VIBRACIONES MECANICAS
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INTRODUCCION
Cada máquina rotativa presenta una vibración característica que la diferencia de forma única, y se conoce comúnmente como firma de vibración. Esta señal está totalmente condicionada por su diseño, fabricación, uso y desgaste de cada uno de sus componentes. Si el mecánico o ingeniero de mantenimiento al cargo de un equipo industrial invierte su tiempo y esfuerzo en conocer la naturaleza de la vibración que esta presenta, no tardara mucho tiempo en lograr un importante ahorro de costes de operación y mantenimiento. Al analizar y diagnosticar diagnosticar el el estado de una maquina, lo importante es determinar las medidas necesarias para corregir la condición de vibración - reducir el nivel de las fuerzas vibratorias no deseadas y no necesarias . De manera que, al estudiar los datos, los datos, el el interés interés principal deberá ser la identificación de las amplitudes predominantes de la vibración, la determinación de las causas, y la corrección del problema que ellas representan. En las últimas décadas, el estudio y análisis de las vibraciones mecánicas ha adquirido gran importancia en la supervisión de los sistemas mecánicos, sobre todo de elementos de tipo rotativo. Independientemente de los planes de mantenimiento correctivo y preventivo, el plan de mantenimiento predictivo se basa, principalmente, en el estudio de las vibraciones mediante la instalación de sensores que permiten detectar vibraciones fuera de rango. Hoy en día, la técnica de análisis espectral de vibraciones es la técnica más extendida en el dominio del mantenimiento predictivo para la detección de fallos en maquinas. Esto se debe al amplio rango de problemas detectables y a la claridad con la que se identifican. El siguiente material muestra material muestra los fundamentos, las diferentes causas de vibración y sus consecuencias, los cuales nos ayudaran enormemente para interpretar los datos que podamos obtener, determinado así el tipo de vibración que se presenta y buscar así la debida corrección de las mismas.
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INDICE
1. DEFINICIONES Y PARAMETROS: 1.1 Definición 1.2 Parámetros de la vibración 2. DIFERENCIA ENTRE VIBRACION Y OSCILACION: 3. TIPOS DE VIBRACION: 3.1 Vibraciones deterministicas y probabilísticas. 3.2 Vibraciones periódicas y aperiódicas. 3.3 Clasificación según el modelo matemático que las rige. 4. VIBRACION EN MAQUINARIA: 5. INSTRUMENTOS DE MEDICION PARA LA VIBRACION: 5.1 El transductor. 5.2 Medidas periódicas de espectros y valores globales. 6. VIBRACIONES EN MAQUINAS ROTATIVAS: 6.1 Tipos de desbalance. 6.2 Causas del desbalanceo en rotores. 7. BALANCEO DINAMICO: 7.1 Máquinas balanceadoras. 7.2 Métodos usados para el balanceo. 8. ALINEAMIENTO: 8.1 Alineamiento de poleas. 8.2 Alineamiento de ejes. 9. MANTENIMIENTO PREDICTIVO (ANALISIS VIBRACIONAL) 10. EJEMPLO APLICATIVO 11. REFERENCIAS
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VIBRACIONES MECANICAS
1. DEFINICION Y PARAMETROS: 1.1 DEFINICION: Una vibración mecánica puede describirse como el movimiento de un cuerpo sólido alrededor de una posición de equilibrio, sin que se produzca desplazamiento "neto" del mismo. La vibración es inherente en todo cuerpo rígido, por ejemplo si se analiza a cualquier maquina, evaluando el movimiento de las partes individuales las cuales rotan, oscilan o tienen movimiento reciprocante, se generan fuerzas sobre partes especificas que generan un desplazamiento del centro de masa de la parte oscilando, al volverse periódicamente reversible en sentido, se dice entonces que esta vibrando.
1.2 PARAMETROS DE LA VIBRACION: Las características principales que definen una vibración son la amplitud y frecuencia. De la amplitud de vibración puede referirse los parámetros de desplazamiento, velocidad y aceleración. Se definirá de manera concisa cada una de ellas, puesto que son temas tratados con anterioridad, y a su vez añadirán algunas consideraciones importantes.
Frecuencia de vibración: Es el tiempo (f=1/T) para completar un ciclo vibratorio. Para la determinación de un problema especifico, es indispensable conocer cuáles son las frecuencias de vibración (basándose en el hecho que los diferentes problemas que afectan a la maquinaria rotativa provocan frecuencias distintas). Los diferentes problemas que dan lugar a las fuerzas de vibración son generadas por el movimiento rotativo de los componentes de la maquinaria, siendo de tal manera que dichas fuerzas cambiaran tanto el sentido como la intensidad medida de las piezas que se encuentran sometidas a esfuerzos o desgaste. Conociendo las particularidades de los diferentes elementos de la maquina y la frecuencia de vibración, se puede identificar la causa del origen de la vibración.
Desplazamiento: Es la distancia ( X
X 0 sen( t ) )
total que describe la parte que
vibra desde un extremo a otro o también denominado “desplazamiento pico a pico” . El desplazamiento relaciona fuerzas elásticas o rigidez que ocasionan fallas por flexión, y enfatiza intervalos de frecuencias bajas (menores a 35hz). No obstante, no es recomendable utilizar las lecturas de amplitud de desplazamiento para conocer el estado general de una maquina, sin embargo este parámetro es muy utilizado en maquinas de alta velocidad con transductores de vibración tipo no contacto para protegerlos de los movimientos relativos de las flechas. 4
Para conocer la severidad de vibración de una maquina utilizando el parámetro de desplazamiento, se deberá tener cuidado con las siguientes condiciones:
Tipo de tabla de severidad referida al tipo de máquina y cementación. Tipo de tabla de severidad referida al transductor (contacto, no contacto). Las lecturas deberán ser filtradas. Frecuencia de amplitud de vibración a ser evaluada.
La velocidad: La velocidad ( v
dx
X 0 cos( t ) ) es la tasa de cambio de dt desplazamiento, y se encuentra desfasada 90° del desplazamiento.
Por lo general se selecciona la velocidad pico o máxima para fines de condiciones de severidad de las vibraciones. La velocidad nos relaciona poca fuerza, donde la principal causa de falla será por fatiga y adicionalmente proporciona un énfasis igual en todas las frecuencias de vibración. Por lo general se utiliza la medición de velocidad para evaluar el estado general de las maquinas, se dice entonces que el medir la velocidad vibratoria es tomar medición directa de la severidad de vibración. Existen diferentes normas de vibraciones. Por ejemplo: Vibration Severity Criteria, VDI 2056, ISO 2372 y BS 4675; las cuales consideran solo dos condiciones para su aplicación que son la potencia y el tipo de cimentación.
La aceleración: La aceleración ( a
2
dv
dt
d x
2
dt
2
X 0 sen( t ) ) es
la razón de cambio
de la velocidad, se encuentra desfasada 90° de la velocidad y 180° del desplazamiento. Nos relaciona fuerzas donde el equipo tenderá a fallar por flexión o pandeo. La aceleración se expresa normalmente en “g pico”, siendo una g la ac eleración de la fuerza gravitacional. Las mediciones de aceleración proporcionan indicadores excelentes de alta frecuencia pero una inadecuada respuesta a problemas de baja frecuencia. Para conocer la severidad de vibración de una maquina utilizando el parámetro de desplazamiento, se deberá tener cuidado con las siguientes condiciones:
Tipo de tabla de severidad referida al tipo de máquina y cimentación. Las lecturas deberán ser filtradas. Frecuencia de la amplitud de vibración a ser evaluada.
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RELACION ENTRE PARAMETROS: La amplitud de los parámetros de vibración varía dependiendo de la frecuencia de medición, la velocidad se incrementa de forma directamente proporcional con la frecuencia. La aceleración se incrementa con el cuadrado e la frecuencia. Conociendo cualquiera de los parámetros de amplitud de vibración (desplazamiento, velocidad y aceleración) y la frecuencia del punto específico seleccionado se pueden conocer los valores de los otros dos parámetros, según se muestra en las siguientes graficas.
Considerando una oscilación armónica se muestra las equivalencias entre los diferentes parámetros que pueden ser medidos. Es importante mencionar que cada uno de estos tiene aplicaciones diferentes.
Valor RMS = 0.7071 * Valor Pico Valor RMS = 1.1101 * Valor Promedio Valor Pico = 1.414 * Valor RMS Valor Pico = 1.5700 * Valor Pico Valor Promedio = 0.6370 * Valor Promedio Valor Promedio = 0.9000 * Valor RMS 6
2. DIFERENCIA ENTRE VIBRACION Y OSCILACION: Cabe destacar que aunque exista mucha similitud entre la vibración y la oscilación. Sin embargo, si analizamos las causas y consecuencias que estas producen, podemos encontrar diferencias muy importantes entre ellas. Podemos destacar las siguientes características representativas de cada una de ellas:
Las vibraciones:
Generan movimientos de menor amplitud (micras, milímetros, etc.) en torno al punto de equilibrio y como consecuencia también poseerá mayor frecuencia. Pueden ser linealizados con facilidad. Presentan un intercambio de energía cinética y energía potencial elástica. Al ser movimientos periódicos (o cuasi periódicos) de mayor frecuencia, suelen generar ondas sonoras lo cual constituye un proceso disipativo que consume energía Pueden ocasionar fatiga y desgaste de materiales.
Las oscilaciones:
Generan movimientos de mayor amplitud (cm, m, etc.) en torno al punto de equilibrio y como consecuencia también poseerá menor frecuencia. Por lo general no pueden ser linealizados. Presentan un intercambio entre las energías cinética y potencial gravitacional.
3. TIPOS DE VIBRACION: Las vibraciones se pueden clasificar tomando en cuenta dos aspectos: su función respecto al tiempo y su periodicidad. Asi tenemos:
3.1 VIBRACIONES DETERMINISTICAS Y PROBABILISTICAS (ESTOCASTICAS): Vibraciones deterministicas: Una vibración se denomina deterministica si es posible conocer la función
F (t ) ,
que describe la función.
En un curso introductorio de vibraciones mecánicas, las únicas vibraciones que se estudian son las deterministicas.
Vibraciones probabilísticas: son denominadas probabilísticas o estocásticas si lo único a lo que es posible aspirar es conocer una función de probabilidad de la amplitud del parámetro descrito por la función. Las vibraciones probabilísticas o estocásticas han encontrado un campo de aplicación importante en el estudio de las vibraciones producidas por la interacción de fluidos y sólidos, por ejemplo en las vibraciones de aviones supersónicos y cohetes.
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3.2 VIBRACIONES PERIODICAS Y APERIODICAS: Las vibraciones deterministicas se clasificas en vibraciones periódicas y aperiódicas.
Vibración periódica: Es aquella que se repite con todas sus características después de un intervalo de tiempo (periodo de vibración) y representado por T. Matemáticamente, la función que describe la vibración periódica debe satisfacer la condición: F (t T ) F (t ), t I d
Vibración aperiódica: Si la vibración o función no satisface la condición anterior, se denomina vibración aperiódica. En la práctica de ingenieria mecánica, la gran mayoría de vibraciones son aperiódicas, sin embargo, en un curso introductorio de vibraciones mecánicas se estudian a mayor profundidad las vibraciones periódicas. Las razones de esta aparente contradicción son:
Es estudio de las vibraciones periódicas es mucho más simple que las aperiódicas. Frecuentemente, las vibraciones aperiódicas están constituidas por una componente periódica y una componente aleatoria. De manera que los problemas que ocasionan las vibraciones aperiódicas pueden resolverse mediante el análisis de la componente periódica, eliminando de alguna manera, por ejemplo promediando, la componente aleatoria.
Se muestra las graficas de una vibración periódica y aperiódica:
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Asi mismo existen otras clasificaciones menos importantes como la clasificación según su frecuencia:
3.3 CLASIFICACION SEGÚN EL MODELO MATEMATICO QUE LAS RIGE: Una clasificación más formal desde el punto de vista matemático tomando en cuenta la naturaleza de las raíces de la ecuación diferencial que las rige, seria de la siguiente manera:
Sin amortiguamiento LIBRES Con amortiguamiento VIBRACIONES Sin amortiguamiento FORZADAS Con amortiguamiento 9
Las vibraciones son libres cuando no existen fuerzas o acciones exteriores directamente aplicadas al sistema a lo largo del tiempo. Las vibraciones son forzadas cuando existen acciones o excitaciones directamente aplicadas al sistema a lo largo del tiempo, además de las fuerzas o momentos internos. Tanto las vibraciones libres como las forzadas pueden subdividirse, dependiendo de la existencia o no de fuerzas resistentes que amortiguan el movimiento vibratorio, en:
Sin amortiguamiento. No existe resistencia pasiva al movimiento del sistema. Con amortiguamiento. Existen resistencias pasivas al movimiento del sistema, es decir, fuerzas o momentos disipativos que amortiguan el movimiento vibracional.
3.3.1 Vibraciones libres: a) Vibraciones libres sin amortiguamiento: La ecuación diferencial del movimiento es mx kx 0 , su ecuación característica es mr
2
k 0 ,
siendo sus raíces imaginarias conjugadas r
La solución general es de la forma
x asen(nt )
k
m
, donde
a
i.
(amplitud) y
(fase
inicial) son constantes que se pueden determinar, en cada caso particular, con las condiciones iniciales. La frecuencia natural de la vibración y el periodo son: n
k
m
y T 2
m k
.
En este tipo de vibraciones se cumple el principio de la conservación de la energía mecánica, es decir, la suma de la energía cinética y el potencial elástico es constante e igual a la energía total comunicada inicialmente al sistema, por lo que se verifica la ecuación: m 2
2
x
k 2
2
x Cte
1
ka
2
2
b) Vibraciones libres con amortiguamiento: En todos los movimientos oscilantes reales, se disipa energía mecánica debido a algún tipo de fricción o rozamiento, de forma que dejado libremente a sí mismo, un muelle o péndulo finalmente deja de oscilar. Este movimiento se denomina amortiguado y se caracteriza porque tanto la amplitud como la energía mecánica disminuyen con el tiempo.
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La ecuación diferencial que describe el movimiento es mx cx kx 0 , la ecuación característica es mr
2
cr k
0
2
c k , cuyas raíces son r 2m 2 m m c
.
Se presentan tres casos posibles dependiendo de la discriminante: 2
-
c Amortiguamiento supercrítico: 2m
k m
c2
km
Las raíces r1 y r2 son reales y distintas. La solución de esta ecuación, amortiguada pero no armónica, es de la forma
x
C1e
r 1t
C
2
e
r
2
t
, donde C 1 y C 2 son las
constantes de integración. El sistema no oscila, simplemente vuelve a la posición de equilibrio, cuanto mayor es el amortiguamiento, más tiempo tarda el sistema en alcanzar la posición de equilibrio. 2
-
c Amortiguamiento crítico: m 2
k m
c2
km
ccr
La raíz de la ecuación característica es doble e igual a amortiguada pero no armónica, es de la forma x e
c r
cr
2m
. La solución,
ccr
2m
(C1 C2t ) .
El sistema vuelve a la posición de equilibrio en el tiempo más breve posible sin oscilación. El amortiguamiento crítico tiene una importancia especial porque separa los movimientos aperiódicos (no oscilatorios) de los oscilatorios amortiguados. Es decir, el valor crítico es la menor cantidad de amortiguamiento para que el sistema no oscile. En muchas aplicaciones prácticas se utiliza un amortiguamiento crítico, o próximo al crítico, para evitar vibraciones y conseguir que el sistema alcance el equilibrio rápidamente. 2
-
c Amortiguamiento subcrítico: 2m
k m
c2
Cuyas raíces imaginarias y conjugadas son r
c 2m
km
2
c c ni i 2m m 2m k
2
c y la frecuencia de la vibración amortiguada es n . La solución es de la m 2m k
c
forma
x ae
t
2m
sen(nt ) .
Esta solución es aproximadamente armónica, es decir,
existe una cierta periodicidad en el movimiento con intervalos temporales medidos por 11
el pseudoperiodo T , que se puede expresar en función del periodo correspondiente a la vibración no amortiguada a través de la relación: T
2
T
c 1 c
n
T
2
cr
Elevando al cuadrado la expresión de la frecuencia de la vibración amortiguada, se tiene
2
n
k m
c
2
4m
2
2
2
c n c c 1 n 1 1 . Relación que 4km m ccr n ccr 2
k
2
2
2
2
permite la determinación del coeficiente de amortiguamiento para unas frecuencias dadas a priori o medidas experimentalmente. Denominando factor de amortiguación f 2
c
ccr
y factor de frecuencias
n
se
n
2
obtiene la ecuación de una elipse f 1 . En las vibraciones amortiguadas, por ser un movimiento aperiódico no se cumple el principio de conservación de la energía mecánica, pero si el de la energía total, de forma que la suma de la energía cinética, el potencial elástico y la energía disipada en forma de calor, debido a la existencia de amortiguamiento, se mantiene constante. m 2
x
2
k 2
x
2
t
c x dt Cte 2
0
Los dos primeros términos disminuyen con el tiempo y la energía disipada tiende a alcanzar el valor máximo, es decir, existe transformación de energía mecánica en calorífica. Se muestra a continuación una comparación grafica entre los 3 tipos de vibraciones con amortiguamiento:
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3.3.2 Vibraciones forzadas: a) Vibraciones forzadas sin amortiguamiento: Para mantener un sistema oscilando es necesario suministrar energía al sistema, cuando esto se lleva a cabo se dice que la vibración es forzada. Si se introduce energía en el sistema a un ritmo mayor del que se disipa, la energía aumenta con el tiempo, lo que se manifiesta por un aumento de la amplitud del movimiento. Si la energía se proporciona al mismo ritmo que se disipa, la amplitud permanece constante con el tiempo. La ecuación diferencial del movimiento, teniendo en cuenta que la fuerza es de tipo periódico, es mx kx F F0 cos( t ) , donde F 0 es la amplitud y
la frecuencia de
la fuerza excitadora. La solución general de la ecuación diferencial se obtiene añadiendo a la solución general de la homogénea una solución particular de la completa x xh ecuación característica es mr conjugadas r
k m
i
2
k 0 ,
x p . La
las raíces de esta ecuación son imaginarias y
y la solución general de la homogénea es xh
La solución particular de la completa es x p
asen(nt )
.
A cos( t ) . Asi, la solución general tiene
por expresión: F 0 x
a cos(nt
)
k 2
1
cos( t )
n2
En todo sistema no amortiguado y forzado armónicamente, el movimiento resultante se compone de la suma de dos armónicos, uno de frecuencia natural
n
y otro de
frecuencia de la fuerza exterior . La amplitud del primero depende de las condiciones iniciales y se anula para unos valores particulares, la amplitud del segundo depende de la proximidad de ambas frecuencias a través de la expresión denominada factor de resonancia:
p
1
2
1
2 n
A xest
Batimiento: Fenómeno producido cuando la frecuencia natural del sistema toma n
un valor muy próximo a la frecuencia de la fuerza exterior
particular en que n . Para perturbación inicial nula x0
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, es decir, en el caso
x0
0 se obtiene:
x
F 0 n k
sen(
2
t )sen( nt )
Se trata de un movimiento armónico de frecuencia
n
y de amplitud también
armónica, ésta crece hasta un máximo y disminuye hasta que se anula, repitiendo este ciclo de forma periódica.
Resonancia: Una característica muy significativa del movimiento oscilatorio tiene lugar cuando la fuerza excitadora de las vibraciones tiene unas frecuencias particulares, para cada sistema dado, produciéndose cambios de configuración de los sistemas mecánicos que alcanzan amplitudes notables, y generalmente, ocasionan un fallo estructural del material sometido a esfuerzos de rotura: efectos resonantes. Este riesgo se produce incluso con fuerzas excitadoras muy pequeñas ya que depende de las características del material sometido a vibración. Cuando la frecuencia de la fuerza exterior es igual a la frecuencia natural del sistema
n
, es decir, cuando 0 , se produce la resonancia, la ecuación que rige F 0 n
t .sen( nt ) . Expresión que corresponde a un movimiento 2k armónico de frecuencia ω n y cuya amplitud tiende a infinito cuando t .
dicho fenómeno es x
b) Vibraciones forzadas con amortiguamiento: La ecuación diferencial del movimiento, teniendo en cuenta que la fuerza es de tipo periódico
F
F0 sen( t ) ,
es de la forma mx cx kx F .
La ecuación característica correspondiente a la ecuación diferencial homogénea es mr
2
cr k
0.
Se supone amortiguamiento inferior al crítico para que resulte una vibración, la solución general se obtiene añadiendo a la solución de la ecuación diferencial de la homogénea una solución particular de la completa x xh resultando x ae
c
2m
xp ,
t
sen(n t ) Asen(t ) .
Esta solución consta de dos partes, una solución transitoria, en la que el primer término xh , al cabo de un tiempo generalmente breve, se reduce a un valor despreciable, y la solución estacionaria
, amplitud
A constante
x p ,
en la que el sistema oscila con frecuencia
y desfase cuyas expresiones son: F 0
tg
c
k
m 2
2
,
A
m n
2 c 1 2 2 c . n cr n 2
14
2
OBSERVACION: TRANSMISIÓN DE VIBRACIONES Cuando un sistema vibra según la ecuación mx cx kx F , la fuerza transmitida, pasada el primer periodo transitorio es f
F mx kx cx , se trata de una fuerza
armónica de frecuencia igual a la frecuencia de la fuerza aplicada desfase 1 , siendo f
f 0sen(t
f 0 A k c 2
2
, de amplitud f 0 y
1 ) . Donde:
2
F0 k 2 c 2 2
2
2 c k 1 2 2 . c n cr n
2
Se denomina coeficiente de transmisibilidad a la relación entre las amplitudes máximas de la fuerza aplicada y transmitida, cuya expresión en forma adimensional es
c 1 2 c
cr
.
n
2
2
2 c 1 2 2 c n
cr
.
n
2
Donde el denominador de la última expresión es también llamado factor de amplificación FA. Es conveniente que el coeficiente de transmisibilidad sea bajo, preferiblemente menor que la unidad, por lo que
1
2 . A
continuación se
n
representa el factor de amplificación FA en función de la razón de frecuencias para diversos valores del factor de amortiguamiento.
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4. VIBRACION EN MAQUINARIA: Los movimientos vibratorios en máquinas se presentan cuando sobre las piezas elásticas actúan fuerzas variables. Generalmente, estos movimientos son indeseables, aún cuando en algunos casos (por ejemplo en transportadores vibratorios) se diseñan deliberadamente en la máquina. Hay que tener en cuenta que todas las máquinas vibran, debido a las tolerancias inherentes a cada uno de sus elementos constructivos. Estas tolerancias proporcionan a una máquina nueva una vibración característica básica mediante la cual comparar futuras vibraciones para su correcta evaluación. Máquinas similares, funcionando en buenas condiciones, tendrán similares características de vibraciones. Un cambio en la vibración básica de una máquina, funcionando en condiciones normales, será indicativo de que algún defecto incipiente se está dando en alguno de sus elementos. Diferentes tipos de fallos dan lugar a diferentes tipos de cambio de vibración característica de la máquina. Los tipos de fallos más comunes que causan las vibraciones son:
Desequilibrio. Desalineación. Excentricidad. Solturas mecánicas. Eje doblado. Engranajes. Problemas eléctricos. Rodamientos. Desgaste mecánico.
4.1 DESEQUILIBRIO: Es probablemente el fallo más común en un equipo mecánico. No obstante, es incorrecta la suposición de que debe existir un desequilibrio mecánico real para crear una condición de desequilibrio en la máquina. La inestabilidad aerodinámica o hidráulica también puede crear un desequilibrio masivo. De hecho, todas las formas de fallos generarán alguna forma de desequilibrio. El desequilibrio podrá tomar muchas formas en la señal de vibración, pero casi siempre la componente de la velocidad de giro será excitada y de amplitud dominante. Como se puede ver en el siguiente gráfico hay un pico en una frecuencia que coincide con la velocidad de giro.
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Para conocer la cantidad de desequilibrio hay que encontrar la amplitud de la vibración en la frecuencia igual a 1 x rpm. La amplitud es proporcional a la cantidad de desequilibrio. Normalmente, la amplitud de vibración es mayor en sentido radial (horizontal y vertical) en las máquinas con ejes horizontales, aunque la forma de la gráfica sea igual en los tres sentidos. Para analizar datos de vibraciones son tan importantes la experiencia y el conocimiento de la máquina como los datos tomados en ella.
4.2 DESALINEACION: Es un problema muy común debido a la dificultad que supone alinear dos ejes y sus rodamientos de forma que no se originen fuerzas que produzcan vibraciones. La forma de vibración de un eje torcido es similar a la de una mala alineación angular. Para reconocer una vibración debida a una desalineación en la gráfica se deben ver picos a frecuencias iguales a la velocidad de giro del eje, de dos o tres veces esta velocidad en situaciones donde este problema sea grave. Este fallo puede presentar alta vibración en sentido axial además de radial. Así siempre que exista una alta vibración en axial y radial, y si la axial es mayor que la mitad de la radial puede existir un problema de desalineación o ejes torcidos. Existen tres tipos básicos de desalineación: paralela, angular y una combinación de ambos
Desalineación paralela: Se presenta entre dos ejes paralelos entre sí, pero que no están en el mismo plano. Este tipo de desalineación generará una vibración radial y duplicará el segundo modo de forma. En otras palabras, generará una vibración radial dos veces (x2) la velocidad de giro real del eje.
Desalineación angular: Se produce cuando los ejes no están paralelos entre sí. Este tipo de desalineación generará vibraciones axiales. Como esta forma de desalineación puede duplicar cualquiera de los modos de forma, el resultado de la frecuencia de vibración puede llegar a ser dos (x2) o tres veces (x3) la velocidad de rotación.
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Desalineación paralelo-angular: Surge de la combinación de las dos anteriores. A continuación se muestra un ejemplo del espectro de este problema, en donde la forma de la gráfica será similar en las tres direcciones, variando únicamente la amplitud. Igual que en todos los casos, la amplitud es proporcional a la gravedad del defecto, aquí de desalineación.
4.3 EXCENTRICIDAD: Se produce cuando el centro de rotación esta desplazado del centro geométrico en una polea, piñón, rodamiento o rotor. Los síntomas son muy similares al de desequilibrio. En máquinas de transmisión por bandas, existirá vibración en ambos componentes, sin embargo, por la diferencia de velocidades, dichos picos estarán a diferentes frecuencias.
4.4 SOLTURAS MECANICAS: La holgura puede crear una gran variedad de modelos de señales de vibración. El más frecuente, originado con un componente de frecuencia primaria al 50 por ciento de la velocidad de rotación (x0.5) generará múltiples armónicos de este componente primario. En otras palabras, habrá frecuencias componentes a 50, 150, 250 por ciento, etc. En otros casos, será excitado el componente de velocidad real o fundamental (x1). En casi todos los casos, habrá múltiples armónicos con casi idénticas amplitudes. Las figuras muestran algunas configuraciones típicas que dan lugar a este tipo de problema en las máquinas; así como algunas de las soluciones que suelen adoptarse para minimizar su influencia y su diagrama para los distintos casos (soltura o debilitamiento de las patas, aflojamiento o soltura de los tornillos de sujeción y contacto inapropiado entre los componentes de un rotor respectivamente) 18
4.5 EJE DOBLADO: La condición de eje doblado o flexionado generara vibración dominante en sentido axial y un componente por la torsión del eje, estos en relación de 1 a 2 respectivamente, según se muestra en la gráfica.
4.6 ENGRANAJES:
Este defecto se puede observar al encontrar picos a frecuencias que coinciden con múltiplos enteros de la velocidad de giro del engranaje que falla, además existirá vibración de amplitud menor de forma simétrica a la frecuencia del engranaje. En la figura se pueden observar picos de valor importante a frecuencias que son múltiplos 19
de la velocidad de giro de un piñón, de forma simétrica a estos picos existen otros de valor muy pequeño y separados una distancia igual a la velocidad de giro. Los problemas de engrane que dan esta vibración son: desgaste excesivo de los dientes, inexactitud de los dientes, fallos de lubricación, elementos extraños entre dientes. Las vibraciones causadas por defectos de engranajes pueden ser detectadas en varios puntos de las máquinas. Esta es una característica que diferencia una gráfica causada por un engranaje con poca carga y la vibración producida por un rodamiento, ya que el diagrama de amplitud frente a frecuencia puede dar lugar a confusión cuando la carga del piñón es baja.
4.7 PROBELMAS ELECTRICOS: La vibración es creada por fuerzas desiguales que pueden ser causadas por la forma interna de elemento. Es complicado reconocer gráficamente este problema, ya que no tiene características que indiquen de forma sencilla que esta es la causa de vibración. El espectro puede llevar a errores por ser similar a la del desequilibrio, solo que aquí al desconectar la corriente el problema desaparecerá. Se detectarán picos mayores a distancias iguales a cuatro veces la velocidad de giro si los polos son cuatro, distinguiendo la vibración separada una frecuencia coincidente con la velocidad de giro. En la figura se ve el espectro que da este tipo de problema.
Si estos defectos son superiores a los niveles tolerables, se deben cambiar los rodamientos con la mayor celeridad posible, ya que este defecto mecánico puede derivar en un problema más grave, tanto de carácter mecánico como eléctrico. En los motores acoplados a otros equipos, como bombas o generadores, es importante saber diferenciar las vibraciones creadas en el motor, por fallo en los 20
rodamientos del mismo, o las producidas por un mal acoplamiento entre equipos que transmiten las vibraciones a todo el bloque.
4.8 RODAMIENTOS: Esta es una condición que se considera como una forma de desalineamiento, genera vibración considerable en sentido axial mostrando picos elevados a 1x, 2x y 3x. Debido a la alta vibración axial, también podrá confundirse con un problema e desalineamiento o con desbalance de una maquina en cantiléver. La presencia de armónicas de 2x y 3x indicara la presencia de un rodamiento torcido.
Es relativamente fácil reconocer este fallo a ver la gráfica de amplitud-frecuencia, ya que se caracteriza por tener muchos picos juntos a altas frecuencias y de amplitud variable que dependerá de la gravedad del problema. La frecuencia a la que se produce la máxima amplitud puede dar una idea del elemento defectuoso del rodamiento. Los defectos en elementos rodantes, pistas de rodamiento o jaula de retención generan fuerzas que se transmiten al alojamiento y estructura que les rodea.
Tanto el fallo de engranaje como el de un rodamiento, llevan consigo también la aparición de ruido.
4.9 DESGASTE MECANICO: Muchas máquinas son susceptibles a la presencia de rozamientos. Este fallo puede ser debido al roce del eje contra el metal antifricción de un casquillo de cojinete, los rodillos o un elemento rodante rozando contra las pistas, o alguna parte del rotor rozando contra la carcasa. En cada caso, la señal de vibración se desplazará a un pico de baja amplitud, normalmente entre 1 y 10 Hz. Este pico extremo de baja frecuencia estará acompañado por un pico menor fijado entre el 25 y el 40 por ciento de la velocidad de rotación del eje. Cuando se presenta el defecto, es casi seguro el fallo de la máquina. Hay que advertir que muchos sistemas de monitorización no puede detectar este defecto ya que no captan correctamente frecuencias tan bajas.
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5. INSTRUMENTOS DE MEDICION PARA LA VIBRACION: Las máquinas por lo general fallan debido a malas técnicas de mantenimiento, mala mesa de diseño, mala instalación, ensamble o construcción. Por ello es muy importante la medición (de un patrón de la vibración) en la detección del problema que produce la vibración no deseada en la máquina. Si se mide la vibración:
Se busca patrones. Se busca variaciones. Se detectan problemas con suficiente tiempo y se actúa adecuadamente. Se mide en desbalance, daños en rodamientos y su severidad. Podrían reducirse los costos de mantenimiento. Podrían mejorar los tiempos de producción.
5.1 EL TRANSDUCTOR Es el elemento que transforma la vibración mecánica en una señal eléctrica analógica para ser procesada, medida y analizada. Según su principio constructivo, hay transductores de vibración de desplazamiento, velocidad y aceleración. Todos los transductores deben ser precisos a la hora de tomar lecturas ya que en muchos defectos mecánicos, la relación entre sus frecuencias y la frecuencia del eje de giro que se toma como referencia, proporciona al analista la información precisa para determinar la naturaleza del defecto mecánico que genera la vibración.
5.1.1 TRANSDUCTOR DE DESPLAZAMIENTO O SONDA DE PROXIMIDAD: Las medidas de desplazamiento son especialmente adecuadas en vibración a baja frecuencia, o cuando el analista necesita conocer el movimiento completo de un eje determinado.
Ventajas:
Mide el movimiento relativo entre su punta y el eje de giro. Su empleo es de especial utilidad en maquinaria rígida donde se transmite muy poca vibración a la carcasa de la maquina. Esta situación se da si la masa de la carcasa es del mismo orden de magnitud que la del eje. Mide tanto la componente continua como alterna de una señal vibratoria. La tensión continua permite localizar físicamente el eje en el cojinete objeto de estudio. La tensión alterna suministra información de la forma de onda y del espectro de vibración, lo que permite diagnosticar y observar la evolución de defectos mecánicos. 22
Desventajas:
Estos transductores deben instalarse permanentemente. Eso es siempre costoso e incluso imposible en algunos casos. El rango de frecuencias está limitado en cierto modo respecto a otros modernos transductores típicamente lineales entre 0-1000Hz. Se requiere un acondicionador de señal. Los transductores de desplazamiento se ven afectados por errores de lectura eléctricos y mecánicos. Incluso pequeñas grietas en el eje pueden hacer que el transductor las interprete como una gran cavidad de vibración.
5.1.2 TRANSDUCTOR SISMICO DE VELOCIDAD O SONDA DE VELOCIDAD: Las lecturas de velocidad son generalmente las de mayor campo de aplicación, ya que la velocidad es directamente proporcional al esfuerzo y al desgaste de un sistema mecánico. Pueden ser tomadas con un sensor sísmico de velocidad, si bien se suele emplear con más continuidad acelerómetros por su mejor respuesta en frecuencia y menor coste. La señal del acelerómetro es procesada para ser convertida a unidades de velocidad.
Ventajas:
Mide directamente la velocidad, que es proporcional a la severidad de la vibración. No se necesita fuente externa de alimentación, lo que permite enviar la señal eléctrica a lo largo de grandes distancias por cable, haciéndolo ideal para aplicaciones donde queden lejanos e instalados permanentemente. Sólo requiere una simple diferenciación o integración para convertir la señal a otras unidades de amplitud. Esto repercute en una mejor calidad del postprocesado de datos. Tienen una relación de señal muy buena respecto al ruido eléctrico de su rango de frecuencia de uso.
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Desventajas:
Las dimensiones del transductor son relativamente grandes, necesitando grandes bases magnéticas para su sujeción. En consecuencia, el rango de frecuencias es, en cierto modo, restrictivo: 10-1.000 Hz. La salida del transductor depende de la temperatura. A elevadas temperaturas, la salida se reduce al debilitarse el campo magnético. Sin embargo, se han desarrollado transductores específicos para altas temperaturas. La orientación de la medida, vertical u horizontal del transductor puede alterar la señal de salida del orden de un 5-10%. La calibración puede perderse por el desgaste y la temperatura.
5.1.3 TRANSDUCTOR PIEZOELECTRONICO O ACELEROMETRO: Las lecturas de aceleración son las mejores para analizar fenómenos a altas frecuencias. La aceleración es el parámetro que ofrece la mejor medida de la fuerza asociada a una fuente particular de vibración. Su señal de salida se puede integrar fácilmente una o dos veces para mostrar velocidad o desplazamiento. La integración no es adecuada para señales con una frecuencia muy baja (por debajo de 1 Hz), ya que en esta área el nivel de ruido se va incrementando y la precisión del procedimiento de integración disminuye.
Ventajas:
La mayoría de los sensores tiene un amplio rango de frecuencia, normalmente entre 2 Hz y 15.000 Hz. Hay que observar que la respuesta en frecuencia depende del tipo de montaje del sensor en la máquina. Estos transductores son muy compactos, sin partes móviles, ligeros y de tamaño reducido, necesitando pequeñas bases magnéticas. El transductor del tipo ICP (Integrated Circuit Piezoelectric) tiene un acondicionador de señal interno. Aunque ICP es una marca registrada de PCB Piezotronics Inc., se ha convertido en un término genérico para referirse a un acelerómetro con amplificador integrado. También se les suele denominar con más precisión acelerómetros en modo voltaje. Se montan fácilmente con adhesivos o atornillados. También se puede disponer de bases magnéticas para montajes temporales o aplicaciones especiales.
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Desventajas:
Cuando se usa en modo "hand-held" o "stinger" para medir altas frecuencias, la respuesta de señal es muy pobre por encima de 1.200 Hz. Los acelerómetros necesitan una fuente de alimentación externa. La salida de amplitud viene dada en unidades de aceleración. Esta salida debe ser integrada para obtener la representación espectral o el valor global de amplitud de velocidad.
5.2 MEDIDAS PERIODICAS DE ESPECTROS Y VALORES GLOBALES: Las medidas periódicas (también llamadas en ruta) se realizan con equipos portátiles, estos equipos atendiendo a su capacidad de análisis se pueden clasifica como:
5.2.1 Vibrometros de valor global: Analógicos y Digitales Los Vibrometros son instrumentos que reciben la seña eléctrica de un transductor y la procesan (filtrado, integración) para obtener el valor del nivel global de vibración. La mayoría de ellos están diseñados para tomar medidas según determinadas normativas de severidad de vibración. Por ejemplo, según la norma ISO 2372 se debe medir el valor de vibración en velocidad RMS, en un rango de frecuencia entre 10 y 1000Hz.
5.2.2 Analizadores de frecuencia: Su principal virtud es la gran capacidad de diagnostico de problemas asociados a frecuencias características de problemas mecánicos en elementos rotativos. Esos analizadores pueden ser analógicos de banda ajustable o digitales con microprocesador integrado FFT. Los primeros son antiguos, pesados, lentos e incómodos de manejar. Los segundos obtienen el espectro en tiempo real y disponen de multitud de funcionen que ayuda al análisis. A continuación se verán algunos ejemplos de vibrometros, asi como sus características y aplicaciones respectivas.
Vibrometro PCE-VT 1100: Es un equipo de mano para valorar la vibración individual producida por maquinas e instalaciones. Puede determinar el estado actual de forma fácil e inmediata. Sirve principalmente para realizar un mantenimiento preventivo de maquinas de producción. Es capaz de medir oscilaciones y comprobar el estado de los cojinetes y lo engranajes de las maquina con rapidez. Con este vibrometro también se podrá evaluar el estado de pequeños motores eléctricos. Sus características son:
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Mide la velocidad de vibración. Mantiene valor después de cada medición. Manejable y su alimentación es por baterías. Gran rango de frecuencia. Desconexión automática a los 2 minutos por actividad. Aviso de cambio de batería.
Analizador de vibraciones PCE-VT 2700: Posee sensores de aguja (2*50mm), sensor de apoyo, peana magnética, asidero y maletín. Sus características son: Pequeño, de peso ligero. De fácil manejo. Analizador de vibraciones ideal para realizadas por el técnico en turno. Función Peak-Hold. Carcasa de plástico ABS. Pantalla LCD de 3 ½ dígitos. Indicación de batería baja. Indicación Peak-Hold. Certificado de calibración ISO opcional.
mediciones
Vibrometro PCE-VT 250 / PCE-VT 250D: Libre de fluctuaciones en maquinas o instalaciones. La búsqueda y determinación de averías se efectúan directamente.
Vibrometro PCE-VB 102: El monitor de vibraciones es un vibrometro programable. Se ha diseñado especialmente para maquinas en movimientos como bombas, ventiladores y turbinas hidráulicas. El monitor de vibraciones controla las señales de vibración y muestra los valores RMS valor pico en mm/s o in/s. Sus características son:
Rango de medición 0-20g, 0-999mm/s Aceleración del sensor de vibración CP 100mV/g Salida relé.
Vibrometro PCE-TU 3: Se ha diseñado para el alineamiento de ejes en instalaciones y maquinas. Este vibrometro trata de comprobar los ejes en las máquinas e instalaciones y optimizarlos. A través de este vibrometro la posición relativa dentro de dos maquinas acopladas (como por ejemplo un moto y una bomba) pueden alternarse.
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6. VIBRACIONES EN MAQUINAS ROTATIVAS: Básicamente en todas las máquinas existirá un desbalance debido a que para que un cuerpo esté perfectamente balanceado deberá poseer una masa perfectamente distribuida (simetría) en todo su volumen. El desbalance en máquinas rotativas se debe a que el centro de rotación no coincide con el centro de gravedad.
El centro de rotación es el verdadero centro geométrico de un rotor, en el balanceo se refiere exclusivamente al centro de un eje que gira a una velocidad determinada.
El centro de gravedad es el punto donde se concentran la sumatoria de masas, que normalmente no coincide con el centro geométrico de rotación. Un concepto adicional sería el de la Fuerza Centrifuga que es el resultado del momento producido por las masas desbalanceadas cuando gira a velocidad angular determinada, pivotada en el centro de gravedad. Explícitamente es esto lo que produce el desbalance en el rotor.
Normalmente son varios defectos asociados al desbalance que producen más de una fuerza centrifuga y que estas se tienen que sumar, encontrando una resultante que signifique el total de las masas descompensadas.
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6.1 TIPOS DE DESBALANCE: Existen tipos de desbalance dependiendo de la cantidad de planos en los cuales yacen las fuerzas no balanceadas. Por lo general se suele clasificar los desbalances en estático y dinámico, pero técnicamente existen cuatro tipos definidos según la norma ISO 1925, los que dependen del desplazamiento que sufre el eje principal de inercia respecto del eje de giro del rotor.
6.1.1 DESBALANCEO ESTATICO: Se produce cuando el eje principal de inercia esta desplazado del eje axial de rotación en forma paralela. Esto hace que el centro de gravedad no coincida con el eje de rotación. Su nombre (estático) se debe a que se determina estáticamente (girando manualmente), ya que el peso desbalanceador o punto pesado apunta en la dirección de la fuerza de gravedad. Es fácilmente reconocible y corregible, colocando pesos en el lado opuesto al cargado o sacando peso a este lado, ya que se busca restituir la coincidencia de ambos ejes.
6.1.2 DESBALANCEO PAR O DE MOMENTO: Se produce cuando la línea de los centros de masa es oblicua respecto al eje de simetría axial, intersecándolo en el punto central y permaneciendo en un plano de simetría axial del roto. Los desbalances son simétricos y opuestos 180°, además los momentos respecto al centro de gravedad son iguales y contrarios. No es fácil de reconocer por simple giro manual (estático) pues estáticamente no presenta puntos pesados. La vibración presenta una fuerte componente radial pero además aparece en sentido axial. Este tipo de desbalance una vez reconocido es fácilmente resuelto adicionando o eliminando pesos diametralmente, cada uno en el plano contrario.
6.1.3 DESBALANCEO CUASI-ESTATICO O CUASI-DINAMICO: Es una situación particular del desbalanceo estático. Es una combinación de balanceo estático y par, encontrándose ambos desbalances en el plano longitudinal. En este desbalance el eje principal de inercia interseca al eje de rotación en un punto que no coincide con el centro de gravedad. Es una situación muy común en rotores en voladizo. La técnica de balanceo optima de obtendría balanceando en dos planos pero separando las componentes estáticas de las de par.
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6.1.4 DESBALANCEO DINAMICO: En este caso existe un eje principal de inercia que no corta al eje de rotación. Esta es la forma más general de desbalanceo, y consiste en una combinación de desbalanceo estático y par en cualquier posición angular. La vibración que origina este desbalanceo no es tan característica como la de los casos anteriores. En el caso de rotores anchos (largos) con respecto a su diámetro, lo más común es balancearlos dinámicamente.
6.2 CAUSAS DEL DESBALANCEO EN ROTORES: Algunas de las causas más comunes son: Rechupes o defectos ocasionados en la fundición. Excentricidad axial o radial. Mala aplicación de chavetas o chaveteros. Distorsión del metal ocasionado por la conformación o fatiga. Tolerancias en los cojinetes o rodamientos. Corrosion y desgaste. Acumulación de depósitos (incrustaciones)
7. BALANCEO DINAMICO: Como anteriormente se menciono el desbalanceo dinámico es la forma más común de desbalanceo por lo que su análisis y el empleo correcto de las técnicas de balanceo permitirán resolver múltiples problemas de vibraciones en rotores. Sin embargo, el balanceo dinámico resulta más complicado que los otros tipos y en algunas ocasiones no entrega los resultados esperados de forma inmediata. Esto depende de la respuesta a las fuerzas de cada rotor en particular. En general se considera realizar balanceo dinámico a rotores cuyo largo es mayor que la mitad de su diámetro. Como regla general el balanceo dinámico debe efectuarse cuando se tienen las siguientes condiciones, producto de la medición de vibraciones:
El motor es rígido. Los descansos son flexibles pero no resonantes. Solo dos rodamientos soportan la carga radial. Existe gran cantidad de desbalanceo par.
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Se muestra una grafica en donde la norma nos da el valor de desbalance máximo para un rotor que pese 1000 libras, para rotores más livianos o pesados, el desbalance tolerable subirá o bajará correspondientemente.
7.1 MAQUINAS BALANCEADORAS: Una maquina de balanceo dinámico consiste esencialmente de una placa ensamblada a la base y una consola asociada o unidad de monitoreo. Dos pedestales de soporte instrumentados que cargan al rotor que está girando a velocidad constante, controlada mediante un motor y sistema de transmisión. Los efectos del desbalanceo son transmitidos a los rodamientos del soporte y las señales eléctricas derivadas son transmitidas a la unidad de la consola. Ahí se analiza el estado del desbalanceo para permitir determinar los valores de corrección calibrados para que sean desplegados en el panel frontal.
Máquinas balanceadoras de soportes suaves: En la máquina moderna de cojinetes suaves, el uso de técnicas modernas de diseño y materiales ligeros permite que la masa parásita de los elementos móviles sea minimizada para incrementar la sensibilidad. Una máquina balanceadora de soportes suaves tendrá el intervalo de operación por arriba de su frecuencia natural.
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La frecuencia natural de un sistema de suspensión suave tipo péndulo, muestra que el peso de la pieza de trabajo a ser balanceada no afecta la frecuencia natural del sistema.
Por lo tanto se puede observar en la ecuación que la frecuencia natural de la máquina balanceadora se encuentra por debajo de la frecuencia natural. f n
1
g
2
R
Máquinas balanceadoras de soportes rígidos: En donde las velocidades normales de balanceo son mucho menores que la resonancia del sistema de soportes. En esta configuración el sistema del rotor es estáticamente determinado y aplican las reglas usuales de la estática. Midiendo las fuerzas en los rodamientos, estas pueden ser referidas a cualquiera de los otros planos mediante un cálculo geométrico. Por lo tanto la máquina estará permanentemente ajustada dentro de su capacidad y su intervalo de velocidades, pero los controles del panel necesariamente serán pre ajustados de acuerdo a la geometría del rotor y la localización relativa de la medición y de los planos de corrección. Las dimensiones a ser ajustadas podrían incluir:
La distancia a partir del plano de medición izquierdo al plano derecho. La distancia entre los planos de medición. La distancia entre los planos de corrección. Los radios de corrección de los planos derecho e izquierdo.
Una máquina balanceadora de soportes rígidos tendrá el intervalo de operación por abajo de su frecuencia natural.
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La frecuencia natural de un sistema de suspensión rígido tipo de elementos rodantes muestra que el peso de la pieza de trabajo a ser balanceada afecta la frecuencia natural del sistema.
Por lo tanto se puede observar en la ecuación que la frecuencia natural de la máquina balanceadora depende del rotor bajo prueba, y opera por debajo de su frecuencia natural. f n
1
2kg
2
W
7.2 METODOS UTILIZADOS PARA EL BALANCEO: Método vectorial (midiendo amplitud y fase de vibración): Es un método simple que permite realizar el balanceo con el menor número posible de paradas y partidas de la máquina. Para realizar la corrección por este método en un plano se debe conocer el desbalanceo inicial y su fase. Se detiene la maquina y se fija una masa conocida en una posición cualquiera del roto. Se vuelve a medir y se obtiene un desbalanceo y desfase resultante.
Método de Den Hartog (método grafico): Utiliza masas de prueba en un ángulo determinado en el rotor y se mide la vibración resultante, este proceso se repite 2 veces, para conocer en que sentido se miden los ángulos y construir una grafica donde se estima la masa correctica y su posición angular.
Método de Siebert: Este es un método similar al descrito anteriormente, ya que también realiza el balanceo de manera grafica y midiendo la amplitud de vibración.
Método de las masas a prueba (coeficientes de influencia): El método de las masas de prueba se ha desarrollado para contrarrestar el fenómeno del efecto cruzado, en este método se incluye la influencia real en el plano de medición que produciría el colocar un peso de prueba sobre otro plano independiente. Los coeficientes de influencia es la razón entre la medida de vibración en el plano de medición y el desbalance que genera un plano independiente a lo largo del rotor. 32
8. ALINEAMIENTO El objetivo de realizar alineación a las máquinas que van a ser puestas en servicio y realizarlas con métodos que garanticen el correcto funcionamiento ahorra enormes problemas a los departamentos de mantenimiento y producción. Se ha comprobado que los motores acoplados por algún tipo de transmisión de potencia (Poleas, housing, cardan, etc.) que no cumplen con las tolerancias de desalineación permitidas, ocasionan serios problemas entre los que se encuentran los siguientes:
Mayor consumo de energía Alto nivel vibratorio Desajustes estructurales Daño en rodamientos Daño en poleas bandas y piñones Mayor nivel de ruido Mayores costos de mantenimiento Mayores tiempos improductivos debido a máquina parada Desgaste de los recursos humanos Mayores costos de mantenimiento
METODOS DE ALINEAMIENTO: Los más empleados son:
Regla y nivel. Reloj radial y galgas(o micrómetro). Cara y borde (reloj radial y axial). Indicadores alternados (relojes radiales en ambos ejes). Reloj radial y dos relojes axiales a 180°. Relojes axiales. Sistema de rayo laser.
Existen dos tipos comunes: desalineamiento de ejes y poleas (mostrados en las imágenes inferiores) para los cuales se emplean distintos métodos de alineamiento.
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8.1 ALINEAMIENTO DE POLEAS: La desalineación de las poleas es una de las razones más comunes de las paradas inesperadas de la maquinaria de transmisión por correas. La desalineación de poleas puede incrementar el desgaste de éstas y de las correas, así como incrementar el ruido y la vibración, lo que puede provocar la parada inesperada de la máquina. Otro efecto secundario de una mayor vibración es el fallo prematuro de los rodamientos. Esto también puede causar la parada inesperada de la máquina.
Métodos tradicionales: Estos métodos, que son los más utilizados, incluyen el uso de criterios visuales únicamente, o de criterios visuales en combinación con una regla/viga y/o un trozo de cuerda. La ventaja que ofrecen estos métodos tradicionales es el aparentemente poco tiempo requerido para el ajuste, aunque el uso de una regla/viga consume más tiempo que el uso de criterios visuales por sí solos. La principal desventaja es la falta de precisión. Algunos fabricantes de poleas recomiendan una desalineación angular horizontal máxima de 0,5° o incluso 0,25°, lo cual es imposible de lograr utilizando solamente la vista humana. Medición de desalineaciones paralelas (A) y angulares (B) con una regla/viga o un trozo de cuerda (C). Una alineación correcta significa que las ranuras de la polea están alineadas (D)
Métodos de alineación de poleas por láser: El uso de un láser para alinear poleas constituye un método más rápido y preciso que los métodos tradicionales. Los alineadores de poleas pueden alinear las caras o las ranuras de las poleas. Cuando la alineación se produce en la ranura de las poleas para correas en v en lugar de en la cara, se permite una alineación óptima de poleas con anchos o caras diferentes. La alineación en la cara es más versátil y puede utilizarse en la mayoría de las máquinas con correas en v, correas elásticas, correas acanaladas o casi todo tipo de correas, y piñones.
Desalineación del ángulo vertical. (A) Desalineación del ángulo horizontal. (B) Desalineación paralela.(C) Alineación correcta.(D)
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8.2 ALINEAMINETO DE EJES: Anteriormente se trato los tipos de desalineamiento de ejes por lo que ahora solo se centrara en los diferentes métodos y sus diferencias, para el alineamiento de ejes.
Métodos convencionales de alineamiento de ejes: Las máquinas modernas requieren el alineamiento de precisión para permanecer dentro de un rango de tolerancia recomendado y, en ocasiones, los métodos de alineamiento convencionales no son apropiados y tienen como resultado alineamientos deficientes. Un método de alineamiento común consiste en utilizar reglas o galgas, que dependen de la resolución limitada del ojo humano. Para la mayoría de máquinas, esta resolución de 1/10 mm es inadecuada para el correcto diagnóstico de problemas de alineamiento. Otro método común para evaluar el alineamiento es el método de indicador de aguja. Los indicadores de aguja ofrecen una resolución de 1/100 mm, pero requieren complejas operaciones matemáticas para determinar si existen errores de alineamiento. Además, este método es susceptible a errores humanos derivados de lecturas incorrectas de los valores de las medidas y errores potenciales en los complejos cálculos que son necesarios.
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¿Cuál es la alternativa a los métodos convencionales? El sistema de alineamiento de ejes por láser es una alternativa excepcional a las medidas tradicionales para el alineamiento de ejes. Los sistemas de alineamiento de ejes por láser reducen la posibilidad de error humano y pueden ofrecer resoluciones muy buenas, de 1/1000 mm o 1 micra (0,00004 pulg). Viendo un ejemplo aplicativo de alineamiento de ejes usando “ Fluke 830
”
9. MANTENIMIENTO PREDICTIVO (ANALISIS VIBRACIONAL): Un cambio en la vibración básica de una máquina, suponiendo que está funcionando en condiciones normales, será indicativo de que algún defecto incipiente se está dando en alguno de sus elementos, provocando un cambio en las condiciones de funcionamiento de la misma. Diferentes tipos de fallos dan lugar a diferentes tipos de cambios de la vibración característica de la máquina, pudiendo ayudar a determinar tanto la fuente del problema, como advirtiendo de su presencia.
Mantenimiento predictivo: Analiza el desempeño de la maquinaria para determinar cuándo será necesario el mantenimiento para evitar fallas catastróficas.
Protección de Maquinaria: El monitoreo de vibración e iniciar alarmas o apagado cuando los niveles excedan determinado límite. El mantenimiento predictivo gráficamente se podría explicar de la siguiente manera:
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Siendo tan importante: ¿Por qué no siempre se hace? Falta de recursos humanos
Especialistas en vibraciones
Consultores externos
Presupuestos
Equipo costoso
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10. EJEMPLO APLICATIVO: CASO: Motor Eléctrico de Equipo K-401-C -
RODAMIENTO ANALIZADO: 6317 C3 DIAGNOSTICO: Falla en la Lubricación debido a Sobrecarga Axial
El equipo en cuestión se encuentra incluido dentro de la ruta de Mantenimiento Predictivo y venía siendo monitoreado periódicamente, habiendo superado cómodamente las expectativas de vida prevista por el fabricante con 50.065 Hs. de servicio. Al tiempo de la última medición de rutina, el recorredor de Planta dio informe de un zumbido anormal que era percibido en la zona cercana al motor eléctrico, por lo que luego de confirmar el mismo se decide realizar una nueva medición en el equipo. El análisis de la gráfica de tendencia para el parámetro de Aceleración en el punto 2 (Motor eléctrico) develó un incremento repentino en sus niveles de amplitud.
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El espectro de Aceleración mostró la componente de banda ancha en la región de los 2.500 Hz. Aprox. típica de deficiencia de lubricación, más la presencia de componentes de falla de elementos.
Al ver presentes en el espectro de Aceleración algunas componentes de falla, nos preguntamos que comportamiento habría tenido la Envolvente de Aceleración para el mismo punto de medición. Dado que al ser este un parámetro más sensible a los cambios y variaciones de fuerzas presentes en los componentes de la máquina, como era de esperar, este nos indico una tendencia igual al anterior con una amplitud más importante.
En el espectro de Evolvente de Aceleración nos mostró sobre el origen de las componentes de falla moduladoras presentes, indicando a las mismas como provenientes de los componentes rodantes y jaula en menor medida.
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Se realizó también la consulta al Historial de Mantenimiento en busca de algún evento anterior que pudiera haber producido un cambio en el estado de la máquina, pudiendo detectar que en la misma se habrían realizado a posterior de su evento más importante (Over Haull de 30.000 Hs.), una intervención para cambio de sello mecánico y al menos dos alineaciones con movimientos del Motor eléctrico. Con los elementos reunidos hasta ahora, más las horas de marcha, es tomada la dedición de cambio de los rodamientos en la máquina conductora. Se muestran las tareas de desmontaje para cambios de rodamientos y el rodamiento reemplazado.
Luego de realizado el reemplazo de los rodamientos en el Motor eléctrico, se procedió al estudio de los componentes a fin de determinar la causante de la falla. Pudo observarse que los elementos componentes pistas exterior e interior, presentaban su marca característica del camino de rodadura esperado para las horas de marcha, pero sensiblemente desplazada lateralmente, debido probablemente a influencia de fuerzas axiales; También llamó la atención la presencia en todos los componentes rodantes de una marcada coloración concéntrica, con mayor definición en unos que en otros.se muestra el rodamiento desarmado para su estudio y la marcada coloración en las bolas.
Fueron realizadas varias consultas al fabricante por experiencias anteriores similares que hubieran producido los mismos efectos, quien sugirió el envío de los elementos para ser evaluados por un experto propio en un laboratorio con microscopio. Luego del envío, el experto concluyo: Los elementos rodantes presentan una coloración oscura producto de la polimerización del lubricante por acción de temperaturas elevadas. Este polímero se adhiere a la superficie del metal y lo colorea. En caso de existir condiciones de rozamiento metal – metal, esta película se remueve dejando descubierto el metal. Daría la impresión de que este es el caso en el elemento rotante en cuestión, se observa además que alrededor de la marca oscura hay rastros de rozamientos que se copian en el interior de los alvéolos. La pregunta entonces es, ¿por qué se rompió la película de lubricante en la zona de deslizamiento del elemento rodante / jaula? 40
Conjeturas Arribadas: Con todos los elementos reunidos, consultas de historiales y análisis realizadas, pudimos armar un escenario propio imaginario del evento ocurrido con anterioridad que pudo haber llevado a la falla del rodamiento, arribando a las siguientes conjeturas: Analizamos las fuerzas actuantes en la máquina conductora concluyendo que la misma carecía de fuerzas radiales, con predominio de fuerzas axiales puramente aportadas por la máquina conducida (compresor de tornillos axiales). Según el Historial de Mantenimiento hubieron al menos dos intervenciones en los meses anteriores a la falla para alineación donde fue necesario realizar movimientos en la máquina conductora, más otra intervención para realizar cambio del sello mecánico, tarea esta que requiere de maniobras de desmontaje provisorio de la brida de acople para poder acceder al desmontaje y montaje del sello a reemplazar. Entonces, pudo ser factible que al realizar estos movimientos se vieran modificadas las distancias (huelgos) entre ejes, o cruce entre bridas, limitando el juego axial y produciendo por ende el empuje a través del eje de los elementos rodante contra su propia jaula de contención, y a su vez, de esta contra el lubricante y tapas laterales, en una posición definida y por un período de tiempo. Esto agregado a las temperaturas presentes producida por el contacto pudo ser determinante para producir la polimerización y rotura del filme lubricante desencadenando la falla. Ahora bien, pensamos, toda esta condición (de alguna manera magnificada para poder ser explicada y entendida), debió presentarse en periodos de tiempo intermitentes con mayor o menor fuerza dependiendo de las constantes variaciones de carga del compresor hasta llegar gradualmente a una etapa donde la falla se acentuara y pudiera ser audible como un zumbido. Para confirmar esto, realizamos una nueva consulta al Software sobre el comportamiento que habría tenido el mismo punto (P2) pero en la dirección Axial, pudiendo comprobar que componentes de 1X (RPM Motor) y 4X Frecuencia de paso de lóbulos del compresor estaban presentes con mayor o menor amplitud desde las intervenciones anteriores, confirmando entonces influencias de fuerzas Axiales que eran percibidas por el Motor. Las mismas características también eran observadas en el punto 4 (Axial Compresor), por supuesto con mayor energía, dado que este punto es el más cercano al origen de estas frecuencias y la posición del sensor era coincidente con el sentido de las fuerzas. Las figuras que se muestran a continuación corresponden a tendencia, cascada y espectro del parámetro de Velocidad respectivamente del punto 2 Axial del Motor eléctrico.
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