Analisis de Vibraciones 16 Casos[1]

Diagnóstico de Fallas en Máquinas mediante

Análisis de Vibraciones

por:

DAVID O. BUKOWITZ K.

16 CASOS DE ESTUDIO

REPÚBLICA BOLIVARIANA DE VENEZUELA • LA UNIVERSIDAD DEL ZULIA • FACULTAD DE INGENIERÍA • ESCUELA DE MECÁNICA DEPARTAMENTO DE DISEÑO Y CONSTRUCCIONES MECÁNICAS • CÁTEDRA DE DINÁMICA DE MAQUINAS

Prólogo Dentro de las técnicas del mantenimiento basado en condición, el análisis de vibraciones ha demostrado ser una de las mas efectivas para detectar y diagnosticar fallas en máquinas. A lo largo de los últimos años se han publicado diversos textos donde se fundamentan sus principios desde el punto de vista teórico, para complementar los cursos de formación y adiestramiento profesional. Es por esta razón que surge la presente guía de aplicaciones prácticas, donde se complementan las bases teóricas con casos de estudio reales, que ilustran de manera sencilla los métodos y técnicas aplicados. Además, de explicarse de manera detallada las técnicas de medición, análisis y diagnósticos de fallas en máquinas a través del estudio de sus vibraciones mecánicas, se presentan algunas técnicas para la corrección de problemas, como por ejemplo el desbalance y la desalineación. Cada caso de estudio seleccionado, se presta para explicar alguno de los tópicos principales del análisis de vibraciones y aplicar las ecuaciones teóricas fundamentales; además en cada uno de ellos se detallan las características de funcionamiento de la máquina estudiada, los puntos de medición de vibraciones, los sensores e instrumentos utilizados; y se hace un diagnóstico final del posible problema encontrado y su solución. Para facilitar ciertos cálculos y procedimientos explicados, se ha incluido un CD con varios programas computacionales desarrollados por el autor.

Índice Prólogo Caso de Estudio 01: Desbalance en el Rotor del Ventilador de un Intercambiador de Calor Caso de Estudio 02: Resonancia en Base de Montaje de Soplador 07 Caso de Estudio 03: Desalineación entre Motor y Bomba a través de un Acople Flexible Caso de Estudio 04: Problema Eléctrico Causado por Falla en Barras del Rotor

01 11

15

Caso de Estudio 05: Vibraciones Producidas por Un Cojinete con Elementos Rodantes Defectuoso Caso de Estudio 06: Importancia de la Resolución del Espectro de Frecuencias

25

Caso de Estudio 07: Vibraciones Producidas por un Engranaje Dañado 28 Caso de Estudio 08: Problemas Vibratorios en Transmisión por Correas 32 Caso de Estudio 09: Altos Niveles de Vibración Filtrada a 1X en Ventilador Horizontal Caso de Estudio 10: Altos Niveles de Vibración 1X en Bomba Centrífuga

36

40

Caso de Estudio 11: Balanceo Dinámico del Compresor Axial de una Turbina a Gas

46

Caso de Estudio 12: Modulación de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas Centrífugas

51

Caso de Estudio 13: Aflojamiento Mecánico en Bomba Centrífuga

54

Caso de Estudio 14: Incremento de los Niveles de Vibración por Defecto en Rodamiento Caso de Estudio 15: Altos Niveles de Vibración Global en Bomba Centrífuga

58

Caso de Estudio 16: Defecto en Aro Externo de Rodamiento en Banco de Pruebas Nomenclatura Bibliografía

60

56

19

Caso de Estudio Desbalance en el Rotor del Ventilador de un Intercambiador de Calor El objetivo del presente caso, es el de detectar y corregir problemas de desbalance en rotores mediante la medición de vibraciones de un canal. La máquina estudiada es un ventilador, al que se le miden periódicamente los niveles de vibración globales y filtrados a 1X y 2X. El presente análisis se realizó luego de presentarse altos niveles de vibración globales y a 1X en esta máquina. En vista de que se sospechaba de desbalance, se utilizó un sensor de velocidad de vibración montado sobre una base magnética, la cual se acopló directamente a la carcasa de la transmisión del ventilador. El punto de medición que se analiza corresponde a la medición radial superior en la caja reductora (TAY) tal y como se muestra en la figura 1.2.

Figura 1.1 Montaje del Sensor de Velocidad

Para determinar la velocidad de rotación del rotor se utilizó una lámpara estroboscópica digital, con la cual se obtuvo un valor de 590 RPM. Los espectros de frecuencias de vibración que se analizan, corresponden a anchos de bandas bajos entre 0 y 4 200 RPM (0 a 70 Hz) , con mediciones de velocidad, ya que se desea apreciar claramente el efecto del desbalance de tal manera de no tomar en cuenta las altas frecuencias de vibración.

Figura 1.2 Diagrama de puntos de medición

01

En el espectro de frecuencias de la figura 1.3, se aprecia una componente a 590 RPM (9.84 Hz) que corresponde a la frecuencia de vibración de 1X del ventilador. Este valor es bastante elevado (15.1 mm/s), lo que indica posiblemente que existe un desbalance severo en el rotor.

ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L

Se realizó una medición de vibración en la dirección axial al rotor del ventilador, resultando en valores de vibración a 1X muy bajos, lo que corrobora de cierta manera el diagnóstico del desbalance. En la figura 1.4 se muestra la gráfica de la señal en el dominio del tiempo para el mismo punto anterior, en esta se aprecia una señal de forma bastante sinusoidal con un frecuencia que se puede calcular obteniendo el Periodo (T) entre picos de la onda. Para hacerlo mas exacto, se pueden tomar varios ciclos, en este caso 5, y obtener un Periodo promedio:

Figura 1.3 Espectro de Frecuencias en el punto TAY

Como se puede apreciar, el valor obtenido coincide con la velocidad de giro del rotor del ventilador. El siguiente paso en este caso, será resolver el problema del desbalance, utilizando los mismos equipos de medición, y algún método que permita balancear el ventilador en el menor número de arranques posible. Figura 1.4 Señal en el dominio del tiempo punto TAY

Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un plano, se decidió balancearlo en sitio a la velocidad de operación y utilizando la misma instrumentación y el método de cuatro corridas. El peso de prueba a colocar se obtuvo de la ecuación 1.1:

El procedimiento se inició colocando un peso de prueba de 50 grs. al radio de balanceo seleccionado en el aspa denotada como No. 1 (0°) de las seis con las que cuenta el ventilador; midiéndose el valor de vibración, y repitiéndose el procedimiento colocando el peso de prueba en el aspa No. 3 (120°) y No. 5 (240°) y midiendo los valores de vibración, que resultaron en los mostrados en la tabla 1.1.

Tabla 1.1 Tabla de Datos de Balanceo Corrida No.

Vibración (mm/s)

Posición Peso Prueba

Aspa No.

1

15.10

2

18.40

0°

1

3

15.20

120°

3

4

12.40

240°

5

Dibujando el diagrama con las amplitudes de las cuatro corridas se obtiene gráficamente el vector de balanceo, como se muestra en la figura 1.5. Analíticamente se puede resolver con las siguientes ecuaciones:

con

donde, Wc: Peso de Corrección Wp: Peso de Prueba θ: Angulo de Fase O: magnitud de la Vibración Original P1, P2 y P3: magnitudes de Vibración en cada corrida

Figura 1.5 Diagrama para balanceo con el método de las 4 corridas

Analítica o gráficamente se puede obtener el vector de corrección en magnitud y ángulo. Resolviendo con las ecuaciones 1.2 y 1.3, queda:

Figura 1.6 División de las masa en dos partes W4 y W5

En este caso el peso de corrección resulta de 212.75 grs @ 204.60°. Este peso se puede dividir entre las aspas 4 y 5, con una relación trigonométrica que permita obtener los valores del peso de corrección a colocar en cada aspa. Para este caso se deben colocar los pesos de corrección de la siguiente forma:

Resolviendo las ecuaciones con los valores angulares mostrados en la figura 1.6, se obtiene una masa de 142.3 grs. en el aspa 4 y 102.2 grs. en el aspa 5 (figura 1.7).

Figura 1.7 Masas de corrección resultantes

Para la realización de los cálculos de balanceo en un plano anteriores, se puede utilizar el programa BAL-1P/4C suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1P4C.exe. En la sección 2 de “Introducción de Datos de las 4 Corridas” se deben incluir los valores de la magnitud de la vibración medidos en las 4 pruebas con las posiciones angulares descritas, tal y como se muestra en la figura 1.8. Una vez introducidos estos datos, se puede especificar en la sección 3 “Cálculo del Angulo y Peso de Corrección” el valor del peso de prueba utilizado y oprimir el botón de , los resultados del valor del peso de corrección en gramos y de su ángulo de colocación en grados, aparecen en las casillas mostradas en la figura 1.9.

Figura 1.8 Ventana de Introducción de datos

El peso de corrección calculado, se debe colocar al mismo radio en el que fue colocado el peso de prueba; de lo contrario se debe recalcular el valor del peso de corrección con el nuevo radio. Para el caso de estudio, el peso resultó de 212.75 grs @ 204.60°, lo que coincide con los cálculos y gráficas anteriores. Es importante aclarar que este programa solo funcionará para posiciones angulares de los pesos de prueba de 120° entre sí.

Figura 1.9 Ventana de Cálculos del Peso de Corrección

Para realizar el cálculo de separación de masas en dos ubicaciones angulares, se puede utilizar el programa SEPWC, suministrado en el CD, en el archivo SepWc.exe. Como primer paso se debe introducir el valor de la masa de corrección original y su ubicación angular, y luego las posiciones angulares en las cuales se desean colocar las nuevas dos masas de corrección; en este caso 212.75 grs @ 204.6° para la masa original, 180° y 240° para las nuevas ubicaciones angulares de los dos pesos de corrección, como se muestra en la figura 1.10. Al oprimir el botón de aparecen los resultados de los dos valores de las nuevas masas a colocar en cada unas de estas posiciones angulares: 142.3 grs y 102.2 gr en este caso. El siguiente paso es colocar estas masas en el ventilador y ponerlo en operación, midiendo los nuevos valores de vibración y verificando que estén dentro de los niveles tolerables para esta máquina.

Figura 1.10 Ventana del programa SEPWC ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L

En la figura 1.11 se muestra el espectro de frecuencias de vibración del ventilador después de colocar los pesos de corrección, manteniendo la escala de amplitudes con la finalidad de compararla con el espectro de la figura 1.3.

Figura 1.11 Espectro de frecuencias en el punto TAY

Caso de Estudio

02

Resonancia en Base de Montaje de Soplador

El objetivo de estudiar el presente caso, es el de conocer la respuesta vibratoria de un sistema que ha sido excitado a una frecuencia de vibración muy cercana o igual a una de sus frecuencias naturales. Para ello se realizan mediciones de vibración con la máquina en operación y pruebas de impacto, que permiten calcular tanto la frecuencia forzada del sistema, como su frecuencia natural y coeficiente de amortiguamiento. A lo largo del caso también se manipulan diferentes unidades de amplitud de vibración. La máquina analizada es un ventilador que se encuentra montado en una base metálica que cuelga desde el techo del galpón de una planta. Su velocidad de operación medida en sitio mediante un tacómetro infrarrojo fue de 610 RPM. Debido a los altos niveles de vibración, que se podían apreciar a simple vista, se realizó una medición de vibraciones tanto en la máquina como en la estructura. Para ello se utilizó un sensor de aceleración montado en una base magnética de dos patas y un equipo analizador de vibraciones portátil. En la figura 2.1 se puede observar un diagrama del ventilador, su base y la ubicación del sensor de aceleración durante la medición estructural.

SIH

Figura 2.1 Diagrama del Ventilador y su estructura

En la figura 2.2 se muestra el espectro de vibraciones tomados en el punto SIH, con el ventilador funcionando a su velocidad de operación (610 RPM). El valor de la amplitud de la componente a 10.16 Hz (1xRPM) es bastante elevado, lo que podría visualizarse a primera vista como un desbalance del rotor.

ESP-SP02-SIH ACBM2P 250HZ-1600L

Con la ecuación 2.1 se pueden realizar las conversiones entre ciclos por minuto (CPM o RPM) y ciclos por segundo (CPS o Hz).

Para este caso, la velocidad del ventilador es de 610 RPM, por lo que: Figura 2.2 Espectro de Frecuencias en el punto SIH ESP-SP02-SIH ACBM2P 62.5HZ-1600L

En la figura 2.3 se realizó una ampliación del espectro, tanto en el dominio de la frecuencia como en amplitud, esto permite visualizar con mas detalle la componente a una vez la velocidad del giro del rotor (1X) que ocurre a 10.16 Hz, y que presenta una base mas ancha de la que presentaría una componente causada por un desbalance. Este patrón es típico de una resonancia estructural. En este caso podría ser la vibración causada por el desbalance normal del motor, que estuviera excitando a alguno de los modos de vibración del sistema. Esto se podría aclarar mejor realizando una prueba de impacto estructural, que permita identificar los valores de las frecuencias naturales del sistema.

Figura 2.3 Espectro de Frecuencias en el punto SIH

En las figuras 2.4 y 2.5 se muestran las señales en el dominio del tiempo en el punto SIH, con el ventilador en operación. Se puede observar la alta amplitud de vibración tanto en unidades de Aceleración como en Velocidad. Ambas señales poseen un patrón sinusoidal; solamente en estos casos se pueden manipular las conversiones entre Desplazamiento (D), Velocidad (V) y Aceleración (A), mediante las siguientes ecuaciones:

Figura 2.4 Señal en el dominio del tiempo, punto SIH

donde, F: Frecuencia (Hz) G: Aceleración de la Gravedad (9.8m/s2)

De esta manera se podrán convertir los valores de amplitud según la necesidad. Por ejemplo, para la señal de la figura 2.4 la amplitud pico es de 0.69 G, usando la ecuación 2.3,

Un valor de amplitud pico bastante aproximado al que se observa en la gráfica de la figura 2.5. Figura 2.5 Señal en el dominio del tiempo, punto SIH

La figura 2.6 muestra la vibración obtenida al realizar una prueba de impacto en la dirección horizontal de la base de montaje del ventilador. En el espectro se aprecia claramente una componente de vibración a 10.16 Hz y en la señal en el dominio del tiempo se ve como decae la vibración gracias al amortiguamiento del sistema. La figura 2.7 muestra una ampliación de la respuesta del sistema a la prueba de impacto, en el dominio del tiempo, en ella se pueden calcular tanto la frecuencia natural excitada, como el coeficiente de amortiguamiento del sistema. La frecuencia se puede calcular con el periodo entre picos, para el ejemplo se tomaron 10 ciclos, para mejorar la precisión de los resultados. Figura 2.6 Prueba de impacto en el punto SIH

El coeficiente de amortiguamiento del sistema, se puede estimar mediante el decremento logarítmico de la señal, de la siguiente manera:

Figura 2.7 Señal en el dominio del tiempo

Caso de Estudio

03

Desalineación entre Motor y Bomba a través de un Acople Flexible El objetivo de estudiar el siguiente caso histórico, es el de identificar la desalineación de ejes de máquinas a través de un acople flexible, mediante análisis espectral de vibraciones de un canal. La máquina analizada es una bomba centrífuga que pertenece a un sistema de bombeo de agua contra incendios en una planta de compresión de gas. Los datos disponibles en la placa del motor son los siguientes: Potencia: 400 HP RPM: 3 600

Figura 3.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba

Frecuencia de Línea: 60 Hz La velocidad del rotor en operación, medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 590 RPM (59.8 Hz) y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. En este caso solo se analizan las mediciones radiales en la dirección horizontal en la bomba y el motor del lado del acople MIH y BIH, tal como se muestra en la figura 3.2. Estas mediciones se realizaron mediante un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas. Los espectros se presentan todos en unidades de aceleración (G’s).


En la figura 3.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones, medidas en el motor del lado del acople en la dirección horizontal (MIH), en el mismo aparecen 3 componentes de vibración, una a 59.84 Hz equivalente a la velocidad de giro del rotor (3 590 RPM), otra a 119.5 Hz y la última a 179.2 Hz.

ESP-BC03-MIH ACBM2P 250HZ-1600L

Vibración Global: 9.12 mm/seg rms 0.93 G’s rms

Estas componentes son sincrónicas ya que son múltiplos de números enteros de la frecuencia de giro del rotor. Es por esta razón que se pueden identificar como las frecuencias 1X, 2X y 3X; por supuesto que la exactitud en la coincidencia de estas frecuencias del espectro con las calculadas matemáticamente, depende en gran parte de la resolución del espectro (ver caso de estudio 06), que en este caso es de 1600 líneas. En la figura 3.4 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones, medidas en la bomba del lado del acople en la dirección horizontal (BIH), en este aparecen las mismas componentes, pero con mayores amplitudes. Esta información permite detectar que existe una desalineación en las máquinas a través del acople. Este patrón de vibración radial es típica de una desalineación paralela entre los ejes. Para conocer si existe desalineación angular, habría que tener información vibratoria en la dirección axial. De todas formas, el diagnóstico final será que existe una deaalineación de los ejes de las máquinas y la recomendación será alinearlas. La severidad se aprecia claramente con la amplitud de los picos del espectro y con el valor de la vibración global, que tanto para el motor como para la bomba, excede los valores permisibles de cualquiera de las Normas.

Figura 3.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIH ESP-BC03-BIH ACBM2P 250HZ-1600L


Figura 3.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH

Una vez detenida la máquina, se procedió a montar los comparadores para medir la desalineación entre ejes. Para ello se utilizó el método de comparadores inversos, dando como resultado las siguientes lecturas:

Las correcciones de alineación en el motor se pueden determinar de la siguiente forma: A) Vista Lateral

Figura 3.5 Modelo Gráfico Vista Lateral

B) Vista Superior

En las figuras 3.5 y 3.6 se presenta la solución gráfica de la desalineación de los ejes, en la vista lateral y superior respectivamente.

Figura 3.6 Modelo Gráfico Vista Superior

Para la realización de los cálculos de alineación anteriores, se puede utilizar el programa ALI-CI suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo ALICI.exe. Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i) entre los planos de los anclajes del motor, ii) desde el plano del perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medición del comparador colocado en la máquina conductora y iii) desde este comparador hasta el punto de medición del comparador colocado en la máquina conducida. Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores ya compensadas por la caída de la barra, en los campos mostrados para la máquina conductora y conducida, para las posiciones T, E, B y W, respectivamente.

Figura 3.7 Ventana de Introducción de datos del programa

El siguiente paso es oprimir el botón y aparecerán las correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la máquina en los respectivos planos de anclaje. Cuando se oprima el botón aparecerán las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos de anclaje de la máquina. Estas correcciones estarán en las mismas unidades de las lecturas tomadas con los comparadores. Es decir, si se tomaron lecturas en milésimas de pulgada, las correcciones serán en estas mismas unidades.

Figura 3.8 Ventana de Resultados del programa

Caso de Estudio

04

Problema Eléctrico causado por Falla en Barras del Rotor El objetivo del presente caso, es el de identificar problemas eléctricos en motores de corriente alterna, mediante el análisis espectral de vibraciones. Además de comparar las mediciones realizadas con diferentes tipos de bases de montaje para el sensor de aceleración. La máquina analizada es una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. Los datos disponibles en placa son los siguientes: Potencia: 5 HP RPM: 3 480

Figura 4.1 Montaje del Acelerómetro con base magnética

Frecuencia de Línea: 60 Hz Número de Barras del Rotor: 23 La velocidad del rotor en operación, medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 441 RPM y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. En este caso solo se analizan las mediciones en el punto MOV mostrado en las figuras 4.1 y 4.2. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas, aunque con fines didácticos también se realizaron algunas mediciones con una extensión soportada manualmente.


€

En el espectro de frecuencias de vibraciones de la figura 4.3 se puede apreciar la componente de la Frecuencia de Paso de Barras del Rotor (RBPF) acompañada por bandas laterales a 2 veces la frecuencia de línea.

ESP-BC04-MOV ACBM2P 5000HZ-1600L

La Frecuencia del Paso de Barras del Rotor se calcula mediante la siguiente ecuación:

RBPF = No. Barras del Rotor * RPM


(Ec. 4.1)

Para el caso de estudio la RBPF resulta ser:

La frecuencia de la línea eléctrica es de 60 Hz, por lo que las bandas laterales aparecen a la FPBR +/-120 Hz, esto es:

Figura 4.3 Espectro de Frecuencias en el punto MOV


También se observa que aparecen en el espectro de frecuencias la segunda armónica de la frecuencia RBPF con bandas laterales a +/-120 Hz,



Para Ilustrar la diferencia del uso de bases magnéticas y extensiones del acelerómetro, se realizó una medición en el mismo punto donde se había montado el acelerómetro con la base magnética de dos patas, pero utilizando una extensión de 2”, tal y como se muestra en la figura 4.5. El espectro de frecuencias de vibración tomado en ese punto se muestra en la figura 4.6. En comparación con los espectros anteriores de las figuras 4.3 y 4.4, que fueron tomados con el acelerómetro montado con una base magnética de dos patas, se puede apreciar como se han distorsionado en amplitud las componentes de 2xRBPF y sus bandas laterales. Como es de saber, el uso de la extensión se debe limitar solo en casos donde no se puede montar otro tipo de base fija o magnética, ya que la información de alta frecuencia se ve afectada seriamente. Para este caso, si las únicas mediciones hubieran sido tomadas con el uso de la extensión, el diagnóstico del problema eléctrico con las barras del rotor, no se habría visto tan severo.

Figura 4.5 Montaje del acelerómetro con extensión

ESP-BC04-MOV ACSBEX 5000HZ-1600L

Por lo general, este tipo de falla eléctrica en los motores, evidencia su severidad con la aparición de armónicas de la frecuencia RBPF acompaña de bandas laterales a +/-120 Hz. Aparte del problema eléctrico detectado, existen otros problemas mecánicos en la máquina, que no se analizarán en este caso, pero que deben ser tomados en cuenta a la hora de realizar el mantenimiento que debería ser inmediato, dado los altos niveles globales de vibración registrados. Figura 4.6 Espectro de Frecuencias en el punto MOV

Figura 4.7 Sensor de Aceleración con Base Magnética

Figura 4.9 Base Magnética de dos patas

Figura 4.8 Sensor de Aceleración con Extensión

Figura 4.10 Extensión

Caso de Estudio

05

Vibraciones producidas por un Cojinete con Elementos Rodantes Defectuoso El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de falla de un cojinete con elementos rodantes en el espectro de vibración. Estos componentes mecánicos poseen diferentes frecuencias de falla dependiendo de su geometría y velocidad de operación. La máquina analizada es una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. Los datos conocidos son los siguientes: Potencia: 15 HP RPM: 3 600

Figura 5.1 Montaje del Acelerómetro en la Bomba

Cojinete Bomba: SKF 6208 La velocidad del rotor en operación, medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 585 RPM (59.75 Hz) y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. En este caso solo se analizan las mediciones en el punto BIH mostrado en las figuras 5.1 y 5.2. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas. Figura 5.2 Ubicación del punto de medición

En el espectro de frecuencias de la figura 5.3, se aprecia una componente a 59.8 Hz que se corresponde con el 1X RPM del rotor, este valor coincide con el medido, que fue de 3585 RPM, su amplitud es normal para una bomba centrífuga de este tipo. Además aparece en el espectro una componente no-sincrónica de 215.6 Hz, y dos de sus frecuencias armónicas una de 431.3 Hz y la otra de 646.9 Hz.

ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L

Por lo general, las frecuencias de falla de los cojinetes con elementos rodantes, aparecen con valores no sincrónicos, y en muchos casos con armónicas de esta frecuencia fundamental. Para este caso, se pueden calcular las diferentes frecuencias de falla correspondientes al rodamiento 6208 y compararlas con los valores que aparecen en el espectro.


Según los catálogos del fabricante, la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el aro externo (BPFO) es de 3.6 para este rodamiento y es la que coincide con las medidas en la máquina, así se tendrá: 1xBPFO = 1 x 3.6 x 59.8 Hz = 215.28 Hz


2xBPFO = 2 x 3.6 x 59.8 Hz = 430.56 Hz 3xBPFO = 3 x 3.6 x 59.8 Hz = 645.84 Hz El hecho de que aparezcan estas frecuencias en el espectro de vibraciones medido, es indicativo de que existe algún defecto y/o desgaste en la pista del aro externo del rodamiento Figura 5.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH

Si no se conoce las frecuencia de falla (BPFO) para este rodamiento, se puede calcular mediante la siguiente ecuación, en función de sus dimensiones:

BPFO =

⎡ ⎤ N b dr 1 − cos α ⎢⎣ ⎥⎦ 2 dc

(Ec. 5.1)

donde,

€

dr: Diámetro de los elementos rodantes dc: Diámetro de la Jaula = (do+di)/2 do: Diámetro del aro externo di: Diámetro del aro interno α: Ángulo de contacto Nb: Número de elementos rodantes Sustituyendo los datos para el rodamiento 6208 en la ecuación, queda:

BPFO =

⎡ ⎤ 12.2 9 1 − cos0° × ⎢⎣ ⎥ ⎦ 61.2 2

Por lo que la frecuencia BPFO en Hertz será:

€

1xBPFO = 1 x 3.6 x 59.8 Hz = 215.28 Hz 2xBPFO = 2 x 3.6 x 59.8 Hz = 430.56 Hz 3xBPFO = 3 x 3.6 x 59.8 Hz = 645.84 Hz

= 3.60 Figura 5.5 Dimensiones para el Rodamiento 6208

Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de los rodamientos, se puede utilizar el programa FCER suministrado. Dentro de la carpeta “Rodamientos” en el CD se debe ejecutar el archivo FCER.exe. Si se conoce el número del rodamiento, se puede oprimir el botón , tal como se muestra en la figura 5.6, y seleccionar la marca de las opciones existentes. Luego se debe oprimir el botón de . Aparecerá una nueva ventana con las opciones del serial del rodamiento y las frecuencias de falla BPFO, BPFI, BSF y FTF asociadas con él tal y como se muestra en la figura 5.7. Se debe seleccionar la opción de donde se podrá ingresar el serial o número del rodamiento.

Figura 5.6 Ventana de Selección del Rodamiento

Si el código existe, entonces se mostrarán las frecuencias de falla automáticamente. Para el rodamiento estudiado en este caso, el SKF 6208, la frecuencia de falla del paso de los elementos rodantes por la pista del aro externo (BPFO), y sus armónicas serán: 1xBPFO = 1 x 3.606 x 59.8 Hz = 215.63 Hz 2xBPFO = 2 x 3.606 x 59.8 Hz = 431.27 Hz 3xBPFO = 3 x 3.606 x 59.8 Hz = 646.91 Hz Nótese que coinciden con las obtenidas del fabricantes y con las calculadas mediante las ecuaciones. Figura 5.7 Ventana de búsqueda de Rodamientos

Si no se conoce el número de código del rodamiento, se pueden introducir los datos de su geometría. Oprimiendo el botón de , como se muestra en la figura 5.8, se activan los campos para introducir los datos de Velocidad del eje (en rpm o Hz), Número de Bolas, Diámetro de Bola, Diámetro del aro externo, diámetro del aro interno y ángulo de contacto. Una vez introducidos estos valore, se oprime el botón de , y aparecerán las diferentes frecuencias de fallas para el rodamiento especificado, tal y como se muestra en la figura 5.9. Aparecen los valores xBPFO, xBPFI, xBSF y xBTF que son los valores de frecuencias de falla adimensionales, y al lado aparecen los valores BPFO, BPFI, BSF y BTF, que son las frecuencias de falla multiplicadas por la velocidad de giro del rotor (1x) en RPM o en Hertz, dependiendo de cómo se introdujo el dato de la velocidad inicialmente.

Figura 5.8 Ventana de entrada de datos del programa

Para el rodamiento estudiado en este caso, el número de elementos rodantes es: 9, el diámetro de las bolas es 12.2 mm, el diámetro del aro externo es de 69.8 mm, el diámetro del aro interno es de 52.6 mm y el ángulo de contacto es 0. La frecuencia BPFO y sus armónicas, que son las que nos interesan en este caso son: 1xBPFO = 215.27 Hz 2xBPFO = 2 x 215.27 Hz = 430.54 Hz 3xBPFO = 3 x215.27 Hz = 645.81 Hz

Figura 5.9 Ventana de Resultados del programa

En el espectro de frecuencias de la figura 5.10, se muestran las vibraciones de la máquinas luego de reemplazar el cojinete con elementos rodantes dañado, por uno en buen estado. Los niveles globales de vibración medidos en este punto se redujeron de 6.7 mm/s (0.26 IPS) a 2.3 mm/s (0.09 IPS).


Se aprecia que la componente a 1X (59.8 Hz) también disminuyó de 3 mm/s (figura 5.3) a 2.1 mm/s.


Caso de Estudio Importancia de la Resolución del Espectro de Frecuencias El objetivo de estudiar este caso, es el de entender la importancia de escoger una adecuada resolución para el espectro a la hora de realizar mediciones de vibración en máquinas. Para ello se analizó una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. Los datos disponibles del motor en su placa son los siguientes: Potencia: 5 HP RPM: 3 580 Frecuencia de Línea: 60 Hz

Figura 6.1 Fotografía de la Bomba Centrífuga

Número de Barras del Rotor: 23 La velocidad del rotor en operación, medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 525 RPM y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. Se realizaron mediciones en los puntos codificados, que se especifican en el diagrama mostrado en la figura 6.2. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas.


06

En el espectro de frecuencias se aprecia una componente a 58.75 Hz que corresponde con el 1X RPM del rotor, este valor tiene mucha coincidencia con el medido, que fue de 3525 RPM Al mismo tiempo aparece una componente a 120 Hz que está relacionada con dos veces la frecuencia de la línea eléctrica y una componente de 175.9 Hz que resulta ser 3X RPM, producido por el paso de las aspas de la bomba centrífuga.

ESP-BC06-MIV ACBM2P 500HZ-1600L

La coincidencia exacta de esto valores con los mostrados en la gráfica del espectro de frecuencias, depende de la resolución presente en la data analizada; para este caso, el espectro tiene un ancho de banda de 500 Hz y 1 600 líneas, por lo que la resolución se calcula con la siguiente ecuación:

Figura 6.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIV

Si se mantiene el número de líneas y se aumenta el ancho de banda, la resolución disminuirá. Por ejemplo, en el siguiente espectro se tomo un ancho de banda de 1 000 Hz ESP-BC06-MIV ACBM2P 1000HZ-1600L

Por lo que podremos esperar una resolución de 0.625 Hz por línea. En muchos casos la coincidencia de un valor con el actual, puede ocurrir por simple casualidad, pero es un hecho que en general los valores de frecuencias serán mas precisos, a mayor resolución Figura 6.4 Espectro de Frecuencias en el punto MIV

En el espectro de frecuencias mostrado a continuación, el espectro tiene un ancho de banda de 5 000 Hz y 1 600 líneas, por lo que la resolución será: ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L

Para esta máquina, se puede apreciar que aparece la Frecuencia del Paso de Barras del Rotor acompañada de bandas laterales a +/-120 Hz. Si se calculan estas frecuencias de falla, se obtiene:


Nótese que los valores son bastantes parecidos a los mostrados en el espectro, el valor de la RBPF de 1 350 Hz debe corresponder con el calculado de 1 351.25 Hz, están dentro del error de resolución para esta gráfica; que fue de 3.125 Hz.

ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L

Si ampliamos esta misma gráfica de 5 000 Hz, en el rango de 0 a 1 500 Hz, para apreciar mejor las componentes de vibración de baja frecuencia, notaremos que estas componentes han perdido la resolución si las comparamos con las gráficas anteriores (500Hz y 1 000Hz); esto debido a que la resolución sigue siendo de 3.125 Hz.


Caso de Estudio

07

Vibraciones producidas por un Engranaje Dañado El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de vibración producidas por un engranaje defectuoso. Los engranajes normalmente producen frecuencias de vibración iguales a su velocidad multiplicada por su número de dientes, y es llamada la frecuencia de engrane (GMF). Cuando existe algún defecto, daño o desgaste en un engranaje, estas frecuencias se modulan con la velocidad de giro del engranaje problemático y comienza la aparición de bandas laterales alrededor de la frecuencia de engrane.

Figura 7.1 Vista exterior de la Caja de Engranajes

En este caso, se muestra la vibración producida por una caja de engranajes (figura 7.1), cuyo eje de entrada gira a 1 796 RPM movido por un motor eléctrico; y el eje de salida gira a 703 RPM. La caja de engranajes posee un piñón helicoidal en el eje de entrada de 18 dientes y un engranaje helicoidal de 46 dientes en el eje de salida. El punto de medición que se analizará en este caso corresponde al punto DIH, mostrado en el esquema de la figura 7.2, y las mediciones se realizaron con un acelerómetro montado sobre una base magnética de dos patas. Figura 7.2 Ubicación del punto de medición

En el espectro de frecuencias de la figura 7.3, tomado de una medición en la posición DIH, se aprecian a simple vista unas serie de componentes de vibración armónicas y con bandas laterales. Este patrón generalmente corresponde a fallas en rodamientos y/o engranajes, con la particularidad de que en los rodamientos las armónicas son producidas por frecuencias fundamentales no-armónicas; mientras que en los engranajes estas frecuencias armónicas son sincrónicas, ya que el número de dientes es un entero. En general, la amplitud de la frecuencia de engrane (GMF) depende de factores tales como la carga, velocidad, etc. y no es indicativo de que existe una falla en un engranaje, pero cuando aparecen 3 o más familias de estas armónicas de GMF acompañadas con bandas laterales, entonces se puede estar casi seguro de que existe un daño severo en al menos uno de los engranajes. El engranajes que esta defectuoso, produce bandas laterales alrededor de la frecuencia GMF a su velocidad de giro.

ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L

Figura 7.3 Espectro de Frecuencias en el punto DIH

ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L

Para este caso de estudio, se puede apreciar en el espectro, que la velocidad del eje de entrada es de 29.9 Hz (1 796 RPM) y que el piñón tiene 18 dientes, por lo que la frecuencia de engrane (GMF) y sus armónicas serán: 1xGMF = 1 x 29.9 Hz x 18 dientes = 538.2 Hz 2xGMF = 2 x 29.9 Hz x 18 dientes = 1 076.4 Hz 3xGMF = 3 x 29.9 Hz x 18 dientes = 1 614.6 Hz Los mismos valores se obtienen multiplicando la velocidad del eje de salida (703 RPM) por el numero de dientes del engranaje de salida (46 dientes). Figura 7.4 Espectro de Frecuencias en el punto DIH

Para identificar cual de los engranajes se encuentra dañado, es necesarios calcular el valor de las bandas laterales o simplemente conocer el espaciado entre las frecuencias GMF y estas bandas, el cual corresponderá a la velocidad del engranaje defectuoso.

DT-CE07-DIH ACBM2P

Para este caso, podemos calcular cuanto es el valor del espaciado entre las bandas laterales y su frecuencia GMF, de la siguiente manera:

Figura 7.5 Señal en el dominio del tiempo punto DIH

Nótese que los valores de las bandas laterales corresponden a la velocidad de operación del eje de entrada (1xRPME), por lo que se puede concluir que el engranaje defectuoso es el piñón de 18 dientes. En la figura 7.5, se muestra la señal vibratoria en el punto DIH en el dominio del tiempo. Se observa que la señal posee múltiples impactos producidos por el contacto defectuosos entre engranajes. Los impactos deben coincidir con la frecuencia GMF calculada de 538.2 Hz; si se toman 0.1 segundos de la señal y se cuentan los picos, se obtiene un aproximado de 54 impactos, que equivalen a aproximadamente 540 impactos por segundo. En la figura 7.6 se muestra una fotografía del estado en el cual se encontraba el piñón del eje de entrada, luego de desarmar la caja de engranajes.

Figura 7.6 Fotografía del piñón defectuoso

Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de los engranajes, se puede utilizar el programa GMFCalc suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo GMFCalc.exe. Primero se introducen los datos de la velocidad del eje 1 y el número de dientes de los engranajes 1 y 2. Al oprimir el botón de , automáticamente se calculará la velocidad del eje 2 y se mostrarán los resultados de las tres primeras familias de bandas laterales para cada una de las tres primeras frecuencias de engrane (GMF), ver figura 7.7. Para este caso de estudio, la velocidad del eje de entrada es de 1796 RPM, pero como los espectros se encuentran en unidades de Hertz, se introdujo el valor de 29.9 Hz para la velocidad del eje 1; así mismo se introdujo el número de dientes para ambos engranajes, y al oprimir se obtuvo el valor de la velocidad del eje 2 en Hertz, 11.7 en la figura 7.7.

Figura 7.7 Ventana de datos de entrada del programa

En la figura 7.8, se observa la tabla de resultados, y en seguida se pueden encontrar las frecuencias de falla que aparecen en el espectro de la figura 7.3; coincidiendo los tres primeros valores de las frecuencias GMF y su primer juego de bandas laterales; lo que indica que el daño es en el engranaje del eje 1 de entrada, es decir en este caso, el piñón de 18 dientes.

Figura 7.8 Ventana de resultados del programa

Caso de Estudio

08

Problemas Vibratorios en Transmisión por Correas El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de vibración producidas por defectos en correas y/o por problemas en los componentes de la transmisión, tales como desalineación de las poleas, ajuste inadecuado de las correas, etc. La máquina en cuestión es un centro de mecanizado; donde un motor eléctrico (figura 8.1) conduce una polea de 8” de diámetro y la misma a través de 6 correas, mueve al eje conducido en la caja de engranajes con una polea del mismo diámetro.

Figura 8.1 Transmisión por Correas en Centro de Mecanizado

A los componentes de esta máquina se le realizan mediciones periódicas de vibración y se registran las tendencias de los niveles globales en los puntos de interés. La velocidad del motor para estas tomas de datos es de 1 080 RPM (18 Hz). En este caso, se analizaron los espectros de vibración del motor, ya que se encontraron niveles mas altos de los normales, en especial en el punto M1H, mostrado en la figura 8.2.

Figura 8.2 Ubicación del punto de medición

En la figura 8.3 se presenta la gráfica de tendencias rms y pico para el punto M1H, en los 5 registros mostrados se aprecia como los niveles subieron en la última medición; aunque no son niveles alarmantes, el incremento es una señal de que hay algo fuera de lo normal. En el espectro de frecuencias de la figura 8.4, aparece la frecuencia de giro del eje que es de 1 080 RPM (18 Hz) y se aprecian unas componentes sub-sincrónicas a 5.1 HZ y 10.1 Hz, así como una no-sincrónica a 15.2 Hz; estas pueden ser ocasionadas por un rodamiento o por un defecto en las correas. El primer paso es calcular la frecuencia de las correas y verificar si esta es la que aparece. La frecuencia de las correas se puede medir en sitio mediante el uso de una lámpara estroboscópica o se puede calcular si se conoce la longitud de la correa. En este caso, se calculó la longitud de la correa con los diámetros de las poleas y la distancia entre centros, mediante la ecuación 8.1, de la siguiente forma:

Figura 8.3 Tendencias de Vibraciones punto M1H

ESP-CM08-M1H ACBM2P 62.5HZ-1600L

La frecuencia de la correa se obtiene resolviendo la ecuación 8.2

Figura 8.4 Espectro de Frecuencias en el punto M1H

La frecuencia de giro de la correa es entonces, 304.57 RPM (5.08 Hz) y sus armónicas serán:

ESP-CM08-M1H ACBM2P 62.5HZ-1600L

1xRPMCORREA = 1 x 304.57 = 304.57 RPM (5.08 Hz) 2xRPMCORREA = 2 x 304.57 = 609.14 RPM (10.15 Hz) 3xRPMCORREA = 3 x 304.57 = 913.71 RPM (15.23 Hz) 4xRPMCORREA = 4 x 304.57 = 1 218.2 RPM (20.30 Hz) Estas frecuencias son las que aparecen en el espectro de la figura 8.4, y se han identificado en el espectro de la figura 8.5 como FC (Frecuencia de Correa). Esto indica que la causante de que hayan subido los niveles de vibración son las correas. Probablemente exista algún defecto en una o varias de las correas, que cuando pasa por las poleas produce impactos de una y dos veces por cada vuelta de la correas.

Figura 8.5 Espectro de Frecuencias en el punto M1H

Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de las correas, se puede utilizar el programa FTCorreas suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo FTCorreas.exe. Una vez ejecutado, se deben introducir los datos de la velocidad del eje conductor en RPM, los diámetros de las poleas conductora y conducida, y la distancia entre centros en pulgadas; como se muestra en la figura 8.6. Al oprimir el botón de el programa calculará la longitud de la correa, la velocidad de la polea conducida y la frecuencia de giro de la correa y sus armónicas, todas en RPM y Hertz.

Figura 8.6 Ventana de datos de entrada del programa

En la figura 8.7, se presenta la ventana de resultados del programa. Se pueden verificar los valores de las frecuencias de las correas con los que aparecen en el espectro de la figura 8.4.


Caso de Estudio

09

Altos Niveles de Vibración Filtrada a 1X en Ventilador Horizontal El objetivo del presente caso, es el de identificar el desbalance a partir de las mediciones en las tres direcciones en un punto; y corregirlo utilizando el método vectorial. Para ello es necesario obtener la vibración filtrada a 1X, por lo que se requiere la adquisición de datos en 2 canales: uno para la vibración y otro para la fase. La máquina estudiada es un ventilador con 8 aspas, al que se le miden periódicamente los niveles de vibración globales y filtrados a 1X y 2X en los dos cojinetes y en las tres direcciones: Horizontal, Vertical y Axial, para cada uno. Para ello se utiliza un sensor de aceleración montado en una base magnética y un sensor de referencia de fase infrarrojo. Todas las lecturas son integradas y convertidas a valores de velocidad en mm/seg. El análisis que se muestra a continuación se realizó en los tres puntos (CFH, CFV y CFA) del cojinete del lado del ventilador mostrados en la figura 9.1, ya que en ellos se obtuvo un valor global de vibración fuera de los normal, en especial en la dirección horizontal, alcanzando 16 mm/seg rms y con una vibración filtrada a 1X de 13 mm/seg @ 144°; además se obtuvo la fase y RPM del eje utilizando un sensor de referencia de fase (SF), con el cual se obtuvo la velocidad de operación al momento de la recolección de datos, que fue de 452 RPM (7.53 Hz).

Figura 9.1 Ubicación de los puntos de medición

En el espectro de frecuencias de la figura 9.2, se puede ver la vibración en la dirección Horizontal del cojinete del ventilador (CFH), aparece una componente bastante elevada a 7.5 Hz, que corresponde a la frecuencia 1X de la velocidad de giro del ventilador. Además aparece una componente a 60.3 Hz (8X), que corresponde al paso de las aspas del ventilador, y su amplitud es la normal para esta máquina. Para diferenciar entre desbalance y desalineación angular, es bueno comparar el pico de la componente 1X de la dirección horizontal con la axial, ya que si la axial es pequeña en comparación con la horizontal, se puede descartar la desalineación angular como efecto predominante. En la figura 9.3, se muestra el espectro de frecuencias para la medición de vibraciones en la dirección axial (CFA), en esta se puede apreciar que la componente a 1X, es de 2.1 mm/s, lo cual es bajo en función de los 13.1 mm/s medidos en la horizontal. Esto hace inclinar el análisis hacia un desbalance del ventilador.

Figura 9.2 Espectro de Frecuencias en el punto CFH

Para corregir esto, se puede realizar un procedimiento de balanceo en sitio en un plano, y como se dispone de la medición de fase, se puede utilizar el método de balanceo vectorial con el cual solo se requieren dos arranques de la máquina. El procedimiento se realizó con el sensor de aceleración en la posición horizontal (CFH) y el sensor de fase colocado verticalmente, como se muestra en la figura 9.1, por lo que es necesario corregir las lecturas de fase por la ubicación relativa de ambos sensores, que es de 90°. En los datos que se muestran a continuación ya se han realizado todas las correcciones de fase por la ubicación de los sensores. Figura 9.3 Espectro de Frecuencias en el punto CFA

Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un plano, se decidió balancearlo en sitio a la velocidad de operación y utilizando la misma instrumentación y el método vectorial. El peso de prueba a colocar se obtuvo resolviendo la ecuación 1.1:

Tabla 9.1 Tabla de mediciones para el balanceo Magnitud

Angulo

Vibración Original (O)

13.1 mm/s

144°

Peso de Prueba (Wp)

37 grs

324°

Vibración con Peso de Prueba (OP)

7.4 mm/s

172°

El procedimiento se inició midiendo la vibración filtrada a 1X y su ángulo de fase, los cuales resultaron de 13.1 mm/s @ 144° con respecto de la marca de referencia colocada en el ventilador, con unas cinta reflexiva. Como este ventilador opera por debajo de su velocidad crítica, se colocó el peso de prueba calculado de 37 grs opuesto a 144°, es decir a 324°. Se arrancó la máquina y se volvió a medir la vibración filtrada a 1X, resultando en 7.4 mm/s @ 172°. En la tabla 9.1 se presenta un resumen de estas mediciones. Con estos datos se puede obtener de manera analítica o vectorial, la ubicación del peso de corrección y su magnitud. En la figura 9.4 se muestra el diagrama polar, con los vectores de vibración original (O), Vibración con el peso de prueba (OP) y la corrección en ángulo que se le debe hacer al peso de prueba que es de 28°, que se obtiene con el vector P=OP-O. El vector de sensibilidad de amplitudes debe ser el cociente entre O/P, que en este caso es aproximadamente 1.76. Al multiplicar este factor por el peso de prueba se obtiene el peso de corrección de 65 grs. Y su ubicación debe ser a 28° mas de la ubicación original de peso de prueba, es decir 324°+28° = 352°. Por lo tanto se debe colocar el peso de corrección de 65 grs @ 352°.

Figura 9.4 Solución Vectorial para el Balanceo

Para la realización de los cálculos de balanceo en un plano anteriores, se puede utilizar el programa BAL-VECT-1P suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1PVE.exe. En la sección 1 de “Cálculo del Peso de Prueba”, se deben introducir el peso del rotor, el radio de colocación del peso de prueba y la velocidad de operación del rotor, al oprimir el botón de , aparecerá el peso de prueba en gramos, que produce una fuerza dinámica del 5% del peso del rotor. Este peso se debe utilizar como un valor de referencia a la hora de realizar la corrida de prueba. En este caso el peso de prueba resulta de 36.7 grs.

Figura 9.5 Ventana de Cálculos del Peso de Prueba

En los siguientes campos del programa se introducen los valores de la amplitud y ángulo de fase de la vibración original, el valor y colocación angular del peso de prueba y la amplitud y ángulo de fase de la vibración obtenida al colocar el peso de prueba. Al oprimir el botón de aparece el valor del peso de corrección y su ubicación angular en función de la referencia (cinta reflexiva) que se colocó en el eje y que se asumió que era la posición 0°. Para este caso resultó una masa de corrección de 65 grs @ 352°. Por lo que se debe retirar la masa de prueba del rotor y colocar esta nueva masa. El siguiente paso es el de arrancar la máquina y volver a medir la vibración, con la finalidad de ver si los valores están dentro de los permisibles; si no es así se debe volver a repetir el procedimiento, partiendo de la última medición como la vibración original. En este caso el valor filtrado a 1X resultó en 1.5 mm/s, por lo que el balanceo fue satisfactorio.

Figura 9.6 Ventana de balanceo en un-plano vectorial

Caso de Estudio

10

Altos Niveles de Vibración 1X en Bomba Centrífuga El objetivo del presente caso, es el de diferenciar una condición de desbalance de masa y una desalineación angular, a través del análisis espectral de vibraciones en las tres direcciones Horizontal, Vertical y Axial. El equipo analizado es una bomba centrífuga acoplada a un motor eléctrico de 75 HP y 3600 RPM, a través de un acople flexible (figura 10.1). La máquina exhibía altos niveles de vibración global y a 1X en las tres direcciones medidas en el cojinete del lado del acople de la bomba BIH, BIV y BIA, tal y como se muestra en la figura 10.2.

Figura 10.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba

Para las mediciones se utilizó un acelerómetro montado sobre una base magnética de dos patas. Las RPM se midieron con un fototacómetro resultando en 3 581 (59.68 Hz) al momento de la toma de las mediciones de vibración. Todos los espectros que se muestran son en unidades de velocidad integrada de vibración en mm/seg.


En la figura 10.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones, medidas en la bomba en el cojinete del lado del acople en la dirección horizontal (BIH), en el mismo aparece una componente de vibración con una magnitud alta de 5.7 mm/s a 59.7 Hz, que corresponde a la velocidad de operación de la máquina que es de 3 581 RPM (1X).


Generalmente, estos casos se asocian con un desbalance en el rotor, por lo que es muy importante comparar las mediciones radiales con la axial, ya que el desbalance no produce vibración en esta última dirección. En las máquinas horizontales, en la mayoría de los casos, las vibración causada por el desbalance tiene mayor magnitud en la dirección horizontal que en la vertical, producto de las mayores rigideces verticales y el propio peso de la máquina. En el espectro de frecuencias de la figura 10.4, se observa la vibración en el cojinete de la bomba en la dirección vertical (BIV), aparece una componente elevada a 59.7 Hz (1X) y con una amplitud de 6 mm/s. Si se comparan ambas amplitudes radiales, se puede intuir que el problema no sea un desbalance necesariamente, ya que la amplitud de la vibración 1X en la vertical es un poco mayor que la horizontal. Estos casos pueden ser provocados por una desalineación o un problema de pata coja en la máquina. Aunque no se puede concluir nada certero de esta comparación, sirve como una orientación inicial, y crea la incertidumbre y la necesidad de observar como es la vibración en la máquina en ese punto, pero en la dirección axial. En el espectro de frecuencias que se muestra en la figura 10.5, se puede observar la vibración del cojinete de la bomba del lado del acople en la dirección axial (BIA).


ESP-BC10-BIV ACBM2P 250HZ-1600L

Figura 10.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIV

También aparece la componente de 59.7 Hz (1x), con una amplitud bastante alta de 3.9 mm/s. El hecho de que aparezca vibración a 1X en la dirección axial, es producto de la existencia de una desalineación angular en la máquina. En la práctica, si la amplitud de la componente de 1X en la máquina en la dirección axial, posee una magnitud mas grande que la mitad de la componente 1X en cualquiera de las mediciones radiales, entonces el problema predominante es de desalineación angular; en caso contrario la vibración dominante pudiera estar siendo producida por un desbalance. En este caso, la amplitud de la componente 1X en la dirección axial es mucho mas grande que la mitad de ambas mediciones radiales, por lo que se puede suponer que es la desalineación angular, la que está produciendo que se incrementen los niveles de vibración, por encima de los valores normales.

ESP-BC10-BIA ACBM2P 250HZ-1600L

Figura 10.5 Espectro de Frecuencias en el punto BIA

Una vez detenida la máquina se midió la desalineación entre los ejes, mediante el uso de comparadores, con la técnica de cara y borde. Las lecturas en milésimas de pulgada de desviaciones en el eje de la bomba compensadas por caída de barra y tomadas a un diámetro de 6” fueron:

En la figura 10.6 se muestran las dimensiones de interés para el procedimiento de alineación y la disposición de los comparadores.

Figura 10.6 Dimensiones de interés para la Alineación

Las correcciones de alineación en el motor se pueden determinar de la siguiente forma: A) Vista Lateral

B) Vista Superior

Figura 10.7 Modelo Gráfico Vista Lateral

En la figura 10.7 se muestra el modelo gráfico de desalineación en la vista lateral, se aprecia que para corregir la desalineación se debe subir el motor 163 mils en el perno del anclaje del lado libre y 47 mils en el perno del anclaje del lado del acople. En la figura 10.8 se muestra el modelo gráfico de desalineación en la vista superior, se aprecia que para corregir la desalineación se debe mover el motor 219 mils al Este en el perno del anclaje del lado libre y 64 mils al Este también, en el perno del anclaje del lado del acople. De los dos modelos se aprecia que la desalineación era predominantemente angular, tal y como lo mostró el análisis que se le hizo al espectro de frecuencias de las vibraciones medidas.

Figura 10.8 Modelo Gráfico Vista Superior

Para la realización de los cálculos de alineación anteriores, se puede utilizar el programa ALI-CB suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo ALICB.exe. Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i) entre los planos de los anclajes del motor, ii) desde el plano del perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medición de los comparadores colocados en la máquina conducida y iii) el diámetro de las mediciones de cara. Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores de borde y cara, ya compensadas por la caída de la barra, en los campos mostrados para la máquina conducida, para las posiciones T, E, B y W, respectivamente, por fuera de la circunferencia para las lecturas de borde y por dentro de la circunferencia para las lecturas de cara.

Figura 10.9 Ventana de entrada de datos del programa

El siguiente paso es oprimir el botón y aparecerán las correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la máquina en los respectivos planos de anclaje. Cuando se oprima el botón aparecerán las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos de anclaje de la máquina. Estas correcciones estarán en las mismas unidades de las lecturas tomadas con los comparadores. Es decir, si se tomaron lecturas en milésimas de pulgada, las correcciones serán en estas mismas unidades.


Luego de aplicar las correcciones de alineación, incluyendo el efecto de la dilatación térmica, se procedió a medir la vibración en los puntos BIH, BIV y BIA. Los niveles globales de vibración encontrados fueron los normales para este tipo de bomba centrífuga. En la figura 10.11 se muestra el espectro de frecuencias para el punto de medición horizontal en el cojinete de la bomba del lado del acople (BIH), manteniendo la misma escala de amplitudes que en el espectro de la figura 10.3, con la finalidad de compararlos. Se aprecia que la componente de vibración 1X se redujo de 5.7 mm/s a 1.3 mm/s después de la alineación. Probablemente este valor 1X remanente se deba al desbalance propio del rotor, lo cual es normal. En la medición axial en el cojinete del lado del acople de la bomba (BIA) mostrado en la figura 10.12, se ve que la vibración 1X se redujo a 0.3 mm/s, en comparación con los 3.9 mm/s que tenia antes de la alineación (figura 10.5).




Figura 10.12 Espectro de Frecuencias en el punto BIA

Caso de Estudio

11

Balanceo Dinámico del Compresor Axial de una Turbina a Gas En el presente caso de estudio, se muestra la diferencia de adquirir data de vibraciones directamente en el portacojinetes y en la carcasa de la máquina, tanto para establecer la condición de severidad vibratoria de la misma, como para realizar labores de balanceo dinámico en sitio. La máquina en cuestión es una turbina a gas (Figura 11.1), cuya velocidad de operación nominal y a plena carga en el generador de gas es de 10 739 RPM. La máquina se instrumentó con sensores de aceleración, montados externamente sobre la carcasa con una base magnética, en los puntos C1Re y C2Re en los planos de los cojinetes y a 30° de la horizontal; y se colocaron sensores de aceleración internos roscados en cada uno de los portacojinetes C1Ri y C2Ri (Figura 11.2), en el cojinete 2 se tuvo especial cuidado en instalar un sensor y su cable de extensión, que soportara las altas temperaturas. Además se instaló un sensor de referencia de fase infrarrojo, observando directamente al eje en la dirección vertical. Los niveles de vibración absoluta medidos en la carcasa de la máquina eran altos, y los medidos internamente en los portacojinetes resultaron aún mayores, tanto en amplitudes globales, como en su amplitud filtrada a 1X.

Figura 11.1 Compresor Axial de la Turbina a Gas


En la figura 11.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones tomadas externamente en la carcasa, en el plano del cojinete del lado de la succión y a 30° de la horizontal (C1Re). Nótese que la escala de frecuencias está en Ciclos/minuto (CPM). El nivel global de vibración en este punto fue de 3.0 mm/s rms, y en el espectro se aprecian las primeras cuatro componentes sincrónicas, aunque no poseen valores alarmantes. La componente a 1X en el espectro resultó a una frecuencia de 10 739 CPM, igual a la velocidad del compresor; también se aprecian unas componentes subsincrónicas que están relacionadas con la velocidad de la turbina de potencia. Con la finalidad de recolectar data importante para el balanceo, se midió el vector de vibración filtrada a 1X en este punto, el cual fue de 1 mm/s @ 139°

Figura 11.3 Espectro de Frecuencias en el punto C1Re

En la figura 11.4 se presenta la señal en el dominio del tiempo para este mismo punto, en la cual se puede apreciar la forma no-armónica de la onda, esto significa que existen varias componentes que están causando la vibración en este punto y no solo la de 1X. Se realizó una medición de vibración externamente en la carcasa, en el plano del cojinete del lado de la descarga (2 y a 30° de la horizontal (C2Re). Obteniéndose un espectro y una señal en el dominio del tiempo con los mismos patrones anteriores, aunque el nivel global de vibración medido fue de 5.6 mm/s rms, un poco mas alto que en el cojinete 1. El vector de vibración filtrada a 1X obtenido en este punto fue de 4.8 mm/s @ 93°. Figura 11.4 Señal en el dominio del tiempo - C1Re

La medición de vibraciones en el portacojinetes del lado de la succión y a 30° de la horizontal, en el punto C1Ri, se muestran en la gráfica de la figura 11.5. En esta medición interna es mas notoria la componente a 1X, su amplitud es mucho mayor que en las mediciones de carcasa, y su predominio se puede notar al compararla con las amplitudes de las demás componentes sincrónicas. El valor global de vibración medido en este punto fue de 28.9 mm/s rms, mucho mayor que en las mediciones de carcasa. El vector de vibración filtrada a 1X fue de 27.2 mm/seg @ 260°. En la señal en el dominio del tiempo, mostrada en la figura 11.6, se observa una onda con un patrón bastante sinusoidal, con un periodo igual al de la velocidad de rotación, por lo que se evidencia el predominio de la componente a 1X. Esta información tomada internamente con sensores de vibración provisionales, provee información mucho mas relevante para el balanceo, que la tomada en la carcasa del lado externo.

Figura 11.5 Espectro de Frecuencias en el punto C1Ri

Se realizó también una medición en el portacojinetes del lado de la descarga y a 30° de la horizontal, en el punto denotado como C2Ri, cuyo espectro de frecuencias y señal en el dominio del tiempo presentaron un patrón muy similar a los mostrados en las figuras 11.5 y 11.6, pero con menor amplitud. El valor global de vibración medido en este punto resultó de 6.1 mm/s rms; y el vector de vibración filtrada a 1X fue de 5.8 mm/s @ 212°. Los valores de vibración filtrada a 1X obtenidos en estas mediciones se utilizaron como datos iniciales para realizar el procedimiento de balanceo.

Figura 11.6 Señal en el dominio del tiempo – C1Ri

Como el rotor del compresor axial de la turbina opera por encima de su velocidad crítica, debe ser balanceado en sitio y a sus condiciones de operación. Se utilizó el método de coeficientes de influencia para calcular la magnitud y colocación angular de los pesos de corrección en dos planos, que permitiera obtener el mejor balanceo del rotor.

Tabla 11.1 Vectores de Vibración Filtrada a 1X Cojinete 1

Cojinete 2

Medición 1

27.2 mm/s @ 260°

5.8 mm/s @ 212°

Medición 2

29.7 mm/s @ 276°

6.3 mm/s @ 187°

Medición 3

23.6 mm/s @ 276°

6.1 mm/s @ 242°

Para ello se realizó un segundo arranque de la máquina, colocando un peso de prueba de 7.5 gramos a un ángulo de 270° en el plano de balanceo del lado de la succión (1). Y seguidamente se realizó otra corrida colocando un peso de prueba de 14.5 gramos a 150° en el plano del lado de la descarga (2). Los resultados de los vectores de vibración filtrada a 1X obtenidos de la medición orginal y de las mediciones después de aplicar los pesos de prueba antes mencionados, se presentan en la tabla 11.1. La solución de las masas de corrección se puede obtener de forma analítica o vectorial. En este caso se utilizó el programa BAL-CI, suministrado en el CD en el archivo llamado BAL2PCI.exe. En la figura 11.7 se muestra la ventana de los datos introducidos y los pesos de corrección que se deben colocar en la máquina. Para este caso se debe colocar una masa de 7.8 gramos a 330° en el plano del lado de la succión y una masa de 38.8 gramos a 220° en el plano del lado de la descarga. Se realizó un reacomodo de la masa a colocar a 220° ya que no coincidía con ningún agujero del disco de balanceo. Una vez colocadas las masas de corrección se procedió a arrancar la máquina y medir las vibraciones resultantes en ambos cojinetes, con la finalidad de compararla con la vibración original. Figura 11.7 Ventana del programa BAL-CI

En la figura 11.8 se muestra una fotografía con el plano de balanceo del lado de la descarga del compresor, se pueden apreciar los agujeros roscados espaciados a 15°. En la figura 11.9 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto C1Ri, antes y después de balancear la máquina. Se puede comparar la amplitud del pico a 1X en la medición inicial, con la misma componente después de colocar las masas de corrección calculadas, La magnitud se ha reducido casi 10 veces.

Figura 11.8 Plano de balanceo lado descarga

Figura 11.9 Comparación de las vibraciones en el punto C1Ri

Caso de Estudio

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Modulación de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas Centrífugas En el siguiente problema se analiza un caso especial de modulación de la amplitud, que aparece cuando dos equipos operan montados sobre una misma base y a velocidades muy cercanas. De forma general, la modulación de la amplitud aparece en el dominio del tiempo con una variación en la amplitud de la señal, usualmente la frecuencia mas alta es la portadora y es alterada en amplitud por otra frecuencia de mucho menor valor. La señal de onda resultante tiene un periodo constante o una fase constante, pero la amplitud cambia constantemente. En el dominio de la frecuencia, se producen bandas laterales alrededor a la componente de la frecuencia portadora.

Figura 12.1 Bombas Centrífugas analizadas

Pero cuando existen dos frecuencias muy cercanas, el espectro de frecuencias cambia, ya que estas dos frecuencias no provienen de la misma “raiz”, y aparecen dos nuevas componentes, una es la suma de las dos frecuencias y la otra es la resta de estas. En este caso se analizan las vibraciones producidas por dos bombas hidráulicas (figura 12.1) que operan a velocidades muy cercanas, una a 1 798 RPM y la otra a 1733 RPM. Las dos bombas fueron identificadas como BH1 y BH2, aunque las mediciones que se muestran corresponden a la bomba BH1 solamente (figura 12.2)


En la figura 12.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto MIV mediante un acelerómetro montado en base magnética. Aunque la componente a 1X (29.9 Hz) mostrada es normal o un poco mas grande que lo normal, para este tipo de motor, llama la atención la componente a 59.2 Hz, que de manera común se confunde con la componente a 2X causada por la desalineación paralela.

ESP-BH1-MIV, ACBM2P 500HZ-1600L

La única manera de descifrar realmente lo que ocurre en el espectro de frecuencias, es tomando una nueva medición con un ancho de banda de frecuencias mucho menor, pero manteniendo el número de líneas, esto aumentaría la resolución. En el espectro de frecuencias de la figura 12.4, se puede apreciar que la componente 1X (29.9 Hz) que aparecía en el espectro de la figura anterior, en realidad envolvía a la componente 1X (29.96 Hz) de la bomba BH1 y a la componente 1X (28.88 Hz) de la bomba BH2, en este espectro se aprecian las dos componentes por separado, que son el efecto del desbalance causado por la propia bomba BH1 y lo que se transmite a través de la base del efecto del desbalance de la bomba BH2. Además se puede apreciar que la componente a 58.84 Hz, no corresponde al 2X de ninguna de las bombas, sino que es simplemente el efecto de la pulsación producida, en la cual se genera esta nueva frecuencia, que es la suma de las dos frecuencias fundamentales de las bombas (29.96 + 28.88 Hz). También aparece en el espectro la resta de ambas frecuencias 1X, que es 29.96 - 28.88Hz = 1.08 Hz. Esta componente aparece subsincrónica y muchas veces es muy dificil de apreciar, a menos que se disminuya mucho mas el ancho de banda y se aumente la resolución.


ESP-BH1-MIV, ACBM2P 100HZ-1600L


En la figura 12.5, se muestra la señal en el dominio del tiempo tomada en el mismo punto MIV. Aparece un patrón en forma de modulación de la amplitud, que en la realidad es el efecto de las pulsaciones, causadas por la cercanía entre las velocidades de ambas máquinas. Es importante resaltar que esto no corresponde a una falla; es simplemente un efecto causado por la transmisibilidad de las vibraciones de una máquina a la otra, aunque si hay que tener cuidado a la hora de realizar un diagnóstico y no confundirlo con una desalineación. La clave esta en ver la señal en el dominio del tiempo y/o aumentar las resolución del espectro para detallar de manera precisa las componentes vibratorias. Cuando ocurre el fenómeno de las pulsaciones, aparece un sonido que se puede percibir como un ronroneo a baja frecuencia, y corresponde con los aumentos y disminuciones de las amplitudes de vibración que el sólido le transmite al aire. Como se puede apreciar en la figura 12.6, la diferencia de tiempos entre los máximos de amplitud es de 1.497s 0.576s = 0.92s, y en términos de frecuencia sería 1.08 Hz, que coincide con la componente frecuencial del espectro, que es la resta de las frecuencias de cada máquina.

Figura 12.5 Señal en el dominio del tiempo punto MIV

Figura 12.6 Señal en el dominio del tiempo punto MIV

Caso de Estudio

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Aflojamiento Mecánico en Bomba Centrífuga

El propósito de estudiar el siguiente caso, es el de identificar el aflojamiento mecánico en máquinas, a partir del patrón del espectro de frecuencias de sus vibraciones. Para ello se analiza una bomba centrífuga, cuya velocidad de operación es de 3 582 RPM, medidas con un foto-tacómetro al momento de realizar las tomas de datos de vibración. No existe ninguna frecuencia definida característica del aflojamiento mecánico, pero por lo general, aparecen frecuencias sincrónicas y media-sincrónicas, y un levantamiento de la base del espectro (ruido blanco). El especialista en la práctica, observa el patrón y la forma de la señal, incluyendo la existencia del ruido blanco, para diagnosticar el aflojamiento o juego mecánico.

Figura 13.1 Anclajes de la bomba centrífuga analizada

En este caso, se muestran mediciones de vibración en velocidad integrada en mm/s, tomadas en la bomba en la dirección vertical, en el punto definido como MOV (ver figura 13.2), utilizando un acelerómetro montado sobre una base magnética. Los niveles globales de vibración para esta máquina se incrementaron desde la última medición de 1.9 mm/s rms a 6.8 mm/s rms.


En la figura 13.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto MOV. A simple vista se puede detectar la “firma” típica del aflojamiento mecánico, que es el levantamiento de la base del espectro (ruido blanco) y la aparición de componentes sincrónicas y mediasincrónicas, que se han identificado como 0.5X, 1X, 1.5X, 2X, 2.5X y 3X en la figura.


Luego de corregir el problema del aflojamiento mecánico estructural en esta bomba centrífuga, se realizó una nueva medición en el mismo punto y la vibración global se redujo a 1.9 mm/s rms. En la figura 13.4 se muestra el espectro de frecuencias manteniendo su escala de amplitudes con el fin de compararla con el de la figura 13.3. El ruido blanco ha desaparecido, así como todas las componentes sincrónicas y media-sincrónicas, producto de los golpes causados por el aflojamiento existente.




Caso de Estudio

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Incremento de los Niveles de Vibración por Defecto en Rodamiento En el siguiente caso se analizan las vibraciones producidas por un motor eléctrico trifásico de 460V, acoplado a una bomba centrífuga, cuyas especificaciones son: Potencia: 30HP RPM: 1 760 Rodamientos: SKF 6308

Figura 14.1 Puntos de medición de vibraciones

Esta máquina esta incluida dentro de un plan de mantenimiento basado en condición, donde se le realizan mediciones semanales de niveles globales de vibración en 5 puntos del motor (MIH, MIV, MOH, MOV, MOA) y 3 de la bomba (BIH, BIV y BIA), como se muestra en la figura 14.1. La tendencia de niveles de vibración para el punto BIV se muestran en la figura 14.2. Es interesante notar que el valor global de vibración en rms solo se incremento de 1.27 mm/s a 1.68 mm/s, este último sigue siendo un valor normal para una bomba de este tipo, aunque el hecho de que haya aumentado en las últimas 5 mediciones es significativo de que algo anda mal. El valor pico si presenta un incremento exagerado de 3.30 mm/s a 5.46 mm/s en las últimas 5 mediciones, lo que indica que la responsable del aumento de las vibraciones sea un efecto causado por impactos, y no la vibración sinusoidal. Un ejemplo, de impactos, podría ser un rodamiento defectuoso, un rozamiento, etc. La vibración sinusoidal es causada por el

Figura 14.2 Tendencia de Vibraciones en BIV

desbalance, por ejemplo. En la misma gráfica también se puede ver como el valor del Factor de Cresta (Pico/rms) se ha incrementado, esto simplemente indica que la proporción entre el valor pico y el rms ha crecido, y que el problema tiene que ver con impactos.


En el espectro de frecuencias de la figura 14.3, aparecen componentes armónicas de la frecuencia no-sincrónica de 143.4 Hz, también se aprecia el pico de la velocidad de giro del rotor de 29.1 Hz y sus sincrónicas, todas las componentes anteriores aparecen con levantamiento de la base (ruido blanco). Utilizando el programa FCER suministrado en el CD, e introduciendo la opción de búsqueda para el rodamiento SKF 6308, aparecen sus frecuencias de falla, como se muestra en la figura 14.4.

Figura 14.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIV

Al multiplicar la velocidad de giro del rotor (29.1 Hz) por el factor BPFI (4.928), resulta una frecuencia de falla de 143.4 Hz y sus armónicas 286.8 y 430.2 Hz, exactamente las que aparecen en el espectro de frecuencias, indicando un defecto en el aro interno del rodamiento. Además, pudiera ser que exista desgaste de la pista del aro interno, ya que el patrón de componentes sincrónicas y ruido blanco es típico de un aflojamiento mecánico; en este caso entre el aro interno y los elementos rodantes. Es importante recordar que el aro interno gira a la misma velocidad del rotor 1X.

Figura 14.4 Ventana de la base de datos del Programa FCER

Caso de Estudio

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Altos Niveles de Vibración Global en Bomba Centrífuga En este caso se analiza una bomba centrífuga con altos niveles globales de vibración, medidos en el punto BIH en la dirección horizontal, tal como se muestra en las figuras 15.1 y 15.2; utilizando un acelerómetro montado sobre una base magnética. La velocidad de operación de la máquina fue medida con un tacómetro infrarrojo resultando en 3 508 rpm (58.47 Hz), y será la que corresponde a la componente sincrónica 1X a identificar en los espectros de frecuencia de vibración. Los valores globales de vibración en aceleración, velocidad integrada, desplazamiento integrado y envolvente, en rms, pico y factor de cresta (CF = pico/rms) se muestran a continuación: RMS

PICO

CF

A [G]

2.489

11.36

4.563

V [mm/s]

11.42

19.28

1.689

D [um]

---

108.7

---

E3 [GE]

3.254

8.233

2.530

Figura 15.1 Vista superior de la bomba centrífuga

Figura 15.2 Punto de medición de vibraciones

En el espectro de frecuencias de la figura 15.3 se puede deducir fácilmente que los altos niveles globales de vibración provienen de la componente a 69.9 Hz que tiene una amplitud de casi 15 mm/s. El pico a 58.47 Hz corresponde al 1X RPM de la máquina. Esta componente a 69.9 Hz corresponde a un pico nosincrónico, este tipo de frecuencias por lo general son causadas por fallas en cojinetes con elementos rodantes. Aunque como esta muy cercana a la componente 1X RPM y su base es bastante ancha, sería aconsejable verificar si no es causado por una frecuencia de resonancia.


En la figura 15.4 se muestra el espectro de frecuencias de la respuesta del sistema luego de realizar una prueba de impacto en la bomba (con la máquina apagada). Aparecen varias componentes de resonancia causadas por el impacto, aunque se puede notar de manera muy clara una frecuencia de resonancia a 69.9 Hz. Esta es la frecuencia que se está excitando durante la operación de la bomba y es la que está produciendo los altos niveles de vibración del sistema. Una manera muy sencilla para corroborar esto en sitio y en tiempo real, es por ejemplo añadiendo masa al sistema y ver su respuesta vibratoria, si es posible, como el caso de esta bomba centrífuga, pararse encima de ella (90 Kg mi caso) le suministraría suficiente masa como para hacer que la frecuencia natural excitada baje de 20 a 40 Hz, haciendo que inmediatamente el pico de 69.9 Hz desaparezca del espectro.



Figura 15.4 Prueba de impacto en el punto MOV

Caso de Estudio Defecto en Aro Externo de Rodamiento. Banco de Pruebas en Laboratorio. El objetivo del presente caso, es el de visualizar el efecto vibratorio producido por un defecto en la pista del aro externo de un cojinete con elementos rodantes; con la particularidad de que se conoce la ubicación del defecto en el rodamiento. Se utilizó un sistema rotor-cojinete de laboratorio, con la finalidad de poder realizar varias pruebas con este rodamiento defectuoso; entre ellas: variar la velocidad y la carga del rotor, girar el rodamiento para cambiar la ubicación del defecto, etc. En la figura 16.1 se muestra el rodamiento con el defecto ubicado en su parte inferior (se hizo un muesca en el lado externo para conocer la ubicación del defecto).

Figura 16.1 Defecto en el Aro Externo - Abajo

Se utilizó un acelerómetro montado directamente sobre el portacojinetes en la dirección vertical, como se muestra en la figura 16.2. Todas las pruebas que se muestran a continuación, se realizaron con la misma carga y con una velocidad del rotor entre 1 784 y 1 789 RPM; se analiza tanto la respuesta de la vibración en función del tiempo como en función de la frecuencia, en unidades de Aceleración (G´s).

Figura 16.2 Montaje del Acelerómetro

16

Como referencia se muestra en la figura 16.3, la señal en función del tiempo para el rodamiento sin defectos, utilizando la misma escala de amplitud utilizada para las demás pruebas. En la figura 16.4 se muestra la gráfica de las vibraciones en función del tiempo, con el defecto en la pista del aro externo ubicado en la posición inferior, tal como se mostró en la figura 16.1. El periodo de repetición de los impactos mostrado es: Por lo que su frecuencia será: Figura 16.3 Gráfica en función del tiempo - sin defecto

La frecuencia de paso de fallo por el aro externo (BPFO) para este rodamiento es de 3.052X, por lo que si se multiplica por la velocidad de rotación del eje, tendremos:

Lo que indica que los impactos observados en la gráfica de la figura 16.4, coinciden con el paso de los elementos rodantes sobre el defecto en la pista del aro externo del rodamiento. También se puede apreciar a simple vista de la gráfica, que los impactos producen aceleraciones en el orden de 2 a 4 G ´s, lo que es un valor bastante alto, producto de estos golpes que se generan cada vez que los elementos rodantes impactan el defecto en el aro externo del rodamiento. Figura 16.4 Defecto en la parte Inferior del aro externo

En la figura 16.5 se muestra el rodamiento rotado 180° desde la posición de la figura 16.1, moviéndose el defecto en el aro externo a la posición superior. Aunque se supone que la carga y el peso del sistema actúan de forma mas acentuada cuando el defecto está en la parte inferior, por efecto de la gravedad, se presenta la respuesta del sistema en este caso, para apreciar el efecto vibratorio. El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es el mismo que en el caso anterior:

Su frecuencia es:

Figura 16.5 Defecto en el Aro Externo - Arriba

Si se divide este valor entre la velocidad del rotor, obtendremos la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo para este rodamiento,

Los impactos siguen apareciendo a la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo, aunque en este caso se observa que ocurren mayormente con aceleraciones negativas, en comparación con la gráfica de la figura 16.4, en donde los impactos se apreciaban con aceleraciones positivas. (Esto también depende de la ubicación del sensor de aceleración mostrada en la figura 16.1).

Figura 16.6 Defecto en la parte Superior del aro externo

En la figura 16.7 se muestra el rodamiento rotado 90° desde la posición de la figura 16.1, moviéndose el defecto en el aro externo a la posición lateral. El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es el mismo que en los casos anteriores:

Su frecuencia es:

Figura 16.7 Defecto en el Aro Externo – Lateral

Si se divide otra vez este valor entre la velocidad del rotor, se obtiene la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo para este rodamiento,

El siguiente paso, es comparar las gráficas de vibración en función de la frecuencia para cada uno de estos casos.

Figura 16.8 Defecto en la parte Lateral del aro externo

En la figura 16.9 se muestra el espectro de frecuencias de vibración del rodamiento con el defecto en el aro externo hacia abajo (tal como se muestra en la fotografía de la figura 16.1). Aparece la frecuencia giro del eje y sus frecuencias sincrónicas (29.78, 59.56, 89.34 …), pero también aparece la frecuencia de paso de elementos rodantes por el aro externo (BPFO) y sus armónicas (90.90, 181.8 …) lo que es característico de este tipo de falla en el cojinete. La frecuencia de paso de bolas por el aro externo para este modelo de rodamiento es de 3.052X y sus armónicas:

Figura 16.9 Espectro de Frecuencias – Defecto Abajo

En la figura 16.10, se aprecia el espectro de frecuencias de la envolvente de vibración con un paso de banda entre 500 y 10 000 Hz) para el mismo defecto anterior. Es de hacer notar que las frecuencias sincrónicas han sido removidas por el filtrado, así como las altas frecuencias, lo que deja un espectro de frecuencias mucho mas limpio para observar el defecto en el rodamiento. Otro detalle de importancia en estos casos es realizar mediciones de baja y alta frecuencia, ya que es necesaria la resolución del espectro para poder detallar con claridad el defecto. Observe en la figura 16.9 la cercanía de la tercera frecuencia sincrónica (89.34 Hz) con la frecuencia de falla BPFO (90.90).

Figura 16.10 Espectro de Frecuencias de Envolvente

Nomenclatura Nomenclatura Utilizada en los Gráficos de Vibración en el Dominio de la Frecuencia ESP: Código que indica que la gráfica de vibración es en el dominio de la frecuencia.


AA00: Las primeras dos letras son la abreviatura del tipo de equipo y los dos números indican su número de codificación, así por ejemplo, BC01 será una Bomba Centrífuga identificada con el número 01. ELD: Identifica el punto de medición, donde, E es la máquina en donde se toma la data, L es la ubicación longitudinal y D es la dirección, así por ejemplo, BIH será el punto de medición en la Bomba, del lado Interno y en la dirección Horizontal. SSBBCC: es el código del tipo de sensor utilizado, donde SS es el tipo de sensor de vibración, BB es el tipo de base y CC es el tipo de contacto entre base y máquina. FFFF: Es el ancho de banda utilizado en la captura de la data de vibración en Hertz (Hz), por ejemplo 1000HZ será un ancho de banda de 1000 Hz. NNNN: Es el número de líneas de resolución en el espectro de frecuencias, por ejemplo 1600L serán 1600 líneas de resolución.

ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL

Código AA BC: Bomba Centrífuga BH: Bomba Hidráulica CC: Compresor Centrífugo VV: Ventilador SP: Soplador CM: Centro de Mecanizado CE: Transmisión TG: Turbina a Gas TV: Turbina a Vapor Código E: B: Bomba M: Motor C: Compresor T: Turbina D: Caja de Engranajes Código L: I: Lado Interno o Lado Acople O: Lado Externo o Lado Libre M: Lado del Motor B: Lado de la Bomba C: Lado del Compresor T: Lado de la Turbina Código D: H: Horizontal V: Vertical A: Axial

ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL

Código SS: AC: Acelerómetro VE: Sensor Sísmico o de Velocidad DD: Sensor de Proximidad Código BB: BM: Base Magnética BS: Base Sólida CD: Conexión Directa SB: Sin Base Código CC: 2P: 2 Patas EX: Extensión DS: Disco AD: Adhesivo EP: Epóxico SD: Soldada AT: Atornillada

Bibliografía -  Bukowitz K., David O., “Análisis de Vibraciones en Máquinas Rotativas”. Manual del Curso. Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 2002. -  Mobley, R. Keith, “Vibration Fundamentals”. Editorial Newnes, 1999. -  Barrios G., Pedro M., “Principios y Técnicas de Balanceo de Rotores”. Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 1986. -  Eisenmann, R. Sr., Eisenmann R. Jr., “Machiney Malfunction Diagnosis and Correction”. Prentice Hall PTR, 1998. -  Piotrowski, John, “Shaft Alignment Handbook”. Tercera Edición, Editorial CRC Press. 2007. -  Fernández G., Rafael D., “Alineación de Máquinas Rotativas”. Ascenso, Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 2006.

Trabajo de

-  Bukowitz K., David O., “Programa Computacional para Diagnosticar Fallas en Cojinetes de Elementos Rodantes mediante Análisis de Vibraciones”. Trabajo de Ascenso, Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 2000. -  Bukowitz K., David O., “Balanceo de Rotores en Múltiples Planos Asistido por Computador”. Trabajo de Ascenso, Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 1996. -  Eisenmann, Robert C., “Some realities of field balancing”. Orbit. Vol.18-2, p. 12-17

Diagnóstico de Fallas en Máquinas mediante Análisis de Vibraciones a través de 16 Casos de Estudio por: David O. Bukowitz K., I.M., MSc.

Analisis de Vibraciones 16 Casos[1]

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