ANÁLISIS VIBRACIONAL VIBRACIONAL PATRÓN DE DIAGNÓSTICO DE FALLAS (Ref. Technical Associates of Charlotte) ADAPTACIÓN SIXTO SARMIENTO SARMI ENTO CHIPANA Machinery Lubricant Analyst Level II II Vibration Analyst Level II
LUIS ROJAS MOSQUERA Infrared Thermographer Level II Ultrasound Analyst Analyst Level I
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Perú, agosto del 2010
Origen del problema: Desbalance estático Espectro típico Relación de fase
El Desbalance Estático Estático muestra muestra fases iguales iguales y estables estables [fijas (sin fluctuación)]. La amplitud amplitud debida al desbalance sube en relación al cuadrado de la RPM (debajo de la primera velocidad critica del rotor); un incremento de RPM de 3 veces = Vibración 9 veces más alta. La cresta en 1 x RPM siempre está presente y por lo general domina la espectro. Puede corregirse al colocar una única pesa de corrección de equilibrio en un solo plano en línea con el centro de gravedad (CG) a lo largo del rotor. Diferencia de fase entre los horizontes OB e IB: 0° aproximadamente, así como entre los verticales OB e IB. Se ve una diferencia de fase de 90° aproximadamente entre las lecturas horizontal y vertical en cada apoyo del rotor desbalanceado ( ±30°).
Origen del problema: Desbalance estático Espectro típico Relación de fase
El Desbalance Estático Estático muestra muestra fases iguales iguales y estables estables [fijas (sin fluctuación)]. La amplitud amplitud debida al desbalance sube en relación al cuadrado de la RPM (debajo de la primera velocidad critica del rotor); un incremento de RPM de 3 veces = Vibración 9 veces más alta. La cresta en 1 x RPM siempre está presente y por lo general domina la espectro. Puede corregirse al colocar una única pesa de corrección de equilibrio en un solo plano en línea con el centro de gravedad (CG) a lo largo del rotor. Diferencia de fase entre los horizontes OB e IB: 0° aproximadamente, así como entre los verticales OB e IB. Se ve una diferencia de fase de 90° aproximadamente entre las lecturas horizontal y vertical en cada apoyo del rotor desbalanceado ( ±30°).
Origen del problema: Desbalance de par o cupla Espectro típico Relación de fase
El Desbalance Tipo Par de fuerzas genera un movimiento fuera de fase de 180° de un mismo eje. 1X RPM siempre siempre está presente presente y por lo general domina al espectro. espectro. La amplitud varia varia con el cuadrado de la velocidad en incremento debajo de la primera velocidad crítica del rotor. Puede causar una fuerte vibración axial tanto como radial. Su corrección requiere colocar pesas de corrección en por lo menos 2 planos. Observe que debe existir una diferencia de fase de 180° aprox. Entre mediciones horizontales OB e IB, así como entre los verticales OB e IB. Además, por lo general existe una diferencia de fase de 90° aproximadamente entre las lecturas horizontal y vertical en cada apoyo (
Origen del problema: Desbalance dinámico Espectro típico Relación de fase
El Desbalance Dinámico es el más común y es una combinación de desbalance estático y de par de fuerzas. 1X RPM domina el espectro. Se requiere en absoluto una corrección de 2 planos. Aquí, la diferencia de fase radial entre los apoyos lado libre y lado acoplado acop lado puede abarcar un rango de 0° a 180°. Sin embargo la diferencia de fase de los apoyos horizontales será similar a la diferencia entre las fases verticales ( 30°). Así mismo, en caso de que predomine el desbalance, una diferencia de fase de 90° aproximadamente resultará entre las lecturas horizontal y vertical de cada apoyo ( 40°).
Origen del problema: Desbalance del rotor en voladizo Espectro típico Relación de fase
El Desbalance de Rotor en voladizo causa una amplitud alta al 1X RPM en ambas direcciones radial y axial (por el efecto de palanca del voladizo). Las lecturas axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fase radiales pueden ser inestables. Sin embargo, la diferencia entre las fases horizontales coincidirán por lo general con la diferencia entre las fases verticales del rotor ( ±30°). Estos rotores presentan ambos desbalances estáticos y par de fuerzas. Por lo tanto, las masas de corrección siempre tendrán que colocarse en 2 planos para contrarrestarlos.
Origen del problema: Rotor excéntrico Espectro típico Relación de fase
La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación esta fuera de la línea central geométrica de una polea, un engranaje, un rodamiento, una armadura de motor, etc. La vibración mayor ocurre en 1X RPM del componente excéntrico en la dirección definida por la línea a través de los centros de los dos rotores. La comparación de fase horizontal y vertical por lo general muestra una diferencia de 0° o de 180° (indicadores de un movimiento rectilíneo). Los intentos de balancear un rotor excéntrico dan frecuentemente como resultado una reducción de la vibración de una de las direcciones radiales, pero incrementa la vibración en la otra (relativo a la cantidad de excentricidad).
Origen del problema: Eje doblado Espectro típico Relación de fase
La presencia de un eje doblado causa una vibración axial alta con diferencias de fase axial de aproximadamente 180° en un dado componente de la máquina. La vibración dominante por lo general ocurre en 1X si la flexión esta cerca del centro del eje, pero ocurre en 2X en caso de una flexión cerca del acoplamiento. (Al medir la fase, asegúrese de compensar las fases axiales cuando se tiene que invertir la dirección del sensor). Utilice un indicador de dial para confirmar la flexión del eje. En unos casos, el eje puede doblarse o flexionar sólo cuando gira el rotor.
Origen del problema: Desalineamiento angular Espectro típico Relación de fase
La Desalineación Angular se caracteriza por una vibración axial alta, 180° fuera de fase al [en] comparar las fases AXIALES de ambos lados de acople. Tendrá una vibración axial alta tanto en 1X como en 2X RPM. Sin embargo, no es inusual que 1X, 2X ó 3X dominen. Estos síntomas también pueden indicar problemas de acoplamiento. Una desalineación angular severa puede presentar muchos armónicos de 1X RPM. A diferencia del Aflojamiento u Holgura Mecánica del Tipo C, estos múltiples armónicos no se acompañan de un piso de ruido elevado en los espectros.
Origen del problema: Desalineamiento paralelo Espectro típico Relación de fase
La Desalineación Radial o paralela tiene características de vibración similares a la Desalineación Angular pero presenta una vibración radical alta que se aproxima a 180° fuera de fase al [en] comparar las fases RADIALES en ambos lados del acople. Frecuentemente 2X es mayor que 1X, pero la relación de las amplitudes 1X y 2X depende del tipo de acople. Cuando la desalineación angular o radial es severa, pueden generar picos de amplitud alta en armónicos mucho mas altos (4X – 8X), o incluso toda una serie armónica de alta frecuencia similar a la apariencia de la holgura o el aflojamiento mecánico [mecánica]. El tipo de acoplamiento y su material influyen enormemente en el espectro total cuando la desalineación es severa. Generalmente no presenta piso de ruido elevado.
Origen del problema: Cojinete desalineado e inclinado sobre el eje
El rodamiento inclinado genera una vibración axial considerable. Causará un movimiento torcido con un cambio de fase AXIAL de aproximadamente 180° entre la parte superior e inferior, y entre la parte izquierda y derecha de la caja que soporta el rodamiento. El tratar de alinear el rodamiento o alinear el rotor no solucionara el problema. Por lo general se debe retirar el rodamiento e instalarse correctamente. Un rodamiento que no presenta problemas tendrá fases axiales iguales a la periferia (+/- 30°) [Lo normal en analizar la fase muestra unas fases axiales iguales (adentro de una tolerancia de ( 30°) en todos los puntos de la misma caja de apoyo].
Origen del problema: Soltura Mecánica TIPO A Espectro típico Relación de fase
La Holgura o Aflojamiento Mecánicos se notan por un espectro de vibración tipo A, B o C. El Tipo A se debe a una holgura/debilidad Estructural de las bases de la máquina, de la placa base o del cimiento; también se debe a un mortero deteriorado, a pernos de sujeción sueltos en la base; y a la distorsión del armazón o de la base (Por ejemplo, pata coja). El análisis de fase puede revelar una diferencia de fase de aprox. 90° a 180° entre las lecturas verticales en el perno, en la base de la máquina, en la placa base y en la base en si.
Origen del problema: Soltura Mecánica TIPO B
La Holgura o Aflojamiento Mecánicos se notan por un espectro de vibración tipo A, B o C. El Tipo B por lo general se debe a pernos de soporte y sujeción flojos, a fracturas en la estructura del armazón o en el pedestal de rodamiento.
Origen del problema: Soltura Mecánica TIPO C
El Tipo C normalmente aparece por causa de un ajuste inadecuado o de un desgaste entre las partes componentes originando muchos armónicos debido a la respuesta no lineal de las partes sueltas frente a las fuerzas dinámicas del rotor. Causa un truncamiento de la forma de onda y un piso de ruido mayor en el espectro. Con frecuencia el Tipo C se debe a que el aro exterior del rodamiento esta flojo en su tapa, a un rodamiento suelto dando vueltas en su eje, a un claro excesivo en cojinetes planos y rodamientos, o por un impulsor u otro rotor suelto en su eje, etc. Con frecuencia la Fase de Tipo C es inestable y puede variar de una lectura a otra, sobre todo si el rotor cambia de posición en el eje de un arranque al otro. A menudo, la Holgura Mecánica es altamente direccional y puede provocar lecturas notablemente diferentes si se comparan los niveles en incrementos de 30° en dirección radial en toda la caja del rodamiento. Además la holgura PUEDE provocar múltiples sub-armónicos en exactamente 1/2 ó 1/3 RPM (.5X, 1.5X, 2.5X,
Origen del problema: Rodamientos
4 etapas del daño
Origen del problema: Rodamientos
ETAPA 1: Las primeras indicaciones de problemas aparecen en un rango de frecuencias ultrasónicas entre aproximadamente 250,000 – 350,000 Hz; luego, a medida que se incrementa el deterioro [la deterioración], cae en el rango [la playa] de aproximadamente 20 000 - 60 000 Hz (1,200 000 – 3 600 000 CPM). Estas últimas frecuencias son evaluadas por el filtro Spike Energy (gSE), por HFD (g) y por el pulso de Choque (dB). Por ejemplo, el nivel de Spike Energy puede alcanzar aproximadamente 25 gSE en la Etapa 1 (el valor real depende de la ubicación de la lectura y de la RPM de máquina). La adquisición de espectros envolventes (demodulados) [(desmodulados)] de alta frecuencia
Origen del problema: Rodamientos
ETAPA 2: El paso de elementos sobre [encima de] ligeros defectos del rodamiento comienzan a “excitar” una(s) frecuencia(s) natural(es) (Fn) de los componentes (aros, jaula). Ocurren usualmente en un rango de 30K – 120K CPM (0.5 2 kHz), según material y tamaño del rodamiento. Dichas frecuencias también pueden ser resonancias estructurales del apoyo del rodamiento. Unas bandas laterales aparecen arriba (derecha) y abajo (izquierda) del pico de la frecuencia estructural excitada al final de la Etapa 2. La energía Spike Energy crece (por ejemplo, de .25 a .50 gSE).
Origen del problema: Rodamientos
ETAPA 3: Aparecen frecuencias de defecto del rodamiento y sus armónicos. A medida que progresa el deterioro, aparecen más armónicos de frecuencia de defecto y las bandas laterales crecen, en amplitud y en cantidad, tanto alrededor de las frecuencias de defecto que de las frecuencias naturales de componente del rodamiento [cojinete]. La energía Spike Energy sigue incrementándose (por ejemplo, de .1 a más de 1 gSE). En esta etapa por lo general el daño se hace visible y puede extenderse a toda la periferia del rodamiento [cojinete], sobre todo cuando varias bandas laterales bien formadas acompañan a los armónicos de frecuencia de defecto del rodamiento. Los espectros demodulados [desmodulados] de alta frecuencia y envolventes ayudan a confirmar la ETAPA 3. ¡Reemplace los rodamientos inmediatamente! (a pesar que las amplitudes de las
Origen del problema: Rodamientos
ETAPA 4: Hacia el final, incluso se afecta la amplitud en 1X RPM. Crece y normalmente causa la aparición de muchos armónicos de 1X. Las frecuencias naturales discretas de rodamientos y componentes comienzan a “desaparecer” y se ven reaplazadas por un piso elevado o “ruido de piso” aleatorio de alta frecuencia sobre una banda ancha. Además, las amplitudes tanto del piso de ruido de alta frecuencia y del Spike Energy (o similar) pueden en efecto disminuir; sin embargo, justo previo al fallar catastrófico, la energía Spike Energy y HFD por lo general se disparan a amplitudes excesivas.
Origen del problema: Rodamientos
Origen del problema: Resonancia Espectro típico Relación de fase
La Resonancia ocurre cuando la Frecuencia de Oscilación Forzada coincide con una Frecuencia Natural de Sistema. Puede causar una drástica amplificación de amplitud que puede resultar en un daño prematuro, o incluso catastrófico. Puede excitarse una frecuencia natural del rotor pero puede también originarse en la base, en el cimiento, en la caja de engranaje o incluso en las correas (fajas) de poleas. Un rotor en resonancia o cerca de ella puede ser casi imposible de balancear debido al importante cambio de fase al entrar y cruzar la resonancia (90° en resonancia; casi 180° al salir de ella). La solución común requiere el cambio de la frecuencia natural hacia una frecuencia más alta o más baja (por alteración de rigidez o de masa). Las frecuencias naturales generalmente no se alteran con cambio de velocidades de giro, lo cual facilita su identificación (con excepción de los equipos con cojinetes planos de babbit y de los
Origen del problema: Rozamiento de rotor
Un rozamiento del rotor produce un espectro similar a la Holgura Mecánica cuando una parte rotativa toca un componente estacionario. El contacto puede ser parcial o anular (alrededor de toda la revolución del eje). Normalmente genera una serie de frecuencias, excitando una o más resonancias. El contacto puede excitar sub-armónicos de 1X (1/2, 1/3, 1/4, 1/5, ……1/n), según los valores de las frecuencias naturales del rotor. El rozamiento puede excitar altas frecuencias (similar al ruido de banda ancha de una tiza en el pizarrón). Puede ser un evento serio de baja duración si el eje toca el metal babbit del cojinete plano. Un rozamiento en toda la circunferencia (sobre toda la rotación) puede inducir una presesión hacia atrás (con el rotor “remolinando” a una velocidad critica en dirección opuesta a la rotación). Es inherentemente inestable y puede fallar catastróficamente.
Origen del problema: Degaste y juego en cojinetes de fricción
Las últimas etapas de desgaste de los cojinetes plano por lo general se evidencian por la presencia de series completas de armónicos de la RPM (hasta 10 ó 20). A menudo un cojinete plano “borrado” (rozado) permite una amplitud vertical alta en comparación con la amplitud horizontal, pero puede a veces mostrar solo un pico pronunciado en 1X RPM. Los cojinetes planos con holgura excesiva permiten mayores niveles de vibración por un desbalance o desalineamiento MENORES. Estos niveles serán [se quedarían] despreciables si la holgura entre eje y pared de babbit se encuentra [encontraría] dentro de las especificaciones.
Origen del problema: Inestabilidad por remolino de aceite
La inestabilidad por remolino de aceite ocurre a .40 - .48X RPM. Puede ser muy severo. Es excesivo si la amplitud excede el 40% del claro del cojinete. El remolino es una vibración excitada por la película de aceite. Empuja el eje adentro del cojinete. Llega por desviación de las condiciones operativas normales (cambios en ángulo relativo con la vertical y la relación de excentricidad), permitiendo que la cuña de aceite mueva la posición del eje adentro del cilindro cojinete. La fuerza desestabilizadora en dirección de la rotación resulta en un remolino (una presesión hacia delante). El remolino es inestable ya q incrementa las fuerzas radiales que aumentan las fuerzas del mismo remolino. Puede hacer que el aceite no soporte al eje. Se vuelve inestable cuando la frecuencia de remolino coincide con una frecuencia natural del rotor. Afectan el remolino los cambios de viscosidad, la presión de lubricación y las precargas
Origen del problema: Inestabilidad por efecto orbital en cojinetes de fricción
El latigazo de aceite puede ocurrir si existe remolino y si la máquina gira en o por arriba del doble de la velocidad crítica del rotor. Cuando el rotor llega alrededor de esta RPM (el doble de la crítica), la frecuencia del remolino estará muy cerca del valor de la velocidad crítica del rotor. Puede ocasionar una vibración excesiva que la película de aceite ya no será capaz de soportar (así facilitando el contacto del eje y del babbit). De hecho, la frecuencia de remolino se “fija” en la velocidad crítica del rotor y ya no cambia aunque la máquina se lleve a una RPM más y más alta. Entonces, el latigazo produce un movimiento lateral de precesión delantera (hacia delante, o en la misma dirección de rotación) en una frecuencia correspondiente a la velocidad crítica del rotor, esta frecuencia siendo sub-armónica a la 1X RPM (al momento del latigazo).
Problema: Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Pasada de aspas y pasada de paletas
Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. De Alabes (o Aspas) X RPM. Esta frecuencia es inherente en bombas, ventiladores y compresores. Usualmente, no presenta problemas. Sin embargo, una BPF de amplitud grande (y armónicos) puede generarse en una bomba en caso de que el espacio entre los álabes y los difusores estacionarios no sean igual en toda la periferia. Además, la BPF (ó armónicos) puede coincidir con una frecuencia natural del sistema causando una alta vibración. La BPF alta en amplitud puede generarse en caso de que el anillo de desgaste de la carcaza se suelta y se atora en el anillo de desgaste del impulsor, o en caso de que fallen las soldaduras de los difusores. Así mismo, la BPF puede deberse a doblamientos abruptos en la tubería (o en el ducto), a unas obstrucciones que interrumpen el flujo, a los ajustes del deflector/ válvula o si el impulsor/ rotor del abanico se posicionan de forma excéntrica dentro de la
Problema: Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Turbulencia de flujo
Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. De Alabes (o Aspas) X RPM. Esta frecuencia es inherente en bombas, ventiladores y compresores. La turbulencia de flujo ocurre a veces en los sopladores debido a variaciones en presión o en velocidad del aire que pasa a través del abanico o de los ductos conectados. Este trastorno de flujo causa una turbulencia que genera una vibración de baja frecuencia aleatoria, típicamente en el rango de 50 a 2000 CPM (aproximadamente 0.8 – 33 Hz). En un compresor centrifugo, el “surge” [surgimiento] dentro del compresor puede causar una vibración de banda ancha aleatoria en alta frecuencia. La turbulencia excesiva también puede generar una banda ancha de altas frecuencias.
Problema: Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Cavitación
Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. De Alabes (o Aspas) X RPM. Esta frecuencia es inherente en bombas, ventiladores y compresores. La cavitación normalmente genera una energía de banda ancha aleatoria de alta frecuencia. Algunas veces se sobrepone con los armónicos de la BPF (frecuencia de paso de álabes). Por lo general, indica presión insuficiente de succión. La Cavitación puede ser destructiva en la parte interna de la bomba si no se corrige. Puede dañar en especial a los álabes del impulsor. Cuando esta presente, con frecuencia se oye como si pasan gravas o “piedras” a través de la bomba. Por lo general, la cavitación se debe a un flujo interno insuficiente. Puede ocurrir durante la inspección y desaparecer en la
Problema: Engranajes (Espectro Normal)
El Espectro Normal muestra crestas en la RPM del Engranaje principal y del Piñón junto con la Frecuencia de Engranaje (GMF “Gear Mesh Frequency”) y armónicos de GMF de amplitud muy baja. Los armónicos GMF cuentan por lo general con bandas laterales de las RPM de giro de uno de los engranajes [espaciadas de la o las RPM a su alrededor]. Todos los picos son de amplitud baja, y no aparece ninguna excitación de frecuencia(s) natural(es) de los engranajes. Se recomienda colocar la F máxima en 3.25 X GMF (mínimo) cuando se conoce el número de dientes. Si no se conoce el número de dientes fije la F máxima en 200 X RPM en cada eje.
Problema: Engranajes (Desgaste de dientes)
El indicador clave del desgaste de dientes es la excitación de una frecuencia natural del Engranaje (Fn) junto con las bandas laterales alrededor de esta espaciadas a las [de la RPM] del engranaje defectuoso. La frecuencia de engrane GMF puede o no cambiar de amplitud, aunque las bandas de amplitud alta y la cantidad de bandas laterales que rodean el GMF por lo general ocurre cuando se nota el desgaste. Las bandas laterales pueden ser un mejor indicador del desgaste que las frecuencias GMF en si. Además, las amplitudes más significativas ocurren por lo general en 2 X GMF ó en 3 X GMF (especialmente en 3XGMF), aun cuando la amplitud de GMF sea aceptable.
Problema: Engranajes (Carga de dientes)
Normalmente la amplitud a la Frecuencia de Engrane queda muy sensible a la carga. Las altas amplitudes en la GMF no necesariamente indican un problema, sobre todo si las amplitudes de las bandas laterales permanecen bajas y no excitan las frecuencias naturales del engranaje. Cada análisis debe [debería] a máxima carga para lograr una comparación espectral significativa en un programa de monitoreo.
Problema: Engranajes (Excentricidad y juego)
Las amplitudes relativamente altas de las bandas laterales alrededor de los armónicos GMF sugieren normalmente una excentricidad del engranaje, un backlash inapropiado, o ejes no paralelos permiten que la rotación de un eje “module” la amplitud GMF o RPM del otro engranaje. Se puede identificar el engranaje defectuoso por el espaciado de las bandas laterales. Además, el nivel 1X RPM del engranaje excéntrico será alto si la excentricidad es el problema principal. Normalmente, el backlash inapropiado excita unos armónicos de la GMF y una Frecuencia Natural del Engranaje, con bandas laterales espaciados de 1X RPM. En el caso del backlash inapropiado, las amplitudes disminuirán al incrementar la carga del sistema.
Problema: Engranajes (Desalineación del engranaje)
La Desalineación de Engranajes casi siempre excita armónicos de la GMF (2X GMF u órdenes más altos), los cuales tiene bandas de la velocidad de giro. A veces, solo muestra una amplitud baja de 1X GMF, pero con niveles mucho más altos en 2X ó 3X GMF. Es importante fijar la F máxima lo suficientemente amplio para capturar datos hasta por lo menos 3 X GMF. Además, las bandas laterales alrededor de 2X GMF serán espaciadas de 2X RPM. Observe que las amplitudes de las bandas no son iguales a los lados izquierdo y derecho de la GMF y de sus armónicos debido a la desalineación del diente. Causa un patrón de desgaste disparejo.
Problema: Engranajes (Dientes rotos o trizados)
Un diente quebrado o agrietado genera una amplitud en 1X RPM de este engranaje únicamente en la forma de onda de tiempo, además de excitar una frecuencia natural del engranaje con bandas laterales de 1X RPM alrededor de la Fn. Se detecta mejor en la forma de onda en el tiempo por el pico pronunciado cada vez que el diente dañado haga contacto con los dientes del engranaje vecino. El tiempo entre los impactos (t) corresponde a 1/RPM del engranaje con problemas. ¡Las amplitudes de los impacto en la forma de onda alcanzan normalmente 10 hasta 20 veces la amplitud vista en la 1 X RPM en el espectro!
Problema: Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes)
Problema: Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes) La Frecuencia de Fase del Ensamblaje del Engranaje (GAPF por Gear Assembly Phase Freq.) puede resultar en crestas en Frecuencias fraccionales de GMF [del engranaje] (si N A > 1). Literalmente significa que un(os) diente(s) de engranaje (T G /N A) contacta a un(os) diente(s) del piñón (TP /N A) y generará patrones de desgaste a cada cuantos dientes (en relación con el número de dientes del engranaje concernado y el factor N A, donde N A en una combinación de dientes equivale al producto de los factores primos comunes al número de dientes en el engranaje y en el piñón (N A= Factor de Fase de Ensamblaje). GAPF (o armónicos) pueden aparecer desde el principio si existieron problemas de fabricación. Además, su aparición repentina en un espectro de monitoreo periódico puede indicar que pasaron partículas contaminantes por el endentado, resultando en un daño a los dientes de ambos engranajes.
Problema: Engranajes (Frecuencia de encuentro de dientes)
Problema: Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes) La Frecuencia de Encuentro de Dientes ( f HT por “Hunting Tooth”) ocurre por la presencia de defectos tanto en el engranaje arrastrador como en el piñón, que suena debido a los errores de manipulación durante el proceso de fabricación, o también del desgaste en el campo. Puede causar una alta vibración, pero como ocurre en frecuencias bajas predominantemente menores de 600 CPM, pasa desapercibida. Un juego de engranaje con este problema repetitivo del diente normalmente emite un sonido de “gruñido” . El defecto máximo ocurre cuando los dientes desformados (mal cortados u otro) del piñón y del engranaje se encuentran (en algunas transmisiones, esto puede ocurrir únicamente en 1 de cada 10 hasta 20 revoluciones, según la formula f HT). Observe que TENGRANAJE y T PIÑÓN se refieren al numero de dientes del engranaje y del piñón respectivamente. N A es el Factor de Fase de Ensamblaje definido anteriormente. Con frecuencia modulará los picos de GMF y RPM del Engranaje.
Problema: Motores de inducción AC (Excentricidad del estator, laminaciones y componentes sueltos)
Los problemas del estator generan una alta vibración de 2X la frecuencia de alimentación o línea eléctrica (2X F L ). La excentricidad del estator produce una irregularidad estacionaria del entrehierro entre el rotor y el estator, produciendo una vibración muy direccional. La imperfección diferencial del entrehierro no debe pasarse del 5% para motores de inducción y del 10% para motores sincrónicos. Las patas cojas y las bases torcidas pueden resultar en un estator excéntrico. El estator suelto a su carcasa se debe a una holgura o debilidad en el soporte del estator. Las laminaciones del estator con cortocircuito pueden causar un calentamiento irregular, el cual puede distorsionar al estator en si. Esto produce una vibración inducida por defectos térmicos que puede incrementarse significativamente con el tiempo de operación, causando una distorsión en el estator y problemas en el entrehierro.
Problema: Motores de inducción AC (Rotor excéntrico – Intervalo de aire variable)
El rotor excéntrico produce un entrehierro variable entre el rotor y el estator, lo que produce una vibración pulsante (normalmente entre 2X F L y el armónico de velocidad de giro más cercano). Se requiere un espectro de “zoom” (alta resolución) para separar 2X F L y la armónica de velocidad de giro. Los rotores excéntricos generan 2X F L, rodeados por bandas laterales de la frecuencia de Paso de Polos (FP), así como por bandas laterales de F P que se encuentran alrededor de la velocidad de giro. F P Aparece por si misma a una frecuencia baja (Frecuencia de Paso de Polo = Frecuencia de deslizamiento X # de polos). Los valores comunes de FP oscilan entre 20 y 120 CPM (0.3 – 0.2Hz). Una pata coja o un deslizamiento provoca a menudo un entrehierro variable debido a unas flexiones mecánicas (de hecho es un problema mecánico, no eléctrico).
Problema: Motores de inducción AC (Problemas de rotores)
Problema: Motores de inducción AC (Problemas de rotores)
Las barras del rotor rotas o agrietadas, anillos de cortocircuito rotos o agrietados, uniones de mal estado entre las barras del rotor, uniones en mal estado entre las barras del rotor y los anillos de cortocircuito o laminaciones del rotor en corto circuito, producen una alta vibración en 1X RPM con bandas laterales de frecuencia del paso de polos (F P). Además, estos problemas a menudo generan que las bandas laterales F P estén alrededor del segundo, tercero, cuarto y quinto armónico de la RPM. Las barras abiertas o sueltas del rotor se indican mediante barras laterales del doble de la frecuencia en línea (2X F L) que rodean la frecuencia de paso de barras del rotor (RBPF) y/o sus armónicas (2X RBPF y 3X RBPF), donde RBPF = número de barras X RPM. A menudo causará niveles altos de 2X RBPF, con sólo una pequeña amplitud de 1X RBPF. La producción de chispas eléctricamente inducidas entre las barrar sueltas del rotor y los anillos de sujeción mostrarán niveles altos en 2X RBPF (con bandas laterales de 2 F L), pero sin incremento o con un incremento muy pequeño en las amplitudes de 1X RBPF.
Problema: Motores de inducción AC (Problemas de fase: Conector suelto )
Los problemas de fase de alimentación eléctrica debido a un conector suelto o roto pueden causar una vibración excesiva al doble de una frecuencia en línea (2X F L), la cual presentará bandas laterales alrededor de ésta con un espacio de 1/3 de la frecuencia en línea ( 1/3 F L). Los niveles de 2X F L pueden exceder 1.0 pulg. /seg. Si no se corrigen (o sea 18 mm/seg RMS). Este es un problema en particular si el conector defectuoso sólo hace un contacto esporádico. Los conectores sueltos o partidos se deben reparar para prevenir un daño catastrófico.
Problema: Motor Sincrónico (Bobinas de estator sueltas )
Las bobinas sueltas del estator en motores sincrónicos generan una vibración bastante alta en la Frecuencia de Paso de Bobina (CPF) que equivale al número de bobinas del estator X RPM (# de bobinas del estator = # de polos X # Bobinas/Polos). La frecuencia de paso de la bobina estará rodeada por las bandas laterales espaciadas de 1X RPM. Los problemas en los motores sincrónicos también pueden indicarse por picos de amplitud alta de 60 000 a 90 000 CPM aprox. (1kHz – 1.5 Khz.), acompañadas por bandas laterales de 2X FL. Utilice un espectro con Fmax mayor a 90 000 CPM en cada caja apoyo del motor.
Problema: Motor CD (Espectro normal )
Varios problemas en motores CD y sus controles pueden detectarse por análisis de vibración. Los motores CD rectificados de onda completa (6 SCR) producen una señal de 6X la frecuencia de línea (6X F L = 360 Hz = 21 600 CPM; ó 300 Hz = 18 000 CPM); en tanto que los motores CD rectificados de onda media (3 SCR) entregan una excitación de 3X la frecuencia en línea (3X F L = 180Hz = 10 800 CPM; ó 150Hz = 9 000 CPM). La frecuencia de disparo del SCR normalmente se presenta en el espectro de los motores CD, pero en una amplitud baja. Note la ausencia de otros picos en los múltiples de F L.
Problema: Motor CD (Embobinado de la armadura partido; problemas de puesta a la tierra o sistema de sintonización defectuoso)
Cuando los espectros del motor CD están dominados por amplitudes altas en las frecuencias SCR o 2X SCR, esto por lo general indica que los embobinados del motor están rotos o que hay un defecto en el sistema de sintonización del control eléctrico. La sintonización eléctrica en si puede reducir significativamente la vibración de SCR y 2X SCR, en caso de que predominen los problemas de control. “Amplitud alta” en
este contexto significa arriba de .10pulg/seg por el pico en 1X SCR y cerca de .04pulg/seg en la frecuencia de actividad 2X SCR (apr. 2mm/seg RMS y .07mm/seg RMS respectivamente).
Problema: Motor CD (Tablilla de disparo defectuosa y/o fusibles fundidos)
Cuando una tarjeta de disparo falla se esta perdiendo 1/3 de energía y puede causar cambios y repetidos de RPM en el motor. Esto puede provocar amplitudes altas en las frecuencias sub – armónicas de SCR en 1/3X y 2/3X (Frecuencia SCR 1/3X = 1X F L para rectificados de onda media, y = 2X F L para SCR rectificados de onda completa). Precaución: se debe conocer las configuraciones del SCR / tarjetas antes de analizar el motor (# SCR, # de tarjetas de disparo, etc.)
Problema: Motor CD (SCR defectuoso; tablilla de control con cortocircuito, conexiones sueltas y/o fusibles fundidos)
Los SCR defectuosos, las tablillas de control con cortocircuito y/o las conexiones sueltas, pueden general picos de amplitud notable en diversas combinaciones de frecuencia de línea (FL) y en la frecuencia de disparo SCR, normalmente un SCR defectuoso puede causar niveles altos de FL y/o en 5 F L en motores con 6 SCR. Lo que hay que señalar es que ni F L , 2 FL, 4 FL así como tampoco 5 F L deben presentarse en los espectros de los motores CD.
Problema: Motor CD (Tarjeta comparadora defectuosa)
Las tarjetas comparadoras defectuosas causan problemas con fluctuaciones en la RPM. Hay un colapso o una generación constante del campo magnético el espaciamiento de las bandas laterales se aproxima a la fluctuación en RPM (o sea RPM máx., RPM min.) y requiere una muy buena resolución en el espectro para que las bandas se vean. Dichas bandas laterales también pueden ser las consecuencias de la generación y regeneración del campo magnético.
Problema: Motor CD (Paso de la corriente eléctrica a través de los rodamientos de los motores CD)
El “fluting” (de flauta por las huellas que deja en la pista) eléctricamente inducido se detecta por la familia de bandas laterales separadas de la frecuencia de defecto de la pista externa (BPFO), aunque esté presente tanto en la pista interna como en la externa. Por lo regular se presenta en un rango centrado de aproximadamente 10 000 a 15 000 CPM (1.7 – 2.5kHz). Para detectar el “fluting”, se recomienda un espectro de 180K CPM con 1 600 líneas de resolución medido en ambos rodamientos del motor.
Problema: Fajas y poleas (Fajas desgstadas, flojas o de series diferentes) S S A O U S C A C I N J N E E A D F Ó U M C E R E D A R F
S A D A X S 1 L U P M I
R O S X L 1 U P M I
RADIAL EN LÍNEA CON LAS FAJAS FREC. DE LA BANDA =
3.142 XPOLEA( RPM ) XDIAMPASO LONGITUD DELABANDA
FREC. DE LA BANDA DENTADA = FREC. DE LA BANDA X # DE DIENTES DE LA BANDA = RPM DE LA POLEA X # DIENTES DE LA POLEA
Las frecuencias de las bandas se encuentran debajo de las RPM del motor o de la máquina arrastrada. Cuando están desgastadas, flojas o de serie de fabricación diferente, causan de 3 hasta 4 múltiples de frecuencia de banda. A menudo, la frecuencia del 2X de la banda es el pico dominante. Las amplitudes son usualmente inestables y algunas veces, emiten pulsaciones por cercanías con frecuencias de motor y del equipo conducido. En el caso de poleas dentadas, el desgaste o la desalineación de las poleas se manifiestan por medio de amplitudes altas en la frecuencia de la banda reguladora del tiempo. En sistemas de sprocket y cadenas, los problemas se ven en la Frecuencia de Paso de la Cadena que equivale al # de
Problema: Fajas y poleas (Desalineamiento de fajas o poleas)
AXIAL
O A R D O S X A L S 1 L U U P P M I M I
El desalineamiento de las poleas produce una alta vibración en 1X RPM, sobre todo en la dirección axial. La proporción de amplitudes entre motor y conducido depende de donde se toman las lecturas, así como de la masa y rigidez de las estructuras. A menudo, con el desalineamiento de las poleas, la vibración axial más alta en el motor estará en la RPM del abanico o viceversa (RPM motor en el abanico). Puede confirmarse midiendo la fase con el filtro ajustado en la RPM de la polea con mayor
Problema: Fajas y poleas (Poleas excéntricas) e
RADIAL
A C I M A R P E T R L N É X O P E 1 C x X E
Las poleas excéntricas causan una alta vibración en 1X RPM de la polea excéntrica. Normalmente la amplitud es más alta cuando está en línea con las bandas y se debe presentar tanto en los apoyos de equipo motor como en el conducido. En ocasiones es posible balancear las poleas excéntricas, al colocar arandelas en los pernos de seguridad. No obstante aunque se balanceen, la excentricidad provocará una vibración y tensiones de fatiga reversibles en la faja. La excentricidad de la polea se puede confirmar con un análisis de fase mostrando una
Problema: Fajas y poleas (Resonancia de la faja) 1X RPM RADIAL
RESONANCIA DE LA FAJA
La resonancia de la faja puede causar amplitudes altas si la frecuencia natural de la faja se acerca o coincide con la RPM de uno de los equipos (motor o conducido). La Frecuencia Natural de la faja se puede cambiar al alterar la tensión de la misma, la longitud de la faja o la sección transversal. La frecuencia natural se puede medir con el método de prueba de impacto con el equipo fuera de operación. Sin embargo, cuando se encuentra en operación, la Frecuencia Natural de la Banda tiende a ser ligeramente más alta en la parte más tensada y a ser más baja en la parte más holgada.
Problema: Vibración de pulsación
Problema: Vibración de pulsación
Una frecuencia de pulsación (“beat”) resulta del efecto de dos frecuencias cercanas, las cuales entran y salen de sincronización la una respecto a la otra. El espectro de poca resolución (banda ancha) normalmente muestra un pico pulsando en amplitud (hacia arriba y hacia abajo). Si se enfoca en este pico (espectro inferior) presenta en realidad dos picos distintos cercanos, la diferencia en frecuencia de estos 2 picos (F2 – F1) es la frecuencia de la pulsación, la cual aparece por si misma en el espectro. La frecuencia de pulsación no se puede apreciar en lecturas de monitoreo periódico, ya que es una frecuencia inherentemente baja que por lo regular se encuentra en el rango de 5 a 100 CPM aprox. (aproximadamente 0.09 – 1.6 Hz). La vibración máxima se presenta cuando la onda de tiempo de una frecuencia (F1) entra en fase con la onda de otra frecuencia (F 2). La vibración mínima de estas 2 frecuencias ocurre cuando las ondas de estas dos frecuencias se colocan a 180° fuera de fase.
