Espectros[1]

ESCUELA POLITÉCNIC POLITÉCNICAA SUPERIO SUPERIOR R DE INGENIERÍA INGEN IERÍA DE GIJÓN

MANTENIMIENTO INDUSTRIAL Interpre Interpr etación tació n de Espectros  spectr os 

2.1 Desequilibrio 2.1.1 Desequilibrio Estático

El desequilibrio desequilibrio estático estático tendrá la misma fase fase y será será constante en ambos soportes. soportes. La amplitud debido al desequilibrio desequilibrio aumentará aumentará con relación al cuadrado cuadrado de la velocidad velocidad por  debajo de la primera velocidad crítica del rotor (un aumento de velocidad de 3X = un incremento de vibración vibr ación de 9X). 9X). Está siempre presente 1X 1X r.r.p.m. p.m. y normalmente domina el espectro. Se puede corregir colocando un solo peso de corrección del equilibrio en un plano en el centro de gravedad gravedad (G) del rotor. rotor . Deberá Deberá existir una u na diferencia de fases fases entre soportes sopo rtes de aproximadamente 0º, tanto en medidas verticales como horizontales. Igualmente, suele producirse produ cirse una diferencia de fase de aproximadamente 90º 90º entre las las lecturas horizontales hori zontales y verticales en cada cada rodamiento del rotor desequilibrado d esequilibrado ( 30º)

2.1 Desequilibrio 2.1. 2.1.22 Desequi Desequilib libririoo Dual

El desequilib desequilibrio rio dual produce prod uce un desfase de 180 180ºº entre soportes del eje. eje. Está siempre presente 1X r.p.m. y normalmente domina el espectro. La amplitud varía con relación al cuadrado de la velocidad por debajo de la primera velocidad crítica del rotor. Puede ocasionar una alta vibración axial y radial. Para corregirlo es necesario colocar pesos de equilibrio como mínimo en dos planos. Observe que deberá existir una u na diferencia de fase fase de aproxi aproximadamente madamente 180 180ºº entre medidas horizontales, así así como entre las verticales. verticales. Igualmente Igualmente puede producirse produ cirse una diferencia diferencia de aproximada aproximadamente mente 90º 90º entre las las lecturas de fase fase horizontal horizontal y vertical vertical en cada rodamiento ( 30º).

2.1 Desequilibrio 2.1. 2.1.33 Desequil Desequilibri ibrioo Dinámico

El desequilibrio dinámico es el tipo de desequilibrio más frecuente y es una combinación de desequilibrio estático y dual. 1X r.p.m. domina es espectro, y requiere una corrección en 2 planos. Aquí, la diferencia de fase radial radial entre soportes puede estar estar comprendida comp rendida entre 0º 0º y 180º. Sin embargo, la diferencia de fase horizontal debe ser prácticamente igual que la diferencia de fase vertical, al comparar las mediciones entre soportes ( 30º). En segundo lugar, si predomina predomina el desequilibrio, desequilibrio, se produce normalmente una diferencia diferencia de fase de aproximadamente 90º 90º entre lecturas horizontales y verticales en en cada soporte ( 40º).

2.1 Desequilibrio 2.1.4 Desequilibrio de un rotor en voladizo

El desequilibrio de rotor en voladizo ocasiona un alto 1X r.p.m. tanto en dirección axial como radial. Las lecturas axiales tienden a estar en fase, mientras que las lecturas de fase radial podrán no ser uniformes. Sin embargo, las diferencias de fase horizontal coincidirán normalmente con las diferencias de fase vertical en el rotor desequilibrado ( 30º). Los rotores en voladizo tienen un desequilibrio tanto estático como dual, cada uno de los cuales requerirá probablemente su corrección. Así pues, casi siempre se tendrán que colocar pesos de corrección en 2 planos para contrarrestar el desequilibrio estático como dual.

2.2 Rotor Excéntrico

La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación está desplazado respecto de la línea central geométrica de una polea, engranaje, rodamiento, inducido de motor, etc. La mayor  vibración se produce a 1X r.p.m. del componente excéntrico en el sentido de las líneas centrales de los dos rotores. Las lecturas comparativas de fase horizontal y vertical difieren normalmente en 0º a 180º (cada una de las cuales indica un movimiento es línea recta). Los intentos por equilibrar rotores excéntricos dan como resultado, en muchos casos, una reducción de la vibración en una dirección radial, pero un incremento en la otra dirección radial (dependiendo del grado de excentricidad).

2.3 Eje doblado

Los problemas de ejes doblados ocasionan una alta vibración axial con unas diferencias de fase axial en torno a 180º en el mismo componente de la máquina. La vibración dominante se produce normalmente en 1X si el eje está doblado cerca de su centro, pero es 2X si lo está cerca del acoplamiento. (Tenga en cuenta la orientación del transductor en cada medición axial si invierte la dirección de la sonda). Utilice comparadores para confirmar que el eje está doblado.

2.4 Resonancia

Se produce resonancia cuando una frecuencia de vibración coincide con una frecuencia natural del sistema, y puede ocasionar una ampliación espectacular de la amplitud que, a su vez, podría dar lugar a un fallo prematuro o incluso catastrófico. Puede tratarse de una frecuencia natural del rotor, pero en muchos casos puede tener su origen en el bastidor de soporte, bancada, caja de engranajes e incluso correas de accionamiento. Si un rotor está en resonancia o al borde de ésta, puede resultar casi imposible equilibrarlo debido al gran desplazamiento de fase que experimenta (90º en resonancia; casi 180º cuando atraviesa). Frecuentemente es necesario cambiar la frecuencia natural a una frecuencia mayor o menor. Las frecuencias naturales se varían generalmente con un cambio de velocidad, lo cual ayuda a facilitar su identificación (salvo en una máquina con un cojinete liso de gran tamaño o en un rotor que tenga un voladizo significativo).

2.5 Desalineación 2.5.1 Desalineación Angular 

La desalineación angular se caracteriza por una alta vibración axial, con un desfase de 180º a lo largo del acoplamiento. Generalmente tendrá una alta vibración axial con 1X y 2X r.p.m. Sin embargo, no es inusual que domine 1X, 2X o 3X. Estos síntomas también pueden indicar  problemas de acoplamiento. Una severa desalineación angular puede excitar mucho armónicos 1X r.p.m. A diferencia de la holgura mecánica tipo 3, estos armónicos múltiples no tienen generalmente un fondo de ruido elevado en los espectros.

2.5 Desalineación 2.5.2 Desalineación Paralela

La desalineación paralela tiene unos síntomas de vibración similares a la desalineación angular, pero muestra una alta vibración radial que se aproxima a un desfase de 180º en el acoplamiento. 2X frecuentemente mayor que 1X, pero su altura relativa con 1X viene dada con frecuencia por el tipo y construcción del acoplamiento. Cuando la desalineación angular o radial llega a ser severa, puede generar unos elevados picos de amplitud a unos armónicos mucho más altos (4X-8X), o incluso una serie completa de armónicos de alta frecuencia similar  en aspecto a la holgura mecánica. El tipo y material del acoplamiento tendrá frecuentemente una fuerte influencia en la totalidad del espectro cuando la desalineación es severa. Generalmente no tiene un ruido de fondo elevado.

2.5 Desalineación 2.5.3 Rodamiento desalineado en el eje

El rodamiento desalineado generará una considerable vibración axial. Ocasionará movimiento de torsión con un desplazamiento de fase de aproximadamente 180º de la parte superior a la inferior y/o de un lado a otro, tal como se mide en sentido axial en el soporte del mismo rodamiento. Los intentos por alinear el acoplamiento o equilibrar el rotor no aliviarán el problema. Normalmente será necesario desmontar el rodamiento y volverlo a instalar  correctamente.

2.6 Holguras mecánicas 2.6.1 Holgura Mecánica de tipo A

El Tipo A se produce por la holgura/debilidad estructural de los pies de una máquina, placa base o fundación; también por una cimentación deteriorada, pernos de fijación flojos en la base, así como distorsión del bastidor o de la base (es decir, pie blando). El análisis de la fase puede revelar una diferencia de fase de unos 90º a 180º entre mediciones verticales en una perno, pie de máquina, placa base o la propia bancada.

2.6 Holguras mecánicas 2.6.2 Holgura Mecánica de tipo B

El Tipo B se produce generalmente debido a pernos de soportes de pie flojos, fisuras en la estructura del bastidor o en el soporte.

2.6 Holguras mecánicas 2.6.3 Holgura Mecánica de tipo C

Se genera por un ajuste inadecuado entre los componentes, lo cual ocasiona muchos armónicos debido a una respuesta no li neal de las piezas flojas o fuerzas dinámicas del rotor. Ocasiona un truncamiento de la forma de onda del tiempo y un ruido de fondo elevado en el espectro. Se produce frecuentemente por un aro de rodamiento que está flojo en su soporte, un rodamiento flojo y girando su aro en el eje, una holgura excesiva en un manguito de fijación o en un cojinete, un rodete flojo en un eje, etc. La fase en el Tipo C es generalmente inestable y puede variar  mucho de una medición a la sigui ente, en especial si el rotor cambia de posición en el eje de una puesta en marcha a la siguiente. La holgura mecánica suele ser altamente direccional y puede producir lecturas muy diferentes al comparar niveles en incrementos de 30º en sentido radial alrededor de toda la periferia del soporte de un rodamiento. La holgura ocasionará frecuentemente múltiplos subarmónicos exactamente a 1/2 ó 1/3 r.p.m. (0.5X, 1.5X, 2.5X, etc.).

2.7 Rozamiento del Rotor 

El rozamiento del rotor produce unos espectros similares a la holgura mecánica cuando las piezas giratorias hacen contacto con componentes estacionarios. El rozamiento puede ser  parcial o en el giro completo del eje. Normalmente genera una serie de frecuencias, excitando en muchos casos una o más resonancias, de fracciones enteras de la velocidad de funcionamiento (1/2, 1/3,1/4, 1/5,...,1/n), dependiendo de la localización de las frecuencias naturales del rotor. El rozamiento del rotor puede excitar muchas altas frecuencias (similares al ruido de banda ancha que se produce al rayar con una tiza en una pizarra). Puede ser muy serio y de corta duración si está ocasionado por el contacto del eje con el metal antifricción del rodamiento. Un rozamiento anular completo durante una revolución del eje puede inducir una “ precisión inversa” con el rotor girando a velocidad crítica en un sentido opuesto a la rotación del eje (inherentemente inestable y puede lar lugar a un fallo catastrófico).

2.8 Cojinetes lisos 2.8.1 Problemas de Desgaste/Holgura

Las últimas etapas del desgaste de un cojinete liso se manifiestan norm almente por la presencia de una serie completa de armónicos de la velocidad de funcionamiento (hasta 10 ó 20). Los cojinetes lisos permitirán frecuentemente unas altas amplitudes verticales en comparación con las horizontales, aunque pueden mostrar solamente un pico pronunciado en 1X r.p.m. Los cojinetes lisos con una holgura excesiva pueden permitir que un pequeño desequilibrio y/o desalineación ocasionen una alta vibración, que sería mucho menor si las holguras del rodamiento se hubiesen ajustado según las especificaciones.

2.8 Cojinetes lisos 2.8.2 Inestabilidad rotacional a causa del aceite

Esta inestabilidad se produce a 0,40 – 0,48X r.p.m. y puede ser muy severa. Se considera excesiva cuando la amplitud sobrepasa el 40% de los juegos del rodamiento. La inestabilidad rotacional es una vibración excitada por una película de aceite, cuando ciertas desviaciones en las condiciones de funcionamiento normales (ángulo de orientación y relación de excentricidad) dan lugar a que una cuña de aceite “empuje” el eje dentro del rodamiento. La fuerza desestabilizadora en el sentido de rotación produce una vibración lateral (precesión hacia delante). Esta vibración lateral es inestable, ya que incrementa las fuerzas centrífugas, lo cual hace que aumenten las fuerzas vibratorias laterales. Pueden dar lugar a que el aceite deje de soportar al eje y pueden volverse inestables cuando la frecuencia vibratoria lateral coincide con una frecuencia natural del rotor. Los cambios en la viscosidad del aceite, la presión del lubricante y las precargas externas pueden afectar la estabilidad rotacion al .

2.8 Cojinetes lisos 2.8.3 Inestabilidad rotacional crítica a causa del aceite

La inestabilidad rotacional crítica se puede producir si la máquina funciona a la frecuencia crítica del rotor 2X o por encima de ésta. Cuando el rotor gira al doble de la velocidad crítica, la vibración torsional estará muy próxima a la velocidad crítica del rotor, pudiendo ocasionar una vibración excesiva que la película de aceite no podrá soportar. La velocidad tangencial se quedará “ bloqueada” en la velocidad crítica del rotor y este pico no pasará aunque la máquina funcione a unas velocidades cada vez más altas. Produce una vibración subarmónica precesional lateral a la frecuencia crítica del rotor. Es inherentemente inestable, lo cual puede dar lugar a un fallo catastrófico .

2.9 Rodamientos 2.9.1 Frecuencias características de los rodamientos : ángulo de contacto. D : diámetro primitivo. d : diámetro del cuerpo rodante.

d   ⎞ cos α  ⎟  D  ⎠ ⎛ d ⎞ De = D + d ⋅ cosα = D ⋅ ⎜ 1+ cosα  ⎟ ⎝ D ⎠ ⎛  ⎝ 

 Di =  D − d  ⋅ cos α  =  D ⋅ ⎜1 −

Frecuencia de deterioro del aro exterior 

 BPFO =

Frecuencia de deterioro del aro interior 

 BPFI  =

Frecuencia de deterioro de un elemento rodante

n  RPM  ⎛  2

d   ⎞ ⋅ ⎜1 − ⋅ cos α  ⎟ D ⎝   ⎠

60

n  RPM  ⎛  2

⋅

60

d   ⎞ ⋅ ⎜1 + ⋅ cos α  ⎟ ⎝  D  ⎠ 2

 BDF  =

 D  RPM  ⎛  ⎛  d  ⎞ ⋅ ⋅ ⎜1 − ⎜ ⎟ ⋅ cos d  60 ⎝  ⎝  D ⎠ 1

Frecuencia de deterioro de la jaula

⋅

FTF  = ⋅ 2

2

 ⎞ ⎟  ⎠

α 

 RPM  ⎛  60

d   ⎞ ⋅ ⎜1 − ⋅ cos α  ⎟ ⎝   D  ⎠

2.9 Rodamientos 2.9.2 Etapa 1 de los fallos de los rodamientos

Las primeras indicaciones de problemas con un rodamiento aparecen en frecuencias ultrasónicas que oscilan de 250.000 a 350.000 Hz; posteriormente, a medida que aumenta el desgaste, disminuye normalmente a aproximadamente 20.000-60.000 Hz (1.200.000 – 3.600.000 CPM). Estas son las frecuencias evaluadas por la HFD (g) y la energía de impulsos de choque (dB) y la Spike Energy (gSE). Obteniendo espectros de envolvente de alta frecuencia se puede confirmar si el rodamiento se encuentra en la Etapa de Fallo 1.

2.9 Rodamientos 2.9.3 Etapa 2 de los fallos de los rodamientos

Los pequeños defectos de los rodamientos comienzan a “ tocar” las frecuencias naturales (fn) de sus componentes, que tienen lugar predominantemente en la gama de 30-120 kc.p.m. Estas frecuencias naturales también pueden ser resonancias de las estructuras de apoyo del rodamiento. Las frecuencias de bandas laterales aparecen por encima y por debajo del pico de frecuencias naturales al fi nal de la Etapa 2.

2.9 Rodamientos 2.9.4 Etapa 3 de los fallos de los rodamientos

Aparecen frecuencias de defecto del rodamiento y sus armónicos. Cuando aumenta el desgaste, aparecen más armónicos de la frecuencia de defecto y crece el número de bandas laterales, tanto alrededor de éstos como de las frecuencias naturales de los com ponentes del rodamiento. El desgaste suele ser visible ahora y puede extenderse a lo largo de la periferia del rodamiento, particularmente cuando muchas bandas laterales bien formadas acompañan a los armónicos de la frecuencia de defecto del rodamiento. La demodulación de las altas frecuencias y los espectros de envol vente ayudan a confirmar la Etapa III. ¡Reemplace los rodamientos ahora! (con independencia de las amplitudes de frecuencia de defecto del rodamiento en los espectros de vibración).

2.9 Rodamientos 2.9.5 Etapa 4 de los fallos de los rodamientos

Hacia el final, se ve incluso afectada la amplitud de 1X r.p.m. Aumenta y normalmente hace que aumenten muchos armónicos de la velocidad de funcionamiento. Las frecuencias de defecto del rodamiento y las frecuencias naturales comienzan a “desaparecer” y son reemplazadas por un “ ruido de fondo” aleatorio de banda ancha y de alta frecuencia. Además, pueden disminuir las amplitudes tanto del ruido de fondo de alta frecuencia como de la HFD; pero justo antes del fallo, la HFD y la Spike Energy aumentarán normalmente hasta unas amplitudes excesivas.

2.10 Fuerzas Hidráulicas y Aerodinámicas 2.10.1 Paso de palas y paso de álabes

La frecuencia de paso de palas (BPF = número de álabes x r.p.m.) es inherente en bombas, ventiladores y compresores, y normalmente no presenta ningún problema. No obstante, en una bomba se puede generar una BPF de gran amplitud (y ser armónico) si la distancia entre las aletas que giran y los difusores estacionarios no es igual en toda la periferia. Igualmente, la BPF (o armónicos) a veces puede coincidir con una frecuencia natural del sistema, ocasionando una alta vibración. Se puede generar una alta BPF si el anillo de desgaste del rodete se agarrota en el eje, o si fallan las soldaduras qu e fijan los álabes del difusor. También se puede producir una alta BPF por curvaturas bruscas en la tubería (o conducto), por  obstrucciones que perturben el flujo, o si la bomba o el rotor del ventilador están colocados excéntricamente dentro de la carcasa.

2.10 Fuerzas Hidráulicas y Aerodinámicas 2.10.2 Régimen turbulento

Muchas veces se produce flujo turbulento en soplantes debido a variaciones en la presión o la velocidad del aire que pasa a través del ventilador o del conducto conectado. Esta disposición del flujo produce una turbulencia que generará una vibración aleatoria de baja frecuencia, generalmente entre 50 y 2000 c.p.m. Si se produce el efecto de bombeo dentro de un compresor, puede tener lugar una vibración aleatoria de banda ancha y alta frecuencia. Una turbulencia excesiva también puede excitar una alta frecuencia de banda ancha.

2.10 Fuerzas Hidráulicas y Aerodinámicas 2.10.3 Cavitación

La cavitación genera normalmente una energía aleatoria de banda ancha de mayor frecuencia, que a veces está superpuesta con armónicos de la frecuencia de paso de los álabes. Normalmente indica una presión de aspiración insuficiente. La cavitación puede ser  destructiva para los componentes internos de las bombas si no se corrige, pudiendo erosionar particularmente los álabes del rodete. Cuando existe, suele sonar como si estuviese pasando “ grava” a través de la bomba. La cavitación es ocasionada normalmente por un flujo de aspiración insuficiente. Puede ocurrir durante una inspección y estar ausente en la siguiente (si se realizan cambios en los ajustes de la válvula de aspiración)

2.11 Problemas con poleas de accionamiento 2.11.1 Correas desgastadas, flojas o con problemas de sincronización

Las frecuencias de las correas se encuentran por debajo de las r.p.m. del motor o de la máquina accionada. Cuando están desgastadas, destensadas o desalineadas, normalmente ocasionan de 3 a 4 múltiplos de su frecuencia. Frecuentemente, el pico dominante es 2X frecuencia de la correa. Las amplitudes son normalmente irregulares, fluctuando a veces con las r.p.m. de la máquina motriz o accionada. En transmisiones por correas síncronas, el desgaste o la desalineación de la polea son indicados por unas altas amplitudes en la frecuencia de la correa síncrona. Los accionamientos por cadena indicarán problemas en la frecuencia de paso de la cadena, que equivale al número de dientes del pi ñón X r.p.m.

2.11 Problemas con poleas de accionamiento 2.11.2 Desalineación de la correa/polea

La desalineación de la polea produce una vibración a 1X r.p.m. predominantemente en dirección axial. La relación de amplitudes entre las r.p.m. de la máquina motriz y la accionada depende de donde se tomen los datos, así como de la masa relativa y la rigidez del bastidor. Cuando existe desalineación de la polea, generalmente la mayor vibración axial en el motor  estará en las r.p.m. del ventilador o viceversa. Se puede confirmar mediante mediciones de fase ajustando el filtro de fase a las r.p.m. de la polea con la mayor amplitud axial; después se compara la fase a esta frecuencia en cada rotor en dirección axial.

2.11 Problemas con poleas de accionamiento 2.11.3 Poleas excéntricas

Las poleas excéntricas producen una alta vibración a 1X r.p.m. de la polea excéntrica. La amplitud es normalmente más alta en línea con las correas, y debería mostrarse en los soportes tanto de la máquina motriz como de la accionada. A veces es imposible equilibrar  las poleas excéntricas fijando arandelas a los pernos de fijación cónicos. Sin embargo, aunque estén equilibradas, la excentricidad inducirá vibración y esfuerzos de fatiga irreversibles en la correa. La excentricidad de una polea se puede confirmar mediante el análisis de fase, mostrando unas diferencias de fase horizontal y vertical de casi 0º a 180º.

2.11 Problemas con poleas de accionamiento 2.11.4 Resonancia de la correa

La resonancia de las correas puede ocasionar altas amplitudes si la frecuencia natural de la correa se aproxima o coincide con las r.p.m. del motor o de la máquina accionada. La frecuencia natural de la correa se puede alterar cambiando su tensión, su longitud o su sección transversal. Se puede detectar tensando y después aflojando la correa mientras se mide la respuesta en poleas o rodamientos. Sin embargo, en funcionamiento, las frecuencias naturales de la correa tenderán a ser ligeramente más altas en el lado tenso y más bajas en el lado flojo.

2.12 Engranajes •Z : Número de dientes.

•NA : factor de fase de ensamblaje.

•GMF : Frecuencia de engrane.

•GAPF : Frecuencia de fase de ensamblaje de

N A = mínimo común múltiplo (Z rueda , Z piñón  )

engranajes. •f HT : Frecuencia de errores en los d ientes. •FFT (Fast Fourier Transform): Transformada rápida de Fourier, algoritmo que tiene como entrada los datos de la onda muestreada en el dominio del tiempo y como salida el espectro de frecuencias.

• : Tiempo entre impactos.

∆=

1

 RPM  Frecuencia de engrane

Bandas l aterales

Frecuencia de fase de ensamblaje de engranajes Frecuencia de errores en los dientes

GMF = Zrueda RPMrueda = Zpiñón RPMpiñón Piñón

Rueda

Zpiñón (RPMpiñón – 1)

Zrueda (RPMrueda –1)

Zpiñón (RPMpiñón + 1)

Zrueda (RPMrueda + 1)

GAPF  =

 f  HT  =

GMF   N  A

GMF  ⋅ N  A  Z PIÑÓN  ⋅ Z  RUEDA

2.12 Engranajes 2.12.1 Espectro normal

El espectro normal muestra las velocidades de ruedas y piñones, junto con la frecuencia de engrane (GMF) y armónicos de GMF muy pequeños. Los armónicos de GMF tendrán normalmente bandas laterales de velocidad de rotación alrededor de ellos. Todos los picos son de baja amplitud, y no se excita ninguna frecuencia natural de los engranajes. Se recomienda una FMÁX de 3.25X GMF (mínimo) cuando se conoce el número de dientes. Si no se conoce el número de dientes, FMÁX se debe ajustar a 200X r.p.m. en cada eje.

2.12 Engranajes 2.12.2 Desgaste de los dientes

El indicador clave del desgaste de los dientes es la excitación de la frecuencia natural del engranaje (fn) junto con bandas laterales alrededor de ella espaciadas a la velocidad de rotación del engranaje en mal estado. La frecuencia de engrase (GMF) puede cambiar o no en amplitud, aunque, cuando el desgaste es perceptible, normalmente se producen bandas laterales de alta amplitud y un número de bandas laterales que rodea la GMF. Las bandas laterales pueden ser un indicador del desgaste mejor que las propias frecuencias GMF También suelen ocurrir altas amplitudes en 2X GMF o en 3X GMF (esp. 3X GMF), incluso cuando la amplitud GMF es aceptable.

2.12 Engranajes 2.12.3 Sobrecarga

Las frecuencias de engrane suelen ser muy sensibles a la carga. Unas altas amplitudes GMF no indican necesariamente un problema, particularmente si las frecuencias de banda lateral permanecen en un nivel bajo y no se excitan las frecuencias naturales del engranaje. Cada análisis se deberá realizar con el sistema a máxima carga de funcionamiento para poder  realizar comparaciones espectrales que resulten de utilidad.

2.12 Engranajes 2.12.4 Excentricidad y holgura

Unas bandas laterales de amplitud relativamente altas alrededor de los armónicos GMF sugieren frecuentemente excentricidad u holguras en un engranaje, o ejes no paralelos que permiten la rotación de un engranaje para “ modular” o bien la amplitud GMF o la velocidad de funcionamiento del otro engranaje. El engranaje que tiene el problema es indicado por el espaciado de las frecuencias de las bandas laterales. Igualmente, el nivel 1X r.p.m. de un engranaje excéntrico será normalmente alto si la excentricidad es el problema dominante. Una holgura inadecuada normalmente excita los armónicos GMF y la frecuencia natural. GMF disminuirá frecuentemente al aumentar la carga si el problema reside en la holgura.

2.12 Engranajes 2.12.5 Desalineación de rueda o piñón con respecto a su eje

La desalineación de engranaje casi siempre excita armónicos GMF de segundo orden o más altos, que presentan bandas laterales a la velocidad de rotación. Normalmente mostrará sólo una pequeña amplitud 1X GMF, pero unos niveles mucho más altos en 2X o 3X GMF Es importante ajustar FMÁX lo suficientemente alto para capturar como mínimo 3 armónicos GMF Igualmente, las bandas laterales alrededor de 2X GMF estarán espaciadas en mucho s casos a 2X GMF Observe que las amplitudes de bandas lateral no suelen ser iguales en los lados izquierdo y derecho de la G.M.F y de los armónicos GMF debido a la desalineación de los dientes. Produce un tipo de desgaste desigual.

2.12 Engranajes 2.12.6 Diente dañado o roto

Un diente dañado o roto generará una alta amplitud a 1X r.p.m. de este engranaje, sólo en la forma de onda de tiempo, y además excitará la frecuencia natural del engranaje (fn) con bandas laterales a su velocidad de funcionamiento. Se detecta mejor en la forma de onda de tiempos, que mostrará un pico pronunciado cada vez que el diente con problemas trate de engranar con los dientes del otro engranaje. El tiempo entre impactos (D) corresponderá a 1 / r.p.m. del engranaje que tiene problemas. Las amplitudes de pico de impacto en la forma de onda de tiempo serán, frecuentemente, de 10X a 20X más alta que a 1X r.p.m. en el FFT .

2.12 Engranajes 2.12.7 Problemas de fase en el ensamblaje de engranajes

La frecuencia de fase de ensamblaje de engranajes (GAPF) puede producir frecuencias de engrane fraccionales (si N A > 1). Literalmente significa que los dientes de la rueda (Z r  / NA) harán contacto con los dientes del piñón (Z p / NA) y generarán el desgaste N A, donde NA en una combinación de dientes dada es igual al producto de factores primos comunes al número de dientes de la rueda y el piñón (NA: factor de fase de ensamblaje). Puede aparecer GAPF (o armónicos) desde el principio si hubo problemas de fabricación. Igualmente su aparición repentina en el espectro de una inspección periódica puede indicar daños si pasan partículas contaminantes a través de las superficies de engrane, produciéndose daños en los dientes en el momento de acoplarse y desacoplarse o si los engranajes han sido reorientados .

2.12 Engranajes 2.12.8 Problemas de errores en los dientes

La frecuencia de errores en los dientes (f HT) aparece cuando existen fallos tanto en la rueda como en el piñón, que pueden haberse producido durante el proceso de fabricación, debido a una mala manipulación o en el montaje. Puede ocasionar una vibración bastante alta, pero dado que se produce a bajas frecuencias, predominantemente menores de 600 c.p.m., suele pasar inadvertido. Un juego de engranajes con este problema repetitivo en los dientes emite normalmente una especie de “gruñido” en la rueda motriz. El máximo efecto ocurre cuando los dientes defectuosos del piñón y de la rueda se acoplan al mismo tiempo (en algunos accionamientos esto puede ocurrir sólo en una de cada 10 ó 20 revoluciones, dependiendo de la fórmula f HT). Generalmente modulará tanto la GMF como los picos r.p.m. del engranaje .

2.12 Engranajes 2.12.9 Ajuste flojo de rodamiento

Un juego excesivo de los rodamientos que soportan engranajes no sólo puede excitar muchos armónicos de la velocidad de rotación, sino también ocasionará en muchos casos una respuesta de alta amplitud en GMF, 2 GMF y/o 3 GMF. En altas amplitudes son realmente una respuesta a la holgura, pero no la causa de esta, de los rodamientos que soportan el engranaje. Este juego excesivo puede ser debido a un fuerte desgaste del rodamiento o a un ajuste inadecuado de éste en el soporte durante la instalación. Si se deja sin corregir puede ocasionar un desgaste excesivo del engranaje y dañar otros componentes .

2.13 Motores de inducción AC Glosario de términos de motores de inducción AC •Corriente inducida : Corriente eléctrica que se genera (y se disipa) en un conductor en presencia de un campo magnético. •FL : Frecuencia de línea. Europa

50 Hz

América

60 Hz

•F : Frecuencia de giro del motor. •FS : Frecuencia de sincronismo. Frecuencia del campo magnético giratorio.

F S = •s : deslizamiento.

F L n º de  polos

F S − F  s= F S

2.13 Motores de inducción AC Glosario de términos de motores de inducción AC •Fd : Frecuencia de deslizamiento. Fd = FS - F •FP : Frecuencia de paso de polos. FP = Fd ⋅ nº de polos = s ·FL •RBPF : Frecuencia de paso de barra del rotor. RBPF = nº de barras ⋅ RPM

2.13 Motores de inducción AC 2.13.1 Excentricidad del estator, laminaciones cortocircuitadas

Los problemas de estator generan una alta vibración en la frecuencia de línea 2X (2 F L ). La excentricidad del estator produce un entrehierro estacionario desigual entre el rotor y el estator que ocasiona una vibración muy direccional. El entrehierro diferencial no debe exceder  del 5% para motores de inducción y del 10% para motores síncronos. Los pies flojos y las bases alabeadas pueden producir un estator excéntrico. El hierro flojo se debe a debilidad o flojedad del soporte del estator. Las laminaciones cortocircuitadas del estator pueden ocasionar un calentamiento localizado y desigual que puede distorsionar al propio estator. Esto produce una vibración inducida térmicamente que puede aumentar significativamente con el tiempo, ocasionando distorsión del estator y problemas de entrehierro estático.

2.13 Motores de inducción AC 2.13.2 Rotor Excéntrico (entrehierro variable)

Los rotores excéntricos producen un entrehierro giratorio variable entre el rotor y el estator  que induce una vibración pulsatoria (normalmente entre 2 FL y el armónico de velocidad de funcionamiento más próximo). Frecuentemente es necesario “ampliar” el espectro para separar 2 FL y el armónico de velocidad de funcionamiento. Los rotores excéntricos generan 2 FL rodeado por las bandas laterales de la frecuencia de paso de polo (F P), así como bandas laterales FP alrededor de la velocidad de funcionamiento. F P aparece a baja frecuencia. Los valores comunes de F P oscilan de, aproximadamente, 20 a 120 c.p.m. (0,3 – 2,0 Hz). Un pie blando o desalineación inducen frecuentemente un entrehierro variable debido a la distorsión (en realidad un problema mecánico, no eléctrico) .

2.13 Motores de inducción AC 2.13.3 Problemas de rotor 

Las barras de rotor o anillos de cortocircuito rotos o rajados, juntas en mal estado entre las barras del rotor y los anillos de cortocircuito o las laminaciones cortocircuitadas del rotor  producirán una alta vibración a la velocidad de funcionamiento 1X con bandas laterales de frecuencia de paso de polo (F P). Además, se generarán frecuentemente bandas laterales F P alrededor del 2º, 3º, 4º y 5º armónico de velocidad de funcionamiento. Las barras de rotor  flojas o abiertas están indicadas por las bandas laterales (2 F L ) de la frecuencia de línea 2X rodeando la frecuencia de paso de barra del rotor (RBPF) y/o sus armónicos. Frecuentemente ocasionará altos niveles en 2X RSPF, con sólo una pequeña amplitud en 1X RSPF. El arco inducido eléctricamente entre las barras flojas del rotor y los anillos finales mostrará unos altos niveles en 2X RBPF (con bandas laterales 2 F L ); pero poco o ningún aumento de amplitudes en 1X RBPF.

2.13 Motores de inducción AC 2.13.4 Problemas de fase (conector flojo)

Los problemas de fase debido a conectores flojos o rotos pueden ocasionar una vibración excesiva en la frecuencia de línea 2X (2 F L), la cual tendrá bandas laterales alrededor de ella espaciadas a 1/3 de la frecuencia de línea (1/3 F L ). Los niveles en 2 F L pueden exceder de 1.0 pulg/seg si se deja sin corregir. Esto representa especialmente un problema si el conector  defectuoso sólo hace contacto esporádicamente. Los conectores flojos o rotos deben ser  reparados para evitar que se produzca un fallo catastrófico .

2.14 Motores síncronos AC

Las bobinas flojas del estator en motores síncronos generarán una vibración bastante alta a la frecuencia de paso de bobina (CPF). La frecuencia de paso de bobina estará rodeada por  bandas laterales 1X r.p.m.. Los problemas con motores síncronos también pueden estar  indicados por altos picos de amplitud, aproximadamente, entre 60.000 y 90.000 c.p.m., acompañado de bandas laterales 2 F L. Tome como mínimo un espectro de hasta 90.000 c.p.m. en cada soporte de rodamiento del motor. CPF : frecuencia de paso de bobina. CPF = nº de bobinas del estator  RPM  Nº de bobinas del estator = nº de polos  nº de bobinas/polo .

2.15 Motores DC y controles Glosario de términos de los motores DC y controles •SCR : Rectificador controlado de silicio o tiristor de tres terminales. •Rectificador trifásico de media onda: Circuito formado por tres SCR con sus cátodos

conectados a un punto común. A la entrada del circuito se le aplica corriente alterna. El voltaje a la salida busca aproximarse a corriente continua. La frecuencia de esta salida es 3X F L . •Rectificador trifásico de onda completa: Circuito formado por seis SCR: tres SCR con sus

cátodos conectados a un punto común, y tres SCR con sus ánodos conectados a un punto común. A la entrada del circuito se le aplica corriente alterna. El voltaje a la salida busca aproximarse a corriente continua. La frecuencia de esta salida es 6X F L . La salida de un recitficador trifásico de onda completa es más alisada que la de un rectificador trifásico de media onda. •FFT (Fast Fourier Transform): Transformada rápida de Fourier, algoritmo que tiene como

entrada los datos de la onda muestreada en el dominio del tiempo y como salida el espectro de frecuencias.

2.15 Motores DC y controles 2.15.1 Espectro normal

Muchos problemas de motores DC y controles se pueden detectar mediante el análisis de la vibración. Los motores modificados de onda completa (6 SCRs) generan una señal en la frecuencia de línea 6X (6 FL =360 Hz = 21.600 c.p.m.); mientras que los motores DC rectificados de media onda (3 SCRs) generan una frecuencia de línea 3X (3 F L = 180 Hz =10.800 c.p.m.). La frecuencia de disparo de los SCR está normalmente presente en el espectro de un motor DC, pero a una baja amplitud. Observe la ausencia de otros picos en múltiplos de F L .

2.15 Motores DC y controles 2.15.2 Devanados rotos del inducido o problemas de puesta a tierra

Cuando los espectros de un motor DC están dominados por altos niveles en SCR o 2X SCR, esto normalmente indica devanados rotos del motor o un ajuste defectuoso del sistema de control eléctrico. Un ajuste apropiado puede reducir significativamente la vibración en SRC y 2X SRC si predominan los problemas de control. Las amplitudes altas en estas frecuencias serán normalmente por encim a de aprox. 10 pulg/seg, pico en 1X SCR y aprox. 0,04 pulg/seg a la frecuencia de disparo 2X SCR.

2.15 Motores DC y controles 2.15.3 Tarjeta de disparo defectuosa o fusible encendido

Cuando una tarjeta no dispara, se pierde 1/3 de la potencia, y puede ocasionar cambios momentáneos y repetidos de velocidad en el motor. Esto puede dar lugar a unas altas amplitudes a una frecuencia 1/3X y 2/3X SCR (frecuencia 1/3X SCR = 1X F L para SCR rectificado de media onda, pero 2X F L para un SCR rectificado de onda completa). Atención: la configuración de Tarjeta/SCR deberá conocerse antes de iniciar la localización de averías en el motor (N de SCRs, N de tarjetas de disparo, etc). °

°

2.15 Motores DC y controles 2.15.4 SCR defectuoso, tarjeta de control cortocircuitada, conexiones flojas y/o fusible fundido

Los SCRs defectuosos, tarjetas de control cortocircuitadas y/o las conexiones flojas pueden generar unos picos de amplitud perceptibles en muchas combinaciones de frecuencia de línea (FL ) y frecuencia de disparo SCR. Normalmente, 1 SCR en mal estado puede ocasionar unos altos niveles en F L y/o SFL en motores de 6 SCR. Se debe tener en cuenta que no deberán estar  presentes FL, 2FL, 4FL ni 5FL en los espectros de los motores DC.

2.15 Motores DC y controles 2.15.5 Tarjeta comparadora defectuosa

Las tarjetas comparadoras defectuosas producen problemas de fluctuación r.p.m. Esto ocasiona un colapso y regeneración constantes del campo magnético. Estas bandas laterales con frecuencia se aproximan a la fluctuación de r.p.m. y requieren un FFT de alta resolución incluso para detectarlas. Estas bandas laterales también podrán ser debidas a la generación y regeneración del campo magnético.

2.15 Motores DC y controles 2.15.6 Paso de corriente eléctrica a través de los rodamientos de los motores DC

La ondulación inducida eléctricamente se detecta normalmente por una serie de frecuencias de diferencia con el espaciado en la mayoría de los casos en la frecuencia de defecto del aro exterior (BPFO), aún en el caso de que tal ondulación esté presente tanto en el aro exterior  como en el interior. Aparecen en la mayoría de los casos en una gama centrada en aprox. 100.000 a 150.000 c.p.m. Se recomienda un espectro 180X c.p.m. con 1600 líneas para la detección con mediciones tanto en los rod amientos OB como IB de motores DC.

2.16 Pulsaciones

Una pulsación es el resultado de dos frecuencias estrechamente espaciadas que se sincronizan y desincronizan entre sí. El espectro de banda ancha normalmente mostrará un pico que oscila hacia arriba y hacia abajo. Cuando se analiza más de cerca este pico (espectro inferior abajo), se observa realmente que muestra dos picos estrechamente espaciados. La diferencia entre estos dos picos (F 2 – F1) es la frecuencia pulsación que aparece en el espectro de banda ancha. Las pulsaciones no se ven generalmente en las mediciones normales de gama de frecuencia ya que es inherentemente baja, oscilando normalmente de aprox. 5 a 100 c.p.m. La máxima vibración se producirá cuando la forma de onda de tiempo de una frecuencia (F1) entre en fase con la forma de onda de la otra frecuencia (F 2). La vibración mínima tiene lugar cuando las formas de onda de estas dos frecuencias se alinean en un desfase de 180 . °

2.17 Eje blando y pie elástico

Esto no produce siempre un gran aumento de la vibración. Sin embargo, sí que puede hacerlo si el pie blando afecta a la alineación o a la concentricidad del entrehierro del motor. El “ pie elástico” puede ocasionar una gran distorsión del bastidor, dando lugar a una mayor  vibración, fuerza y tensión en el bastidor, soporte de rodamiento, etc. Esto puede suceder  cuando un perno de fijación ha sido apretado deforma forzada en el pie elástico al tratar de nivelarlo. La “ resonancia relacionada con el pie” puede ocasionar unos aumentos espectaculares de la amplitud, de 5X a 15X o más, en comparación con la amplitud cuando el perno (o la combinación de pernos) está apretado a mano. Una vez que esté bien apretado, este perno puede cambiar notablemente la frecuencia natural del pie o del bastidor de la máquina. El pie blando, el pie elástico o la resonancia relacionada con el pie afectan generalmente la vibración a 1X r.p.m, pero también pueden hacerlo a 2X r.p.m, 3X r.p.m, 2X frecuencia de línea, frecuencia de paso de paletas, etc, (particularmente la resonancia relacionada con el pie).