Scottish Enterprise, por el Fondo Europeo de Desarrollo Regional y la comisión del milenio. Desde el principio la idea fue crear una estructura digna del s. XXI para volver a conectar los canales. Se lanzó una convocatoria, la cual fue ganada por el diseño de la Rueda de Falkirk. Como muchas de las estructuras de la Comisión del Milenio, esta cuenta con un centro de interpretación, tienda, cafetería y salón de exposiciones.La diferencia de altura entre los dos canales es de 24 m, aproximadamente la altura de un edificio de ocho pisos. El Canal Central es 11 m más alto que el canal que se comunica con la rueda, para solucionar esto, colocaron filtros para que los barcos pudieran descender poco a poco. El acueducto no pudo ser posicionado más alto debido a problemas con el históricamente importante Muro de Antonino.

La estructura se encuentra cerca del fuerte Rough Castle, y la población más cercana es Tamfourhill. El 24 de mayo de 2002, la reina Isabel II inauguró la Rueda de Falkirk como parte de su celebración de Bodas de Oro con la Corona. La inauguración se retrasó un mes debido a una inundación que fue resultado de un acto de vandalismo, lo que obligó a abrir las compuertas de la Rueda de Falkirk.

Los servicios arquitectónicos fueron facilitados por RMJM, con base en Escocia, los primeros diseños del Nicolle Russell Studios y por los ingenieros de Binnie Black & Veatch.² El arquitecto principal del proyecto fue Tony Kettle, miembro de RMJM.

Bachy/Stoletanche y Morrison Construction Joint Venture ganaron el contrato para diseñar la rueda y el centro de interpretación, una nueva sección del canal, un canal bajo la Muralla de Antonine y una sección del acueducto. A su vez, Morrison Construction nombró a Butterley Engineering para diseñar y construir la rueda. Butterley llevó a cabo toda la construcción e integró un equipo para que se encargara del diseño. El equipo estaba integrado por Tony Gee para el diseño estructural y por M G Banette para el diseño eléctrico y mecánico.La rueda, que tiene un diámetro total de 35 metros, consta de dos brazos opuestos que se extienden 15 metros a partir del eje y que tienen una forma que recuerda un hacha celta, de doble cabeza, situados a unos 25 metros uno del otro sobre un eje de 3,5 metros de diámetro. Dos canastas o cajones diametralmente opuestos que actúan a modo de esclusas para confinar la embarcación, con capacidad de 300 metros cúbicos cada uno, llenos de agua, se encuentran en el centro del hueco de los brazos, a modo de dos cunas, que giran como en una rueda de la fortuna.

La rueda es el único elevador rotacional de barcos en el mundo, y es considerado como el máximo logro de la ingeniería de Escocia. En Reino Unido existe un elevador de barcos, el Anderton Boat Lift en Cheshire, pero la rueda puede ser considerada una versión mejorada de este, debido a que usa el principio de una balanza, donde hay dos tanques con el mismo peso para que estén equilibrados, y el trabajo sea solo mecánico. El sistema de rotación es diseño original y característico de la Rueda de Falkirk.

Desde 2007, la rueda aparece en el anverso de los billetes de 50 libras expedidos por el Banco de Escocia, en una serie de billetes se conmemora a los mayores logros de la ingeniería escocesa.

Fue construida por Butterley Engineering, de Ripley, Comarca de Derby, dentro del Plan Milenio para reconectar los ya citados canales, básicamente para uso recreativo. Ambos canales ya estaban conectados por una serie de 11 esclusas, pero en los años 1930 cayeron en desuso y se rellenaron de tierra para otros usos. La Comisión del Milenio decidió regenerar los canales de Escocia central para conectar Glasgow con Edimburgo nuevamente. Se convocó un concurso para la conexión de las esclusas, ganando este proyecto. Al igual que muchos proyectos de la Comisión del Milenio, este sitio incluye un centro de interpretación con cafetería, tienda y un centro de exhibición (especie de museo de sitio).

El coste de la rueda fue de 17.5 millones de libras y el proyecto de restauración tuvo un coste global de 84 millones y medio (de los que 32 £ millones vinieron de la Lotería Nacional del Reino Unido). Desde 2005 una vuelta en la rueda cuesta 8 £ para adultos y 4 £ para niños.

CAJAS DE CAMBIO ( ISMAEL URIEL SANCHEZ HERNANDEZ 8MV5)

CAJAS DE CAMBIO

Introducción

La caja de cambios es un elemento de transmisión que se interpone entre el motor y las ruedas para modificar el numero de revoluciones de las mismas e invertir el sentido de giro cuando las necesidades de la marcha así lo requieran. Actúa, por tanto, como transformador de velocidad y convertidor mecánico de par.
Si un motor de explosión transmitiera directamente el par a las ruedas, probablemente seria suficiente para que el vehículo se moviese en terreno llano. Pero al subir una pendiente, el par resistente aumentaría, entonces el motor no tendría suficiente fuerza para continuar a la misma velocidad, disminuyendo esta gradualmente, el motor perdería potencia y llegaría a pararse; para evitar esto y poder superar el par resistente, es necesario colocar un órgano que permita hacer variar el par motor, según las necesidades de la marcha. En resumen, con la caja de cambios se "disminuye" o "aumenta" la velocidad del vehículo y de igual forma se "aumenta" o "disminuye" la fuerza del vehículo.
Como el par motor se transmite a las ruedas y origina en ellas una fuerza de impulsión que vence las resistencia que se opone al movimiento, la potencia transmitida (Wf) debe ser igual, en todo momento, a la potencia absorbida en llanta; es decir:

Cm.- par desarrollado por el motor
Cr.- par resistente en las ruedas
n.- número de revoluciones en el motor
n1.- número de revoluciones en las ruedas

Si no existiera la caja de cambios el número de revoluciones del motor (n) se transmitiría íntegramente a la ruedas (n = n1), con lo cual el par a desarrollar por el motor (Cm) sería igual al par resistente en las ruedas (Cr).

Según esto si en algún momento el par resistente (Cr) aumentara, habría que aumentar igualmente la potencia del motor para mantener la igualdad Cr = Cm. En tal caso, se debería contar con un motor de una potencia exagerada, capaz de absorber en cualquier circunstancia los diferentes regímenes de carga que se originan en la ruedas durante un desplazamiento.
La caja de cambios, por tanto, se dispone en los vehículos para obtener, por medio de engranajes, el par motor necesario en las diferentes condiciones de marcha, aumentado el par de salida a cambio de reducir el número de revoluciones en las ruedas. Con la caja de cambios se logra mantener, dentro de unas condiciones óptimas, la potencia desarrollada por el motor.

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CAJAS DE CAMBIO MANUALES

El sistema de cambio de marchas manual ha evolucionado notablemente desde los primeros mecanismos de caja de cambios de marchas manuales sin dispositivos de sincronización hasta las actuales cajas de cambio sincronizadas de dos ejes.
Independientemente de la disposición transversal o longitudinal y delantera o trasera, las actuales cajas de cambios manuales son principalmente de dos tipos:

• De tres ejes: un eje primario recibe el par del motor a través del embrague y lo transmite a un eje intermediario. Éste a su vez lo transmite a un eje secundario de salida, coaxial con el eje primario, que acciona el grupo diferencial.
• De dos ejes: un eje primario recibe el par del motor y lo transmite de forma directa a uno secundario de salida de par que acciona el grupo diferencial.

En ambos tipos de cajas manuales los piñones utilizados actualmente en los ejes son de dentado helicoidal, el cual presenta la ventaja de que la transmisión de par se realiza a través de dos dientes simultáneamente en lugar de uno como ocurre con el dentado recto tradicional siendo además la longitud de engrane y la capacidad de carga mayor. Esta mayor suavidad en la transmisión de esfuerzo entre piñones se traduce en un menor ruido global de la caja de cambios. En la marcha atrás se pueden utilizar piñones de dentado recto ya que a pesar de soportar peor la carga su utilización es menor y además tienen un coste más reducido.
En la actualidad el engrane de las distintas marchas se realiza mediante dispositivos de sincronización o "sincronizadores" que igualan la velocidad periférica de los ejes con la velocidad interna de los piñones de forma que se consiga un perfecto engrane de la marcha sin ruido y sin peligro de posibles roturas de dentado. Es decir, las ruedas o piñones están permanentemente engranadas entre sí de forma que una gira loca sobre uno de los ejes que es el que tiene que engranar y la otra es solidaria en su movimiento al otro eje. El sincronizador tiene, por tanto, la función de un embrague de fricción progresivo entre el eje y el piñón que gira libremente sobre él. Los sincronizadores suelen ir dispuestos en cualquiera de los ejes de forma que el volumen total ocupado por la caja de cambios sea el más reducido posible. Existen varios tipos de sincronizadores de los cuales destacan: sincronizadores con cono y esfera de sincronización, sincronizadores con cono y cerrojo de sincronismo, sincronizadores con anillo elástico, etc.
El accionamiento de los sincronizadores se efectúa mediante un varillaje de cambio que actúa mediante horquillas sobre los sincronizadores desplazándolos axialmente a través del eje y embragando en cada momento la marcha correspondiente. Los dispositivos de accionamiento de las distintas marchas dependen del tipo de cambio y de la ubicación de la palanca de cambio.
A continuación se van a estudiar los dos tipos de cajas de cambios. La primera caja de cambios es una caja manual de tres ejes con disposición longitudinal de un vehículo de propulsión trasera. La segunda, es una caja manual de dos ejes con disposición transversal, de un vehículo con tracción delantera con tracción delantera por lo que el grupo cónico-diferencial va acoplado en la salida de la propia caja de cambios.
La situación de la caja de cambios en el vehículo dependera de la colocacion del motor y del tipo de transmisión ya sea está delantera o trasera.

Estas dos disposiciones de la caja de cambios en el vehículo son las mas utilizadas, aunque existe alguna mas, como la de motor delantero longitudinal y tracción a las ruedas delanteras.

Caja de cambios manual de tres ejes. Este tipo de cajas es el más tradicional de los usados en los vehículos actuales y tiene la ventaja principal de que al transmitir el par a través de tres ejes, los esfuerzos en los piñones son menores, por lo que el diseño de éstos puede realizarse en materiales de calidad media.
En la figura inferior se muestra un corte longitudinal de una caja de cambios manual de cuatro velocidades dispuesta longitudinalmente. El par motor se transmite desde el cigüeñal del motor hasta la caja de cambios a través del embrague (Q). A la salida del embrague va conectado el eje primario (A) girando ambos de forma solidaria. De forma coaxial al eje primario, y apoyándose en éste a través de rodamiento de agujas, gira el eje secundario (M) transmitiendo el par desmultiplicado hacia el grupo cónico diferencial. La transmisión y desmultiplicación del par se realiza entre ambos ejes a través del eje intermediario (D).

El eje primario (A) del que forma parte el piñón de arrastre (B), que engrana en toma constante con el piñón (C) del árbol intermediario (D), en el que están labrados, además, los piñones (E, F y G), que por ello son solidarios del árbol intermediario (D). Con estos piñones engranan los piñones (H, I y J), montados locos sobre el árbol secundario (M), con interposición de cojinetes de agujas, de manera que giran libremente sobre el eje arrastrados por los respectivos pares del tren intermediario.
El eje primario recibe movimiento del motor, con interposición del embrague (Q) y el secundario da movimiento a la transmisión, diferencial y, por tanto, a las ruedas. Todos los ejes se apoyan en la carcasa del cambio por medio de cojinetes de bolas, haciéndolo la punta del eje secundario en el interior del piñón (B) del primario, con interposición de un cojinete de agujas.
Para transmitir el movimiento que llega desde el primario al árbol secundario, es necesario hacer solidario de este eje a cualquiera de los piñones montados locos sobre él. De esta manera, el giro se transmite desde el primario hasta el tren fijo o intermediario, por medio de los piñones de toma constante (B y C), obteniéndose el arrastre de los piñones del secundario engranados con ellos, que giran locos sobre este eje. Si cualquiera de ellos se hace solidario del eje, se obtendrá el giro de éste.
La toma de velocidad se consigue por medio de sincronizadores (O y M), compuestos esencialmente por un conjunto montado en un estriado sobre el eje secundario, pudiéndose desplazar lateralmente un cierto recorrido. En este desplazamiento sobre el estriado el sincronizador se acopla con los piñones que giran locos sobre el árbol secundario.
En la figura inferior se muestra el despiece de una caja de cambios de engranajes helicoidales, con sincronizadores, similar a la descrita anteriormente. El eje primario 5 forma en uno de sus extremos el piñón de toma constante (de dientes helicoidales). Sobre el eje se monta el cojinete de bolas 4, en el que apoya sobre la carcasa de la caja de cambios, mientras que la punta del eje se aloja en el casquillo de bronce 1, emplazado en el volante motor.
En el interior del piñón del primario se apoya, a su vez, el eje secundario 19, con interposición del cojinete de agujas 6. Por su otro extremo acopla en la carcasa de la caja de cambios por medio del cojinete de bolas 28. Sobre este eje se montan estriados los cubos sincronizadores, y "locos" los piñones. Así, el cubo sincronizador 10, perteneciente a tercera y cuarta velocidades, va estriado sobre el eje secundario, sobre el que permanece en posición por los anclajes que suponen las arandelas de fijación 9, 13 y 14. En su alojamiento interno se disponen los anillos sincronizadores 7 (uno a cada lado), cuyo dentado engrana en el interior de la corona desplazable del cubo sincronizador 10. Estos anillos acoplan interiormente, a su vez, en las superficies cónicas de los piñones del primario por un lado y del secundario 11 por otro.
Cuando la corona del cubo sincronizador 10 se desplaza lateralmente a uno u otro lado, se produce el engrane de su estriado interior, con el dentado de los anillos sincronizadores 7 y, posteriormente, con el piñón correspondiente en su dentado recto (si se desplaza a la izquierda, con el piñón del primario y a la derecha con el 11 del secundario). En esta acción, y antes de lograrse el engrane total, se produce un frotamiento del anillo sincronizador con el cono del piñón, que iguala las velocidades de ambos ejes, lo que resulta necesario para conseguir el engrane. Una vez logrado éste, el movimiento es transmitido desde el piñón al cubo sincronizador y de éste al eje secundario.
En el secundario se montan locos los piñones 15 (de segunda velocidad) y 26 (de primera velocidad), con los correspondientes anillos sincronizadores 17 y cubo sincronizador. Cada uno de los piñones del secundario engrana en toma constante con su correspondiente par del tren intermediario 20, quedando acoplados como se ve en la figura superior.
En el tren intermediario se dispone un piñón de dentado recto, que juntamente con el de reenvío 23 y el formado en el cubo sincronizador de primera y segunda velocidades, constituyen el dispositivo de marcha atrás.

Funcionamiento. Constituida una caja de cambios como se ha explicado, las distintas relaciones se obtienen por la combinación de los diferentes piñones, en consecuencia con sus dimensiones.
En las cajas de cambio de tres ejes, el sistema de engranajes de doble reducción es el utilizado generalmente en las cajas de cambio, pues resulta mas compacto y presenta la ventaja sustancial de tener alineados entre si los ejes de entrada y salida. Para la obtención de las distintas relaciones o velocidades, el conductor acciona una palanca de cambios, mediante la cual, se produce el desplazamiento de los distintos cubos de sincronización (sincronizadores), que engranan con los piñones que transmiten el movimiento.

En esta caja de cambios (figura superior) se produce una doble reducción cuando los piñones de "toma constante" (B y C) son de distintas dimensiones (nº de dientes). Por eso para calcular la reducción, tendremos utilizar la siguiente formula para la saber el valor de reducción. Por ejemplo en 1ª velocidad tendremos:

rt = relación de transmisión
B, C, G, J = nº de dientes de los respectivos piñones

1ª velocidad. El desplazamiento del sincronizador de 1ª/2ª (N) hacia la derecha, produce el enclavamiento del correspondiente piñón loco (I) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniendose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene la máxima reducción de giro, y por ello la mínima velocidad y el máximo par.

2ª velocidad. El desplazamiento del sincronizador de 1ª/2ª (N) hacia la izquierda, produce el enclavamiento del correspondiente piñón loco (J) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniendose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene una reducción de giro menor que en el caso anterior, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

3ª velocidad. El desplazamiento del sincronizador de 3ª/4ª (O) hacia la derecha, produce el enclavamiento del correspondiente piñón loco (H) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniendose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene una reducción de giro menor que en el caso anterior, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

4ª velocidad. El desplazamiento del sincronizador de 3ª/4ª (O) hacia la izquierda, produce el enclavamiento del correspondiente piñón de arrastre o toma constante (B) del eje primario, que se hace solidario con el eje secundario, sin intervención del eje intermediario en este caso. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniendose una conexión directa sin reducción de velocidad. En esta velocidad se obtiene una transmisión de giro sin reducción de la velocidad. La velocidad del motor es igual a la que sale de la caja de cambios, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

Marcha atrás (M.A.). Cuando se selecciona esta velocidad, se produce el desplazamiento del piñón de reenvio (T), empujado por un manguito. Al moverse el piñón de reenvio, engrana con otros dos piñones cuya particularidad es que tienen los dientes rectos en vez de inclinados como los demás piñones de la caja de cambios. Estos piñones pertenecen a los ejes intermediario y secundario respectivamente. Con esto se consigue una nueva relación, e invertir el giro del tren secundario con respecto al primario. La reducción de giro depende de los piñones situados en el eje intermediario y secundario por que el piñón de reenvio actúa únicamente como inversor de giro. La reducción de giro suele ser parecida a la de 1ª velocidad. Hay que reseñar que el piñón del eje secundario perteneciente a esta velocidad es solidario al eje, al contrario de lo que ocurre con los restantes de este mismo eje que son "locos".

En la caja de cambios explicada , se obtienen cuatro velocidades hacia adelante y una hacia atrás.

Sincronizadores
Las cajas de cambio desde hace muchos años utilizan para seleccionar las distintas velocidades unos dispositivos llamados: sincronizadores, cuya constitución hace que un dentado interno ha de engranar con el piñón loco del eje secundario correspondiente a la velocidad seleccionada. Para poder hacer el acoplamiento del sincronizador con el piñón correspondiente, se comprende que es necesario igualar las velocidades del eje secundario (con el que gira solidario el sincronizador) y del piñón a enclavar, que es arrastrado por el tren intermediario, que gira a su vez movido por el motor desde el primario.
Con el vehículo en movimiento, al activar el conductor la palanca del cambio para seleccionar una nueva relación, se produce de inmediato el desenclavamiento del piñón correspondiente a la velocidad con que se iba circulando, quedando la caja en posición de punto muerto. Esta operación es sencilla de lograr, puesto que solamente se requiere el desplazamiento de la corona del sincronizador, con el que se produce el desengrane del piñón. Sin embargo, para lograr un nuevo enclavamiento, resulta imprescindible igualar las velocidades de las piezas a engranar (piñón loco del secundario y eje), es decir, sincronizar su movimiento, pues de lo contrario, se producirían golpes en el dentado, que pueden llegar a ocasionar roturas y ruidos en la maniobra.
Como el eje secundario gira arrastrado por las ruedas en la posición de punto muerto de la caja, y el piñón loco es arrastrado desde el motor a través del primario y tren intermediario, para conseguir la sincronización se hace necesario el desembrague, mediante el cual, el eje primario queda en libertad sin ser arrastrado por el motor y su giro debido a la inercia puede ser sincronizado con el del eje secundario. Por esta causa, las maniobras del cambio de velocidad deben ser realizadas desembragando el motor, para volver a embragar progresivamente una vez lograda la selección de la nueva relación deseada.

En la figura inferior tenemos un sincronizador con "fiador de bola", donde puede verse el dentado exterior o auxiliar (1) del piñón loco del eje secundario (correspondiente a una velocidad cualquiera) y el cono macho (2) formado en el. El cubo deslizante (7) va montado sobre estrías sobre el eje secundario (8), pudiendose deslizarse en él un cierto recorrido, limitado por topes adecuados. La superficie externa del cubo está estriada también y recibe a la corona interna del manguito deslizante (3), que es mantenida centrada en la posición representada en la figura, por medio de un fiador de bola y muelle (6).

Para realizar una maniobra de cambio de velocidad, el conductor lleva la palanca a la posición deseada y, con esta acción, se produce el desplazamiento del manguito deslizante, que por medio del fiador de bola (6), desplaza consigo el cubo deslizante (7), cuya superficie cónica interna empieza a frotar contra el cono del piñón loco que, debido a ello, tiende a igualar su velocidad de giro con la del cubo sincronizador (que gira solidario con el eje secundario). Instantes después, al continuar desplazandose el manguito deslizante venciendo la acción del fiador, se produce el engrane de la misma con el dentado auxiliar del piñón loco sin ocasionar golpes ni ruidos en esta operación, dado que las velocidades de ambas piezas ya están sincronizadas. En estas condiciones, el piñón loco queda solidario del eje secundario, por lo que al producirse la acción de embragado, será arrastrado por el giro del motor con la relación seleccionada.

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CAJAS DE CAMBIO AUTOMOTICAS

El cambio automático es un sistema de transmisión que es capaz por si mismo de seleccionar todas las marchas o relaciones sin la necesidad de la intervención directa del conductor. El cambio de una relación a otra se produce en función tanto de la velocidad del vehículo como del régimen de giro del motor, por lo que el conductor no necesita ni de pedal de embrague ni de palanca de cambios. El simple hecho de pisar el pedal del acelerador provoca el cambio de relación conforme el motor varía de régimen de giro. El resultado que aprecia el conductor es el de un cambio cómodo que no produce tirones y que le permite prestar toda su atención al tráfico. Por lo tanto el cambio automático no sólo proporciona más confort, sino que aporta al vehículo mayor seguridad activa.
Los elementos fundamentales que componen la mayoría de los cambios automáticos actuales son:

• un convertidor hidráulico de par que varía y ajusta de forma automática su par de salida, al par que necesita la transmisión.
• un tren epicicloidal o una combinación de ellos que establecen las distintas relaciones del cambio.
• un mecanismo de mando que selecciona automáticamente las relaciones de los trenes epicicloidales. Este sistema de mando puede ser tanto mecánico como hidráulico, electrónico o una combinación de ellos.

Precisamente el control electrónico es la mayor innovación que disponen los cambios automáticos actuales dando al conductor la posibilidad de elegir entre varios programas de conducción (económico, deportivo, invierno) mediante una palanca de selección, llegando actualmente a existir sistemas de control que pueden seleccionar automáticamente el programa de cambio de marchas más idóneo a cada situación concreta de conducción.
Entre los datos que utilizan estos sistemas para sus cálculos se encuentran, la frecuencia con que el conductor pisa el freno, la pendiente de la carretera, el numero de curvas de la misma, etc.
Antes de estudiar el funcionamiento de la caja de cambios automática, hay que explicar de forma individual, los elementos básicos que la forman.
Embrague hidráulico. El embrague hidráulico que mas tarde evolucionara llamandose convertidor de par, actúa como embrague automático entre el motor y la caja de cambios que, en estos casos, suele ser automática o semiautomática. Dicho embrague permite que el motor gire al ralentí (en vacío) y además transmite el par motor cuando el conductor acelera.
Está fundado en la transmisión de energía que una bomba centrífuga comunica a una turbina por mediación de un líquido que generalmente es aceite mineral.
Para comprender bien este principio se puede poner el ejemplo de dos ventiladores (figura inferior) colocados uno frente al otro. El ventilador (1), conectado a la red, mueve el aire y lo proyecta como impulsor o bomba sobre el otro ventilador (2) que está sin conectar; éste último, al recibir el aire, se pone a girar como una turbina.

Constitución del embrague hidráulico
Está constituido, como puede verse en la figura inferior, por dos coronas giratorias (bomba y turbina) que tienen forma de semitoroide geométrico y están provistas de unos tabiques planos , llamados alabes. Una de ellas, llamada rotor conductor, va unida al árbol motor por medio de tornillos y constituye la bomba centrífuga; la otra, unida al primario de la caja de cambios con giro libre en el volante, constituye la turbina o corona arrastrada.
Ambas coronas van alojadas en una carcasa estanca y están separadas por un pequeño espacio para que no se produzca rozamiento entre ellas.



Funcionamiento. Cuando el motor gira, el aceite contenido en la carcasa es impulsado por la bomba, proyectándose por su periferia hacia la turbina, en cuyos alabes incide paralelamente al eje. Dicho aceite es arrastrado por la propia rotación de la bomba o rotor conductor, formándose así un torbellino tórico.
La energía cinética del aceite que choca contra los alabes de la turbina, produce en ella una fuerza que tiende a hacerla girar.
Cuando el motor gira a ralentí, la energía cinética del aceite es pequeña y la fuerza transmitida a la turbina es insuficiente para vencer el par resistente. En estas condiciones, hay un resbalamiento total entre bomba y turbina con lo que la turbina permanece inmóvil. El aceite resbala por los alabes de la turbina y es devuelto desde el centro de ésta al centro de la bomba, en donde es impulsado nuevamente a la periferia para seguir el ciclo.
A medida que aumentan las revoluciones del motor, el torbellino de aceite se va haciendo más consistente, incidiendo con más fuerza sobre los alabes de la turbina. Esta acción vence al par resistente y hace girar la turbina, mientras se verifica un resbalamiento de aceite entre bomba y turbina que supone el acoplamiento progresivo del embrague.
Cuando el motor gira rápidamente desarrollando su par máximo, el aceite es impulsado con gran fuerza en la turbina y ésta es arrastrada a gran velocidad sin que exista apenas resbalamiento entre ambas (éste suele ser de un 2 % aproximadamente con par de transmisión máximo).
El par motor se transmite íntegro a la transmisión de embrague, cualquiera que sea el par resistente y, de esta forma, aunque se acelere rápidamente desde ralentí, el movimiento del vehículo se produce progresivamente, existiendo un resbalamiento que disminuye a medida que la fuerza cinética va venciendo al par resistente.
Al subir una pendiente, la velocidad del vehículo disminuye por aumentar el par resistente, pero el motor continúa desarrollando su par máximo a costa de un mayor resbalamiento, con lo que se puede mantener más tiempo la directa sin peligro de que el motor se cale.



Engranaje planetario. También llamado "engranaje epicicloidal", son utilizados por las cajas de cambio automáticas. Estos engranajes están accionados mediante sistemas de mando normalmente hidráulicos o electrónicos que accionan frenos y embragues que controlan los movimientos de los distintos elementos de los engranajes.
La ventaja fundamental de los engranajes planetarios frente a los engranajes utilizados por las cajas de cambio manuales es que su forma es mas compacta y permiten un reparto de par en distintos puntos a través de los satélites, pudiendo transmitir pares mas elevados.
Si quieres ver como funciona un engranaje planetario haz click aquí.
En el interior (centro), el planeta gira en torno de un eje central.
Los satélites engranan en el dentado del piñón central. Además los satélites pueden girar tanto en torno de su propio eje como también en un circuito alrededor del piñón central.
Los satélites se alojan con sus ejes en el portasatélites
El portasatélites inicia el movimiento rotatorio de los satélites alrededor del piñón central; con ello, lógicamente, también en torno del eje central.
La corona engrana con su dentado interior en los satélites y encierra todo el tren epicicloidal. El eje central es también centro de giro para la corona.



Estos tres componentes (planeta, satélites y corona) del tren epicicloidal pueden moverse libremente sin transmitir movimiento alguno, pero si se bloquea uno de los componentes, los restantes pueden girar, transmitiendose el movimiento con la relación de transmisión resultante según la relación existente entre sus piñones. Si se bloquean dos de los componentes, el conjunto queda bloqueado, moviendose todo el sistema a la velocidad de rotación recibida por el motor.



Las relaciones que se pueden obtener en un tren epicicloidal dependen de si ante una entrada o giro de uno de sus elementos existe otro que haga de reacción. En función de la elección del elemento que hace de entrada o que hace de reacción se obtienen cuatro relaciones distintas que se pueden identificar con tres posibles marchas y una marcha invertida. El funcionamiento de un tren epicicloidal es el siguiente:

• 1ª relación: si el movimiento entra por el planetario y se frena la corona, los satélites se ven arrastrados por su engrane con el planetario rodando por el interior de la corona fija. Esto produce el movimiento del portasatélites. El resultado es una desmultiplicación del giro de forma que el portasatélites se mueve de forma mucho más lenta que el planetario o entrada.
• 2ª relación: si el movimiento entra por la corona y se frena el planetario, los satélites se ven arrastrados rodando sobre el planetario por el movimiento de la corona. El efecto es el movimiento del portasatélites con una desmultiplicación menor que en el caso anterior.
• 3ª relación: si el movimiento entra por el planetario y, la corona o el portasatélites se hace solidario en su movimiento al planetario mediante un embrague entonces todo el conjunto gira simultáneamente produciéndose una transmisión directa girando todo el conjunto a la misma velocidad que el motor.
• 4ª relación: si el movimiento entra por el planetario y se frena el portasatélites, se provoca el giro de los planetarios sobre su propio eje y a su vez estos producen el movimiento de la corona en sentido contrario, invirtiendose el sentido de giro y produciéndose una desmultiplicación grande.

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CONOCIMIENTOS BASICOS DEL AUTOMOVIL

Esquema del Motor

            El motor de un automóvil requiere ser compacto y liviano de peso, que genere gran potencia, sea fácil de manejar, que raramente se averíe y que sea silencioso cuando opere. Por estas razones, los motores de gasolina y diesel son utilizados muy a menudo en automóviles.

            Por otro lado, la parte principal del automóvil es el motor, donde la potencia es generada para mover el vehículo. Un motor de automóvil incluye equipos de lubricación para cada pieza, de enfriamiento para prevenir el sobrecalentamiento, de combustible para suministrarlo, de admisión y escape para hacer la mezcla de aire-combustible, de arranque para el motor, sistemas de generación de electricidad para producir la que sea necesaria, elementos de purificación de gases de escape para prevenir la contaminación atmosférica y otros dispositivos.

Motor a Gasolina

            En este motor una mezcla de gasolina y aire es quemada en el interior de los cilindros. La presión generada es convertida, vía los pistones, bielas y cigüeñal, en fuerza motriz.

Motor Diesel

            En este motor, el aire que es admitido al interior de los cilindros es comprimido al punto donde éste alcanza altas temperaturas. En este momento, el combustible es inyectado en forma pulverizada al interior de los cilindros, donde es encendido espontáneamente y quemado. La presión generada por este medio es convertida, vía los pistones, bielas y cigüeñal, en fuerza motriz.

1. TEORÍA BÁSICA

            En un motor de gasolina, las bujías encienden la mezcla de aire-combustible consistente de aire y gasolina, creando la combustión en el interior de los cilindros. La presión generada allí empuja al pistón hacia abajo. Este movimiento es convertido por el cigüeñal, al cual los pistones están conectados mediante las bielas en movimiento rotatorio. A fin de obtener fuerza continua desde el motor, es necesario extraer los gases innecesarios creados en los procesos de combustión y suministrar nueva mezcla de aire combustible dentro de los cilindros en una forma cíclica.

Motor de Gasolina de 4 Ciclos.

            A fin de que un motor de gasolina se mueva continuamente, el movimiento requerido por la combustión debe ser repetido en una secuencia constante. Primero, la mezcla aire-combustible es tomada dentro del cilindro, esto luego es comprimido y quemado, y después los gases de combustión generados por el combustible quemado son extraídos desde el cilindro. De este modo, un motor en el cual los pistones van a través de 4 carreras -admisión, comprensión, combustión y escape- es llamado un motor de 4 ciclos.

Carrera de Admisión.

            Esta es la carrera en la cual la mezcla aire-combustible es arrastrada dentro del cilindro, la válvula de admisión está abierta mientras la válvula de escape está cerrada. Como el pistón se mueve hacia abajo, un vacío parcial es creado en los cilindros y la mezcla de aire-combustible es forzada dentro del cilindro por presión atmosférica.

Carrera de Compresión.

            Esta es la carrera en la cual la mezcla de aire-combustible es comprimida. Ambas válvulas, de admisión y escape, están cerradas. Como el pistón se eleva desde BDC (punto muerto inferior) a TDC (punto muerto superior), la mezcla aire-combustible es comprimida. Como resultado, ambas, la presión y la temperatura se incrementan para facilitar la combustión. El cigüeñal ha hecho una revolución completa cuando se alcanza el TDC.

Carrera de Combustión (Potencia)

            Esta es la carrera en la cual el motor genera fuerza motriz para el vehículo. Justo antes que el pistón alcance el TOC durante la carrera de compresión, las bujías encienden la mezcla de aire-combustible comprimida. El quemado del gas a alta presión fuerza el pistón hacia abajo. Esta fuerza se convierte en potencia del motor.

Carrera de Escape.

            Esta es la carrera en la cual el gas quemado es descargado desde el cilindro. La válvula de escape está abierta y el pistón se mueva hacia arriba desde el BDC al TDC, forzando el gas quemado (gases de escape) desde el cilindro.

VELAZQUEZ ROCHA MARTIN 8MV5

Revista de la Facultad de Ingeniería Universidad Central de Venezuela

versión ISSN 0798-4065

Rev. Fac. Ing. UCV v.24 n.4 Caracas dic. 2009

 

Amortiguación dinámica como atenuación de vibraciones generadas por máquinas empleadas en la industria alimenticia

Víctor rastelli, Nila MoNtbrúN, boris bossio

Universidad Simón Bolívar. Departamento de Mecánica. Valle de Sartenejas. Baruta Apartado Postal 89000 Caracas 1080-A Venezuela.

RESUMEN

En este trabajo se presenta el análisis y la solución de un problema de vibraciones generado por falta de previsión en la colocación de las máquinas de selección empleadas en una industria venezolana, las cuales tenían la primordial función de vibrar con una determinada amplitud y a una frecuencia específica. Para realizar el análisis dinámico se midieron los espectros de vibración de la placa con las máquinas en operación, y así poder conocer la magnitud del problema; con las máquinas apagadas, para estimar la vibración de fondo; y luego de aplicar pruebas de impacto sobre la placa, a fin de estimar las características naturales del sistema placa-máquinas. Se comprobó que la frecuencia natural del sistema tenía un valor muy cercano al de la frecuencia de operación de las máquinas, condición que permitió diagnosticar el fenómeno de resonancia y explicar las elevadas amplitudes de vibración de la placa. Se evaluaron diferentes alternativas para atenuar los niveles de vibración detectados pero al no poder cambiar las características de las máquinas, sólo se podía aumentar la rigidez general de la estructura soporte o emplear amortiguadores dinámicos de vibración, adoptándose ésta última como solución. Una vez diseñados y fabricados, los amortiguadores fueron instalados y sintonizados adecuadamente, lográndose disminuir las amplitudes de vibración significativamente. Los espectros de vibración de la placa tomados antes y después de incorporar los amortiguadores dinámicos, revelaron la eficiencia de estos dispositivos y su conveniencia en cuanto a costo relativo, demostrando que pueden ser una alternativa a considerar en casos similares al presentado.

Palabras clave: Vibraciones, Amortiguador dinámico de vibración, Control, Resonancia, Espectro.

Dynamic mass damping as vibration attenuation due to food industry machinery

ABSTRACT

This work shows the solution of a vibration problem generated by sieving machines used in a Venezuelan food manufacturing plant to select grain size. Grain selection is obtained by vibrating grids operating at a precise amplitude and frequency. These parameters (of amplitude and frequency) are set regardless of the natural frequency of the structure that supports the machines. Thus, a problem may arise as the natural frequency of the structure was close to the frequency of the sieving machines. Foundation vibration spectrums were measured, first with the machines turned on, to obtain the operating vibration levels, then with the machines turned off to know the background levels and finally (machines turned off) under impact excitation to obtain the structural frequency. It was verified that the natural frequency of the system and the machinery operative frequency were very similar; this condition led us to diagnose resonance and to explain the high vibration amplitudes in operating conditions. Two options were evaluated as a proper solution to attenuate vibration levels: to make the whole structure stiffer or employ dynamic vibration mass dampers as energy absorbers, taking the latter as the solution of choice. Once designed and built, dynamic vibration mass dampers were installed to the structure and accurately tuned. As expected, measured vibration levels in the foundation were smaller than the original ones. Vibration spectrums of the foundation before and after the inclusion of the dynamic vibration mass dampers to the foundation-machines system revealed their efficiency and low cost.

Keywords: Vibration, Vibration mass dampers, Control, Resonance, Spectrum.

Recibido: febrero de 2009 Recibido en forma final revisado: julio de 2009

INTRODUCCIÓN

En la industrialización de los procesos productivos es usual encontrar fenómenos vibratorios como consecuencia de los sistemas dinámicos empleados en dichos procesos, los cuales pueden ser no deseados o justamente, la razón del diseño del sistema. Cuando las vibraciones no son deseadas y se trata de máquinas rotativas, estos fenómenos vibratorios se transmiten a la base de la fundación donde los sistemas dinámicos son colocados y suelen presentarse cuando existen problemas de desbalance, engranajes dañados o descentrados, holgura mecánica, poleas descentradas, desalineación de ejes o ejes flexionados y resonancia, por mencionar los más frecuentes. Como ejemplo, cabe señalar, la vibración que transmiten máquinas rotativas como bombas y compresores a la base de la fundación y al sistema de tuberías al que están conectadas, vibración que puede ocasionar inconvenientes directos como fatiga del material, falla de pernos y transmisión de ruido, así como aumento de esfuerzos en codos y juntas de expansión.

Las vibraciones también pueden presentarse cuando ciertas máquinas, especialmente diseñadas para vibrar, son colocadas sobre una fundación sin evaluar previamente los efectos de la transmisibilidad y las características naturales del sistema, lo cual puede traer como consecuencia, la aparición de fenómenos como el de resonancia.

Actualmente resulta sumamente costoso reinstalar, reponer o reparar cualquier daño que pudiera estar ocasionado por un problema vibratorio, porque además del costo directo, se debe tomar en cuenta el costo que pudiera implicar la parada y el arranque del sistema o de una parte del proceso productivo. Es por esta razón que la evaluación de las vibraciones como prevención de posibles fallas en máquinas rotativas y de las vibraciones transmitidas a una estructura soporte por máquinas diseñadas para vibrar, se han convertido en alternativas que deberían ser consideradas para garantizar operaciones e instalaciones confiables y seguras al anticipar y evitar potenciales problemas de vibraciones, disminuyendo los riesgos operativos. La evaluación y medición de vibraciones se han convertido en las herramientas fundamentales de diagnóstico y predicción de problemas relacionados con la operación directa o indirecta de sistemas dinámicos, como ha sido reportado en diversas publicaciones. En el estudio de Navarro-López & Suárez (2005), se aplican técnicas de análisis dinámico y de control en un sistema de perforación donde las vibraciones son inevitables, pero pueden reducirse a través de recomendaciones para el diseño del mecanismo y su operación. García-Reynoso & Morales (2004), han prestado especial atención al análisis dinámico de las vibraciones transversales en tuberías cuando su masa es modificada con encamisados para prevenir efectos de corrosión. Gómez et al. (2008), destacan que las vibraciones en estructuras pueden generar inconvenientes no sólo a la estructura misma sino también a sus usuarios y proponen como alternativas para disminuirlas, sistemas de control activo, pasivo, híbrido y semiactivo.

Cuando las vibraciones son diagnosticadas como un problema y deben ser corregidas, pueden utilizarse diferentes de las estrategias de control entre las cuales se encuentra la utilización de dispositivos llamados amortiguadores dinámicos de vibración (ADV) o amortiguadores de masa sintonizados (AMS). Estos dispositivos de control pasivo que se diseñan para absorber las vibraciones no deseadas y que son añadidos a ciertos sistemas cuyas características no pueden ser modificadas, representan una interesante medida por su eficiencia y bajo costo relativo. Para Bassotti & Ambrosini (2007), constituyen una solución al problema de inseguridad estructural y proponen su diseño y aplicación tanto a estructuras ya construidas como en proyecto, para disminuir la probabilidad de fallas frente a un sismo. Los estudios de Ambrosini et al. (2004) y Bassotti & Ambrosini (2004), le dedican especial atención a la influencia y la eficiencia de estos dispositivos en casos de estructuras sismorresistentes.

Otros estudios como el de Ozguven & Candir (1986); Igusa & Xu (1994); Abe & Fujino (1994) y Ren (2001), que hacen énfasis en el desarrollo teórico, el diseño y la caracterización de estos dispositivos para controlar las vibraciones y estudios más recientes como el de Fernández et al. (2006), que presentan un sistema computarizado para el diseño de amortiguadores dinámicos; y Alexander & Schilder, (2008), que evalúan la no linealidad de estos sistemas, demuestran la especial atención e importancia que se les está brindando a estos sistemas de control.

El presente trabajo tiene como objetivo fundamental, destacar la importancia que tiene el estudio preventivo de las vibraciones en una instalación, eligiendo para ello un problema generado en una placa de un silo de almacenaje por la falta de evaluación dinámica de la transmisibilidad de máquinas cernidoras empleadas en el proceso de selección y separación de granos. El trabajo incluye la evaluación, medición y diagnóstico de las vibraciones generadas en la placa al igual que la utilización de amortiguadores dinámicos como la solución de control más adecuada para lograr la reducción de los niveles de vibración encontrados.

BREVE REVISIÓN TEÓRICA

Todo problema real de vibraciones puede ser modelado mecánica y matemáticamente con el objetivo de estudiar sus causas y analizar posibles soluciones de control. El modelo mecánico debe incluir las características naturales del sistema y de la excitación para que luego pueda obtenerse el modelo matemático correspondiente, cuya solución representará la ley de movimiento del sistema y su análisis permitirá evaluar las causas y efectos de la vibración. Autores destacados como Meirovitch (1975); Den Hartog (1985); Preumont (1994); Dimarogonas (1996); Thomson (1997), y otros de más reciente data como Connor (2002) y Rao (2003), han sido determinantes en la formación y aprendizaje de esta importante disciplina.

Para estudiar el problema de vibraciones que se presenta en este artículo, se considerará un sistema de un grado de libertad restringido a moverse en la vertical y excitado por una fuerza armónica como se muestra a continuación en lafigura 1:

donde:

M es la masa total del sistema, c es la constante de amortiguación del sistema, k es la constante de elasticidad del sistema, Fo es la amplitud de la excitación, ω es la frecuencia angular de excitación y X(t) es la coordenada generalizada que mide el desplazamiento vertical absoluto del sistema desde su posición de equilibrio estático.

M, c y k representan las características naturales del sistema mientras que Fo y ω representan las características de la excitación. Cuando ésta es generada por un motor desbalanceado que gira con una velocidad angular ω, su amplitud Fo es igual al producto meω², donde m es la masa del desbalance con excentricidad e, como se indica a continuación en la figura 2:

En ambos casos el modelo matemático y su solución son los mismos y están representados por las ecuaciones (1) y(2):

Como se observa en la ecuación (2), la respuesta a este tipo de excitación consta de dos partes. Una respuesta homogénea o transitoria Xh que desaparece con el tiempo y que se utiliza para estimar las características naturales del sistema, y una respuesta particular o permanente que se mantiene en el tiempo de manera alternativa y que se utiliza para estimar las características del movimiento (vibración). De la solución indicada en la ecuación (2) se puede concluir que la frecuencia angular de la respuesta es la misma de la excitación en condición de régimen permanente, es decir, cuando la respuesta transitoria haya desaparecido. En cuanto a la amplitud del movimiento X, representa el valor máximo de la vibración y se indica de forma adimensional en la ecuación (3):

donde:

r es la relación de frecuencias entre la frecuencia angular de excitación ω y la frecuencia angular natural del sistema wn y x representa el factor de amortiguación. La relación de frecuencias r, la frecuencia angular natural ω_n y ξ el factor de amortiguación ξ, están dados por las ecuaciones (4), (5) y (6):

En cuanto a las fuerzas transmitidas a la fundación, también son de carácter alternativo y están asociadas a las características de la base de cada máquina, es decir, a la elasticidad y a la amortiguación del sistema. La ecuación (7)representa la fuerza transmitida máxima:

Para el análisis adimensional se utiliza la definición de Transmisibilidad Tr que representa la relación entre la fuerza transmitida máxima y la amplitud de la fuerza de excitación, dada por la ecuación (8):

Cabe destacar que tanto en la ecuación (3) como en la ecuación (8), el valor de la amplitud de vibración y de la fuerza transmitida máxima tienden a infinito cuando la relación de frecuencias tiende a uno (r = 1) y la amortiguación es despreciable. Al fenómeno que se presenta justamente cuando la relación de frecuencias es igual a uno, se le conoce como resonancia, que es una condición que puede estar asociada a la generación de grandes amplitudes de vibración y fuerzas transmitidas cuando el factor de amortiguación es cercano a cero.

Amortiguador dinámico de vibraciones ADV

Un amortiguador dinámico de vibraciones es un dispositivo que se añade a un sistema principal afectado por vibraciones no deseadas. En general consiste de una masa, un resorte y un amortiguador, que colocados en el sistema vibrante principal atenúan las vibraciones cuando está sintonizado con la frecuencia de vibración. El sistema pasa de tener un grado de libertad a tener dos grados de libertad como se indica en el sistema equivalente de la figura 3:

donde:

M es la masa total del sistema principal, c es la constante de amortiguación del sistema principal, k es la constante de elasticidad del sistema principal, Fo es la amplitud de la excitación del sistema principal, ω es la frecuencia de excitación del sistema principal, M2 es la masa del amortiguador dinámico, c2 es la constante de amortiguación del amortiguador dinámico, k2 es la constante de rigidez del amortiguador dinámico, X(t) es la coordenada generalizada que mide el desplazamiento vertical absoluto del sistema principal desde su posición de equilibrio estático y Y(t) es la coordenada generalizada que mide el desplazamiento vertical absoluto de M2 desde su posición de equilibrio estático.

Considerando despreciables los efectos de amortiguación, las leyes que describen el movimiento del sistema en condición de régimen están dadas por las ecuaciones (9) y (10):

Donde el valor de las constantes viene dado por la ecuación (11):

Puede observarse que al imponer la condición X(t)=0 en el sistema de 2 grados de libertad planteado, se obtiene que:

Como evidencia la ecuación (12), teóricamente es posible encontrar una relación que debería cumplirse entre las características del amortiguador dinámico para que la energía vibratoria del sistema principal pueda ser absorbida por el dispositivo. La ecuación anterior representa entonces, la condición de diseño que permita alcanzar el objetivo de reducir la amplitud de vibración sin cambiar las características del sistema y de la excitación.

CASO DE ESTUDIO

En una industria alimenticia venezolana, el éxito en la fabricación de un producto alimenticio de buena calidad radica en la estricta selección del grano que constituirá la materia prima del proceso productivo. Dicha selección representa la primera y más importante etapa y es llevada a cabo utilizando máquinas vibratorias especiales llamadas deschinadoras y/o cernidoras.

Cada máquina deschinadora utiliza un motor con dos rotores desbalanceados colocados en contragiro como elementos excitadores para generar la vibración que permitirá, junto con otras consideraciones, la selección adecuada del grano. La figura 4 muestra una de las máquinas deschinadoras en la que pueden observarse sus dos rotores de forma cilíndrica en la parte inferior derecha.

Los rotores de excitación de las deschinadoras son los encargados de hacer que la mesa vibratoria de la máquina se desplace a una velocidad y amplitud apropiadas para separar los granos de las sustancias no deseadas. Los contrapesos de desbalance colocados en los rotores excitadores se utilizan para aumentar o disminuir la amplitud de la fuerza de excitación de manera que puedan ajustarse y generar el desplazamiento requerido para que ocurra la selección del grano que constituirá la materia prima del proceso productivo. Si cambia el tamaño del grano y la densidad, será necesario entonces reajustar las fuerzas de excitación variando la posición angular de los contrapesos y probablemente, cambiando el ángulo de inclinación de los rotores respecto a la mesa oscilante. Este ajuste que permite generar el desplazamiento requerido es pues, una de las características propias del diseño de cada una de estas máquinas y por lo tanto, no puede ni debe ser modificado porque está asociado al proceso productivo correspondiente.

Las máquinas deschinadoras consideradas en esta experiencia fueron colocadas sobre una de las placas del silo de almacenaje del grano cuidando los detalles de espacio y resistencia estática estructural pero sin contemplar la posibilidad  de que las fuerzas transmitidas (cargas dinámicas) pudieran excitar la placa. Luego de ser instaladas las máquinas y puestas en funcionamiento, se sintieron fuertes vibraciones en la placa que podían no afectar al proceso de fabricación del producto, pero podían acarrear problemas estructurales y afectar las juntas del sistema de tuberías conectadas a las máquinas. Este problema de vibraciones afectaba además al personal técnico que debía laborar en el sitio ya que, al estar en un piso alto del silo, generaba nerviosismo por su semejanza con los efectos de un sismo. La crítica situación generada justificaba tanto la evaluación como el diagnóstico del problema para que pudieran plantearse las acciones de control, las cuales no hubieran sido necesarias, de haberse hecho una evaluación predictiva antes de ubicar las máquinas en sus puestos de operación.

METODOLOGÍA APLICADA

Con la finalidad de evaluar la situación y establecer la magnitud del problema, si es que realmente existía uno, se seleccionaron cuatro puntos de medición sobre la placa con el objetivo de caracterizar la amplitud de vibración con las máquinas deschinadoras en operación. Aunque para el caso que concierne a este trabajo, los desplazamientos medidos confirmaron la presencia de un problema de vibraciones, también hubieran podido ser insignificantes, en cuyo caso el estudio hubiera terminado.

Una vez medida la amplitud de vibración con las máquinas en operación, se procedió a evaluar el nivel de vibración con las máquinas apagadas para registrar la vibración de fondo y determinar si se mantenían los mismos niveles, en cuyo caso, el problema en la placa no hubiera sido consecuencia de la operación de las máquinas deschinadoras.

Al comprobar que las vibraciones de la placa eran transmitidas por las máquinas, se realizaron pruebas de impacto con la finalidad de registrar la respuesta libre del sistema placa-máquinas y estimar sus características naturales. Durante esta fase del estudio, las máquinas se mantuvieron apagadas.

Diagnosticada la causa del problema de vibraciones, como etapa final se evaluaron las distintas alternativas de control y se seleccionó la más indicada para proceder a su construcción, instalación y posterior medición de los niveles de vibración resultantes en la placa, con la firme intención de comprobar la efectividad de la solución de control adoptada.

El registro de las señales de vibración se llevó a cabo empleando un acelerómetro triaxial, un amplificador/condicionador de señal, una tarjeta de adquisición de datos y una computadora portátil. El software empleado para captar las señales de amplitud de vibración vs. tiempo y las señales de FFT (Fast Fourier Transform) vs. frecuencia, ambas en tiempo real de medición, se programó con el paquete LabView de National Instruments Corporation y el software utilizado para procesar los datos fue programado con el paquete MathCad®, de Parametric Technology – PTC ya que permite generar gráficos sobre la data registrada y así evaluar, documentar y analizar en detalle los resultados de las mediciones.

RESULTADOS DE LAS MEDICIONES. EVALUACIÓN, MEDICIÓN Y DIAGNÓSTICO DEL PROBLEMA

Al aplicar la metodología indicada, los resultados obtenidos en todos los puntos seleccionados del estudio de vibraciones en la placa, fueron similares. A continuación se presenta un resumen de los resultados obtenidos en uno de estos puntos para centrar el análisis e interpretación de los valores registrados. Las figuras 5 y 6 presentan, respectivamente, el gráfico de amplitud de vibración vs. tiempo y el gráfico en dominio de frecuencia (espectro de desplazamiento vertical), para el punto representativo de la placa con las máquinas deschinadoras en operación.

En la figura 6 se aprecia que la principal componente de la respuesta se obtiene a 14,746 Hz con una amplitud de vibración igual a 2,121 mm.

Las figuras 7 y 8 presentan, respectivamente, el gráfico de amplitud de vibración vs. tiempo y el gráfico en dominio de frecuencia (espectro de desplazamiento vertical), para el punto representativo de la placa con las máquinas deschinadoras apagadas.

Las gráficas de las figuras 7 y 8 reportan la información sobre la vibración de fondo, es decir, la vibración no asociada a la operación de las máquinas deschinadoras. Como se observa en el gráfico FFT de la figura 8, la amplitud de vibración es igual a 0,149 mm, valor significativamente menor, al ser un orden de magnitud más pequeño que el medido para la condición de operación de las máquinas.

Las figuras 9 y 10 mostradas a continuación presentan, respectivamente, el gráfico de amplitud de vibración vs. tiempo y el gráfico en dominio de frecuencia (espectro de desplazamiento vertical), para el punto representativo de la placa con las máquinas deschinadoras apagadas y como respuesta luego de aplicar pruebas de impacto.

Las gráficas de las figuras 9 y 10 representan la respuesta libre del sistema placa-máquinas cuando se le sometió a una percusión mientras las máquinas se encontraban fuera de funcionamiento. Se notó que la placa oscilaba con una fuerte componente en 15,80 Hz. Pudo determinarse que dicha componente se correspondía con la respuesta transitoria y por lo tanto, la que contenía las características del sistema placa-máquinas. Con la respuesta transitoria se obtuvo que el factor de amortiguación de la placa era ξ=0,09 ± 0,01 con una frecuencia natural calculada de (15,80 ± 0,02) Hz y un valor para la relación de frecuencias r igual a 1,072.

Diagnóstico del estudio

Los resultados de las mediciones indicaron que efectivamente las vibraciones que presentaba la placa se debían a la operatividad de las máquinas deschinadoras. Pudo comprobarse que el valor de la frecuencia angular natural del sistema placa-máquinas resultó muy cercano al valor de la frecuencia de excitación provocada por la rotación de las máquinas deschinadoras, condición que permitió diagnosticar que se estaba en presencia de un fenómeno de resonancia.

El diseño civil de la estructura se realizó sin contemplar que las cargas dinámicas producidas por los equipos rotativos podían generar vibraciones, razón por la cual, no se pudo evitar la posibilidad de que este fenómeno se presentara en la placa. Esto no significaba que el diseño de la estructura estuviera errado.

AMORTIGUACIÓN DINÁMICA COMO SOLUCIÓN DE CONTROL

Para resolver este problema de vibraciones, diversas medidas de control fueron consideradas. El factor común en todas estas medidas buscaba alterar el sistema mecánico para alejarlo de la condición de resonancia que se alcanzaba con las máquinas en operación pero debían ser tomadas en cuenta ciertas limitaciones a la hora de seleccionar la más adecuada.

La velocidad de giro de las máquinas deschinadoras, el ángulo de inclinación de los rotores, el desbalanceo y las características de los soportes no debían ser alterados porque, de hacerlo, cambiarían las condiciones del proceso productivo; todo estaba diseñado para generar un desplazamiento de la mesa oscilante de cada máquina entre 4,5 y 5,5 mm. Por esta razón, las medidas de control que se basaban en cambiar cualquier detalle en las máquinas quedaron descartadas.

Si las medidas de control no podían alterar las condiciones y características de las máquinas, entonces debían alterar las características naturales del sistema placa-máquinas. En este sentido, sólo podía proponerse el aumento de su rigidez pero significaba sacrificar parte del espacio existente en el nivel inferior con costos considerables, por lo cual, también fue descartada.

Como solución al problema de vibraciones en cuestión, la medida de control seleccionada fue diseñar amortiguadores dinámicos de vibración (ADV), construirlos e incorporarlos al sistema placa-máquinas. Es importante señalar que esta medida de control era la única que no requería la implementación de cambios en las máquinas y/o en las características de las placas.

La figura 11 presenta el esquema de un amortiguador dinámico acondicionado al caso de estudio:

Bajo esta configuración, el modelo matemático del sistema mecánico planteado en la figura 11 es equivalente al de lafigura 3, estando asociadas entonces M, c y k a las características del sistema placa-máquina (sistema principal), y M2, c2 y k2 a las características del amortiguador dinámico. La velocidad de giro de los motores desbalanceados es ω y representa la frecuencia angular de la excitación y de la respuesta de vibración de las máquinas, así como también, de la fuerza transmitida a la placa.

Teniendo presente que sobre la placa se instalaron 4 máquinas deschinadoras, se tuvieron que adaptar cuatro amortiguadores dinámicos, uno por cada fuente de vibración, y se ubicaron en el techo del nivel inferior al nivel donde se encontraban las máquinas, justamente por debajo de la placa vibrante. Se utilizaron masas oscilantes y en lugar de emplear resortes, se emplearon vigas metálicas como brazos soporte de las mismas, aprovechando sus características y el comportamiento elástico propio.

Los amortiguadores dinámicos fueron calculados y sintonizados adecuadamente luego de ser instalados, para garantizar el cumplimiento de la condición fundamental de su diseño que está dada por la ecuación (12). La sintonización se realizó variando progresivamente la posición de la masa oscilante sobre los brazos y midiendo la frecuencia de oscilación de los mismos como función de dicha posición. Al variar la posición de la masa oscilante sobre los brazos, se altera la longitud efectiva de estos y por lo tanto, la rigidez k2. Cuando pudo sintonizarse el valor de la frecuencia de oscilación con el de la frecuencia de operación de las máquinas, se fijó la posición de la masa oscilante sobre el brazo. La figura 12, a continuación, muestra una fotografía de los 4 amortiguadores dinámicos de vibración una vez instalados y sintonizados (nótense las ocho masas suspendidas en color naranja):

Las figuras 13 y 14 presentan, respectivamente, el gráfico de amplitud de vibración vs. tiempo y el gráfico en dominio de frecuencia (espectro de desplazamiento vertical), para el punto representativo de la placa con las máquinas deschinadoras en operación y luego de haber sido instalados y sintonizados los amortiguadores dinámicos.

Nuevamente y como era de esperarse, la principal componente de la respuesta se obtiene en 14,746 Hz, pero ahora la amplitud de vibración máxima en el espectro es igual a 0,445 mm., valor que indica que la amplitud de vibración de la placa, luego de instalar y sintonizar los amortiguadores dinámicos, disminuyó en un 79% de su valor original.

Diseño y dimensionamiento de los amortiguadores dinámicos de vibración

Para efectos prácticos la placa fue modelada como un sistema de un grado de libertad con una cierta rigidez, excitado por fuerzas dinámicas que oscilan a una frecuencia específica. Es importante tener presente que al agregarle a la placa un ADV (como se muestra en la figura 11), se le añade otro grado de libertad al sistema. Este amortiguador hace que el sistema tenga ahora dos frecuencias naturales, una mayor y la otra menor que la original. Dichas frecuencias se calculan con la siguiente ecuación:

donde:

ω_A es la velocidad de giro de las máquinas (rad/s), M2 es la masa suspendida (amortiguador dinámico), M es la masa oscilante (placa), y µ denota la relación M2/M.

El esquema de la figura 11 considera sólo un ADV, pero en la práctica es frecuente diseñar sistemas utilizando varios ADV’s, como corresponde al caso de estudio presentado. Los amortiguadores se colocaron debajo de los puntos de apoyo principales de cada una de las máquinas para anular o atenuar la vibración vertical en las regiones cercanas a ellas. En la figura 12 se pueden apreciar las ocho masas de color naranja, suspendidas y unidas a las vigas de soporte que conforman los brazos oscilantes, dando como resultado, por cada viga, dos brazos oscilantes. La unión entre las vigas y la estructura de soporte, también en color naranja, es tal que podría modelarse como un empotramiento del brazo oscilante a la estructura.

Los valores de las masas oscilantes y su posición relativa al punto de anclaje a la estructura, se estimaron considerando la frecuencia de funcionamiento de las máquinas de 14,746 Hz, el espesor de la placa soporte de 15 centímetros con un área de interés de aproximadamente 4,3 x 6,25 metros cuadrados, la masa de una sola máquina de 1.460 kg y la masa de la materia prima manejada en condiciones de operación de aproximadamente 200 kg. Se consideró un par de brazos oscilantes por cada ADV y se seleccionó la viga para construir los brazos oscilantes de acuerdo a las cargas que ésta debía soportar y a la disponibilidad de la misma en el mercado. La estructura de la placa estaba conformada por 21,5 metros de vigas tipo IPN-200 y la decisión fue utilizar 5,45 metros de vigas tipo IPN-160 para conformar brazos oscilantes.

Para cumplir con el objetivo específico, se estimó la masa oscilante (masa del conjunto placa-máquinas), considerando las masas de cada uno de sus componentes, resultando un valor calculado de 11.563 kg. Luego se seleccionó un valor para M2 repartido entre los 4 brazos, considerándose 100 kg por cada brazo oscilante. Una vez conocidos M y M2, se calcularon los valores para r1 y r2 utilizando la ecuación (13). Con la frecuencia de operación de las máquinas y la masa M2, se pudo estimar la rigidez k2 para el ADV utilizando la ecuación (12). En cuanto a la longitud efectiva L del brazo oscilante del ADV, se consideró que la rigidez k2 era equivalente al caso de una viga empotrada que puede escribirse en función del módulo de elasticidad del material E, de la Inercia respecto al eje de trabajo I y de la longitud efectiva L, tal y como lo indica la ecuación (14):

CONCLUSIONES

Las máquinas deschinadoras cumplían con la función para la cual fueron diseñadas, pero su placa soporte presentaba efectivamente un problema de vibraciones.

Con las mediciones realizadas pudo comprobarse que las vibraciones de la placa se debían a la operación de las máquinas deschinadoras y a la condición de resonancia que se presentó por la coincidencia entre los valores de la frecuencia de giro de las máquinas y la frecuencia angular natural del sistema.

Se diseñó un sistema de amortiguadores dinámicos paraa ser colocado en la placa soporte como medida de control de las vibraciones. Luego de construido e instalado en la placa, pudo comprobarse que la amplitud de las vibraciones disminuyó en un 79%, confirmando que efectivamente las vibraciones pueden ser controladas con este tipo de dispositivos que absorben la energía.

La evaluación y medición de vibraciones conducen al esclarecimiento de sus causas y permiten establecer el diagnóstico necesario para plantear la solución de control en caso de necesitarla, pero si el estudio de vibraciones es debidamente contemplado en las etapas de diseño y mantenimiento industrial, muchas situaciones indeseables pudieran evitarse.

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