Manual Analisis Vibraciones Actualiz Oct 25 07k(Rev 1) (1)

ESPECTRUM LTDA CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES

MANUAL TEMAS VARIOS DE ANÁLISIS DE VIBRACIONES

Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Este manual es una recopilación de varios artículos técnicos, técnicos, los cuales han sido sido extractados de revistas especializadas en el tema, manuales de otras entidades, conceptos generados por personas en publicaciones en Internet, que de una u otra manera quieren hacer su aporte en la difusión y conocimiento del mundo de las vibraciones.. Adicionalmente a sido complementado con aportes de las experiencias acumuladas a través del tiempo tiempo por el personal de la empresa, y en particular por su Gerente Alonso Gaviria R, quien cuenta con 23 años de experiencia profesional y 20 años en el campo del Análisis de la Vibraciones.


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1 ) DESBALANCEO Se denomina desbalanceo en una pieza, cuando su eje inercial se encuentra encuentra desplazado del eje geometrico de rotacion, y existiendo diversos tipos de desbalanceo. El origen de un desbalanceo puede darse por varias causas, causas, entre las cuales tenemos la deformacion del material, desgaste de partes, mal ensamble, golpes, desprendimiento de partes, etc.

Centro de Masa Centro de Eje

Eje Rotatorio

Centro de Gravedad

Balanceado

Centro de Gravedad

Desbalanceado

Las Caracteristicas que rigen a la vibración por desbalanceo son las siguientes : Altos Niveles de Vibración Radial – Altos – Componente 1X RPM estable en Espectro y Forma de Onda ( señal en el Tiempo ) Amplitud a la frecuencia de 1XRPM se incrementa con la Velocidad – El nivel de Amplitud – Bajos Niveles de Vibración a las frecuencias de 2X, 3X ,4X ,5X RPM, etc – Normalmente presenta bajos Niveles de Vibración en la direccion Axial – La forma de Onda es de tipo Senusoidal pura – Pueden aparecer otras fallas, especialmente el Juego Mecánico •

Para que un equipo amerite ser Balanceado, se hace necesario que por lo menos el 60% 60% de la amplitud de la vibración con respecto a la magnitud total se genere a la frecuencia de 1X RPM, lo cual significa que el 60% de la vibración es predominante predominante por desbalanceo, y el resto ( 40 % ) lo puden generar otros factores.


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ESPECTRUM LTDA CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES

TIPOS DE DESBALANCEO A. Desbal anc eo Es tat ic o

El desbalanceo genera el predominio de la frecuencia de 1X RPM ( velocidad de giro de la maquina ) y con mayor énfasis en la dirección horizontal , para que sea considerado como de tipo estático; se hace necesario que la posición del ángulo de fase tomado en los dos extremos de las chumaceras de apoyo del rotor marque el mismo ángulo o posición ( dependiendo del instrumento con el cual se tomen los datos ), si esto ocurre se entra a considerar el desbalanceo como de TIPO ESTATICO. Cuando se tiene un problema de desbalanceo, la fuerza que este produce aumentara al cuadrado de la velocidad que se tenga en ese instante. La forma de onda de un desbalanceo estático puro, siempre será de tipo SENOSOIDAL PURA, aspecto este que permite facilitar el diagnostico del problema en el instante del análisis. El desbalanceo se puede corregir de dos maneras: La primera forma es colocando un solo peso de corrección de balanceo en un plano en el centro de gravedad del rotor ( CG ), y la segunda es repartiendo este peso en los dos extremos del rotor, pero conservando la misma dirección.

c e S / m m n i y t i c o l e V K P

27 24 21 18 15 12 9 6 3 0

PREP - VEN.215-FA-237 (COM AT CP159 FA-237 -A-H A-HORZ (MOTOR LADO LIBRE)

6 . 2 5 7 1

1X RPM (DESBALANCEO)

0 c e S / m m n i y t i c o l e V

ROUTE SPECTRUM 17-DEC-03 17:26:21 OVRALL= 23.17 V-DG PK = 23.04 CARGA = 100.0 RPM = 1800. RPS = 30.00

10000

20000 Frequency in CPM

30000

40000

30 20

ROUTE WAVEFORM 17-DEC-03 17:26:21 PK = 23.32

10 0 -10 -20 -30 0

50

100

150

200 250 Time in mSecs

300

350

400


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Una diferencia de fase aproximadamente de cero grados ( 0º ) debe existir entre las direcciones horizontales de ambos apoyos, así como en las direcciones verticales. Usualmente también ocurre una diferencia de la fase aproximadamente de 90º (± 30º ) cuando se cambia el sensor de vibración de la posición horizontal a la vertical y la lectura se toma en cada uno de los dos extremos de los planos.

V

V

H

H

90º

B. Desbalanc eo de Par de Fuerzas

El desbalanceo de par de fuerzas también es conocido con el nombre de “ DESBALANCEO CRUZADO “ o de tipo “ CUPLA “, donde las amplitudes de la vibración pueden ser iguales o diferentes en los dos planos de medición, sin embargo tienen algo en particular, y es el hecho que tendrán una diferencia de ángulo de fase de 180 º grados entre los dos extremos de medición, para una misma dirección de medición. Como se trata de un problema de desbalanceo, la frecuencia de predominio será la de giro de la maquina ( 1X RPM ), para la corrección del problema se hace necesario colocar pesos en los dos planos, pero teniendo en cuenta que las pesas deben quedar una opuesta con respecto a la otra, con el objeto de eliminar el efecto de tipo cruzado. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Para determinar si realmente el problema es de desbalanceo, se debe cumplir que el cambio de fase entre la dirección horizontal y vertical de cada plano, debe estar seguida por una cambio de fase de 90 º grados ( ± 30º ), aspecto que corresponde al cambio de posición del sensor de vibración de la dirección horizontal a la vertical ).

C. Desbalanceo Dinamico

Este tipo de desbalanceo es quizás el que mas se presenta en la practica, y es ocasionado por una combinación del desbalanceo de tipo estático y de par de fuerzas, normalmente la posición del ángulo de fase entre los dos extremos del apoyo del rotor pueden generar una diferencia entre 45º , 90º , o 135º grados, lo que hace que el efecto que se consigue no sea ni de “ tipo estático “ ( al no existir la misma posición de fase entre los dos extremos ), como tampoco de tipo cruzado, debido a que la diferencia de fase obtenida entre los dos mismos extremos no es de 180º grados. Por lo tanto para corregirlo se puede hacer una distribución de fuerzas a lo largo de las dos líneas de acción de cada plano, para ello se construye un vector estático y un vector de efecto cruzado, luego se mide cual de los dos tiene un mayor tamaño, y se inicia el proceso de balanceo aplicando la técnica que se requiere según sea el predominio del “ Desbalanceo Estático “ o “ Cruzado “. Al igual que en los otros tipos, el desbalanceo dinámico debe también mostrar un cambio de fase de 90º grados entre la dirección horizontal y vertical de cada plano, y la frecuencia de predominio será la misma de giro del equipo ( 1X RPM ).


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D. Desbalanceo de Rotor en Voladizo

También conocido con el nombre de Rotor en Cantiliver, este tipo de desbalanceo causa una alta vibración a la frecuencia de 1XRPM en las direcciones axial y radial. Las lecturas axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fase radial ( horizontal y vertical ) pueden estar inestables. PREP - VENTILADOR BU-154-A BU-154-A -A-H A-HORZ (MOTOR LADO LIBRE

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Route Spectrum 12-NOV-03 14:24:39

14


4 . 0 7 5 3

12

OVRALL= 12.85 V-DG PK = 12.84 CARGA = 100.0 RPM = 3600. RPS = 60.00

DESBALANCEO = 1X RPM 10 8 6 4 2 0 0

20000

40000

60000

Frequency in CPM

Sin embargo, las diferencias de fase horizontal usualmente cuadran con las diferencias de fase vertical en el rotor desbalanceado ( ± 30º ). El desbalanceo suscitado en los Rotores en Cantiliver también son el reflejo de un desbalanceo de tipo Estático, así como de un desbalanceo de Par de Fuerzas, donde cada uno de estos requiere ser corregido, sin embargo existe una técnica que nos puede llevar a hacer que el proceso de balanceo sea mas rápido y eficiente.

1

2

2

1


7


Normalmente para balancear este tipo de efecto Cantiliver, se enumeran los planos como lejano ( plano 1 ) y cercano ( plano 2 ), y procede a balancear inicialmente en un solo plano ( el plano cercano = 2 ), colocando una sola pesa en el lado del rotor demarcado como No. 2, el otro costado ( plano 1 ) se deja sin peso, y se procede a balancear, hasta que el rotor llegue a unos limites permisibles, en ese momento y casi en un 85 % de los casos el plano considerado como lejano ( plano No,1 ) responde a la pesa colocada en el plano No, 2. Si por alguna razón los niveles en el plano cercano ( No. 2 ) entran dentro de rangos permisibles, pero para el plano No. 1 ( lejano ) aun continua con valores altos, se procede a balancear este plano ( No. 1 ) colocando pesos en el plano No. 1 del lado del rotor hasta balancear, pero lo que se haga en este punto, también debe hacerse en el plano No. 2, en sentido opuesto, es decir el peso que se coloque en el plano No. 1, se debe colocar en el plano No. 2, pero opuesto 180º grados. Los pesos que se adicionen para corregir el desbalanceo, son proporcionales a las amplitudes que se manifiesten en cada plano, pero teniendo el cuenta el tipo de efecto ( desbalanceo ) que predomina.

E. Formas de Balanceo

Existen varias tecnicas para balancear, ya sea dinamicamente , o estaticamente. A ) Dinamicamente : Se puede hacer en el lugar de trabajo, mediante la utilizacion de equipos portatiles de balanceo dinamico en campo, para esto se hace necesario llevar el equipo a su velocidad nominal de trabajo. Tambien se puede realizar en un banco de pruebas ( maquina balanceadora ), para lo cual se monta el equipo y se hace girar a una determinada velocidad, pero inferior a las RPM de la maquina en campo, pero siguiendo las normas VDI de balanceo internacional, las cuales esta clasificadas en varios rangos, y conocidas como grado de desbalanceo residual permisible ( G ).


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B) Estaticamente Este balanceo se realiza estando el rotor a balancear montado sobre la maquina, o en un banco, siempre y cuando se pueda girar libremente con la mano.

Modelos Para Balanceo

Modelo

Relacion L/D

Rotor

L Menor

D

Modelos de Balanceo Un Plano

Dos Planos

Hasta

Superior a

1000 RPM

1000 RPM

Multiples Planos

Que 0,5


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Modelo

Relacion L/D

Rotor

L D

L D

Modelos de Balanceo Un Plano

Dos Planos

Y

Hasta

150 a 2000 RPM

Menor Que 2

150 RPM

Mayor Que 0,5

Superior a 70% vel Critica

Multiples Planos

Superior a 2000 RPM Superior a 70% Vel Critica

Superior a Mayor que 2

Hasta 100 RPM

100 RPM y Hasta el

Superior a 70% Vel Critica

70% Vel Critica

2) ROTOR EXCENTRICO La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación de una pieza se encuentra desplazado del centro geométrico, esto puede ocurrir en una polea, engranaje, rodamiento, armadura del motor, etc. La vibración que se manifiesta es a la frecuencia de giro de la pieza que esta rotando ( 1X RPM ) y que presenta el problema de excentricidad. Al hacer un análisis de fases se obtiene que las lecturas de fase horizontales y verticales usualmente difieren en 0º, o 180º grados ( cada una de las cuales indica el movimiento en línea recta ). Cuando se intenta balancear un equipo que presenta problemas de excentricidad, se pueda dar un mejoramiento de amplitud de la vibración en la dirección en la cual se este realizando el correctivo, sin embargo la otra dirección ira ganando incrementos de amplitud, debido al problema de excentricidad que se da en la pieza. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Normalmente la excentricidad genera una modulación de la amplitud, es decir se gana y se pierde amplitud constantemente, su forma de onda es senosoidal modulada, debido al componente predominante de la frecuencia de 1X RPM.

T.G.KN01-A-A-H A-HORZ (T.G. SUR LADO LIBRE)

40

Route Waveform 14-SEP-03 11:37

30

PK = 26.24 CARGA = 100.0 RPM = 500. RPS = 8.33


10 0 -10 -20 -30 MODULACION DE LA AMPLITUD DE LA VIBRACION

-40 0

50

100

150

200 Time in mSecs

250

300

350

400


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3) EJE DOBLADO Los problemas de un EJE DOBLADO causan una alta vibración en la dirección axial , mostrando una diferencia de fase de 180º grados en la medición de los dos puntos de apoyo, pero conservando el mismo sentido de posición del sensor durante la prueba. La frecuencia que entra a predominar es la fundamental de giro ( 1X RPM ) y se origina siempre y cuando la torcedura este cerca del centro del eje , sin embargo puede darse otro caso donde la frecuencia que entra a predominar es la 2X RPM, y esto ocurre cuando el doblez se encuentra cerca del acople. Es importante tener cuidado al tomar las lecturas de fase entre un extremo del apoyo y el otro, ya que normalmente se requiere hacer un giro de 180º grados al sensor, y este giro debe ser compensado para poder determinar si realmente existe o no un desfase axial de 180º grados entre los dos extremos.

El problema de una torcedura de eje se asimila a un problema de desbalanceo, debido al predominio normalmente de la frecuencia de 1X RPM, por lo tanto es importante estar seguros que el problema que se genera es de torcedura y para esto se pueden hacer pruebas complementarias como son: A)

Medi ci ón de Fase Ax ial en c uat ro pu nt os de l a chu mac era de ap oy o d el ej e

Para realizar esta prueba se hace necesario tomar lecturas de fase en cuatro ( 4 ) puntos en la chumacera de apoyo del eje, pero en la misma dirección axial, si el eje no presenta problemas de torcedura las lecturas deben ser iguales, pero si se genera una diferencia en lecturas de ángulo de fase; se entra a considerar la posibilidad de un problema de torcedura de eje, y para corroborarlo se hacen pruebas de fase entre la dirección horizontal y vertical de cada plano de apoyo del eje, debiéndose presentar un cambio de fase de 90º grados, debido a que el doblez del eje va continuo con el movimiento dinámico del eje, aspecto por el cual se asimila con un desbalanceo. Las mediciones de ángulo de fase se pueden hacer con un sensor de tipo óptico, el cual nos dará la posición de ángulo de fase en términos de grados, o con una lámpara estroboscopica dándonos una referencia de posición la cual puede ser asumida en términos de expresión de horas Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Posicion

Angulo de fase grados

Angulo de Fase Lampara

1

30 º

1 horas

2

90º

3 horas

3 4

150º

5 horas

270º

9 horas

1

4

2 3

En este caso se puede observar que la fase tomada en la dirección axial del cojinete de apoyo, mostró que en los cuatro puntos de lectura existe una diferencia, por lo tanto se puede considerar que el eje presenta problemas de torcedura. B)

Medici ón de fase radial en los extremos del apoyo

En esta prueba se realiza una medición de posición de fase tomando datos en los dos extremos del mismo apoyo, ya sea en la dirección horizontal, o en la vertical , si el eje presenta problemas de torcedura se presentara una variación de la medición de ángulo de fase de 180 º grados entre los dos extremos

Diferencia de fase de 180° grados entre los dos extremos de los apoyos En esta prueba el elemento a utilizar es la ayuda de un palo con terminación en forma de espina de pescado, al cual se le pega un sensor de vibración y se procede a registrar lecturas de fase en una misma dirección en los dos extremos del eje, si las lecturas de fase muestran una diferencia de 180º grados, se puede concluir que el eje en referencia presenta un problema de torcedura, por lo tanto para el ejemplo anterior, se nota que la fase en el extremo izquierdo demarca una posición a las nueve ( 9 ) horas, mientras que la fase en el extremo derecho nos da una posición a las tres ( 3 ) horas, generando un desfase de 180º grados entre las dos.


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4) DESALINEACION La desalineación se genera cuando dos ejes no se encuentran perfectamente colineales uno con respecto al otro, es decir que visitos desde un solo sitio se ve puede observar la presencia de una linea inclinada a partir del centro ( desalineacion angular ), dos puntos separados ( desalineación paralela ), un punto y una linea inclinada, pero separada de la linea de rotacion ( desalineacion Combinada = Angularidad y Paralelismo ).

El resultado final de la observación debe reflejar un punto si los ejes son perfectamente colineales

A. Desali nac io n A ng ul ar

La desalineación Angular se caracteriza por un predominio de la frecuencia de giro de la maquina ( 1X RPM ), la cual puede ser manifestada en la dirección horizontal o vertical, dependiendo de donde este ocurriendo con mayor intensidad, si las mayores amplitudes ocurren en la dirección axial, es muy factible que se generen también las frecuencias de 2X RPM y 3X RPM, así como la frecuencia de trabajo de los elementos de unión del acople llamada FTA ( Numero de elementos de unión del acople X RPM del eje ), lo que implicaría problemas por alta desalineación y que están afectando al acople, debido a que si una maquina tiene desalineación y el acople esta absorbiendo parte de esta; es poco común que refleje altas amplitudes en esta dirección ( axial ), pero mostrara vibraciones mayores en las direcciones ( horizontal y/o vertical ).


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La hacer un análisis de fases entre los dos extremos de los puntos de apoyo del acople, se obtiene una diferencia de fase de 180º grados, teniendo en cuenta que se debe conservar la misma dirección y sentido, de lo contrario se debe efectuar una compensación de la lectura en uno de los dos extremos, y de este modo comparar si efectivamente existe el desfase de 180º grados. A diferencia de la soltura mecánica de tipo “ C,” la presencia de frecuencias armónicas ( 1X, 2X, 3X ; etc ), no tienen típicamente un incremento de ruido en el piso del espectro ( en otras palabras, el espectro no se levanta de la base.)


CV-27

ROUTE SPECTR 17-DEC-03 18:0 OVRALL= 16.38 PK = 16.34 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17

18 16 14 1x RPM ( DESALINEACION ANGULAR ) 12 10 8 6 4 2 0 0

c e S / m m n i y t i c o l e V

- -A-V A-VERT (MOTOR LADO LIBRE

20000


60000

80000

30 20

ROUTE WAVEF 17-DEC-03 18:0 PK = 16.86

10 0 -10 -20 -30 0

50

100

150


300

350

400

La grafica anterior muestra el predominio neto de una desalineación de tipo angular, ante la manifestación proporcional de la frecuencia de 1X RPM, por lo cual la onda sinusoidal es bastante fina, adicionalmente se detecta una pequeña participación de la frecuencia de 2X RPM, pero que no tiene mucha amplitud. En la siguiente grafica también se presenta un efecto de desalineación, con predominio de la frecuencia de 1X RPM en mayor proporción, lo cual comanda a la desalineación angular como factor principal, sin embargo también existe la presencia de los armónicos de 2X, 3X, 4X , 5X RPM, pero de menores amplitudes.


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PREP - BANDA-CV-15(SEGUNDA LINEA ) CV-15( S.L-B-H B-HORZ (MOTOR LADO ACOPLE)

4.5

ROUTE SPECTR 20-JUN-03 13:3

4.0

OVRALL= 3.94 V PK = 3.94 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17

3.5 c e S / m m n i y t i c o l e V K P

1x RPM

3.0 2.5 2.0

2X RPM

1.5 1.0

3X RPM 4X RPM

0.5 0 0

10000

20000 30000 Frequency in CPM

40000

50000

Para comprobar que también existe desalineación, se puede realizar una prueba de análisis de fase entre la dirección horizontal y vertical de ambos puntos de apoyo de una de las maquinas ( fija o móvil ), sobre todo en aquella que presenta los mayores niveles de vibración. Si al realizar la medición de fase entre la dirección horizontal y vertical de un mismo apoyo, existe una diferencia de fase de 0º , o 180º grados, se puede afirmar que la maquina presenta problemas de desalineación, pero se recomienda hacer esta prueba como mínimo en los dos apoyos, ya que un extremo podría arrojar cambios de fase de 90º grados solamente, mientras que el otro pudiera presentar un cambio de 0º , o de los 180º grados. Esto es importante realizarlo sobre todo cuando se desacopla la maquina ( motor ), debido a que puede existir una desalineación entre los acoples, pero a la vez el motor también puede presentar problemas de desalineación interna entre las cunas de alojamiento de los rodamientos en las tapas, por lo tanto no bastara con alinear el motor y su elemento accionado, sino que se debe realizar un correctivo inicialmente en el mismo motor, para luego de haber sido corregido este problema se pueda entrar a conseguir una buena alineación entre los dos componentes ( motor y elemento accionado ).

Se recomienda hacer la prueba de fase, ya que la vibración a la frecuencia de 1X RPM, fácilmente puede confundirse con un DESBALANCEO.


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V

V

V

V

H

H

H

H

A

B

Existe Desalineación al presentarse una condición en uno de los dos apoyos ( A ), donde entre la dirección horizontal y vertical NO se produce un cambio en la posición de la fase

A

B

Existe Desalineación al presentarse una condición de cambio de fase de 18 0º grados entre la dirección horizontal y vertical de cada uno de los planos ( A y B )

B. Desalineaci on Paralela

La desalineación paralela posee síntomas de vibración similares a la angular, sin embargo la frecuencia que entra a predominar es la 2X RPM, y donde el comportamiento del análisis de fases entre los dos extremos del acople demarca una diferencia de 180º grados en la dirección horizontal o vertical. Es normal encontrar la presencia de la frecuencia de 1X RPM, y de 3X RPM, pero de menores amplitudes, debido que el efecto del movimiento paralelo del eje puede producir desgaste en el elemento de acoplamiento, o incluso de los mismos rodamientos de apoyo del equipo.


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PREP - BANDA-CV-150 CV-150 -B-H B-HORZ (MOTOR LADO LIBRE)

10

ROUTE SPECTRU 10-NOV-03 15:02: OVRALL= 8.73 V-D PK = 8.73 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17

8 6 4

2X RPM 1X RPM

2

3X RPM

0 0 c e S / m m n i y t i c o l e V

6000


18000

24000 ROUTE WAVEFOR 10-NOV-03 15:02: PK = 8.18

15 10 5 0 -5 -10 -15 -20 0

100

200


500

600

Cuando ha existido mucho desgaste de las partes, es normal encontrar altas amplitudes en los tres primeros armónicos ( 1X, 2X y 3X RPM, pero siendo la 2X RPM mayor en amplitud que la 1X RPM y 3X RPM ), con acompañamiento de varios armónicos de mayor orden ( 4, 5, 6, 7, 8 X RPM de la maquina ), significando esto que no solamente se debe corregir el problema de desalineación, sino que antes de solucionarlo es importante entrar a revisar el estado de ajuste de los rodamientos.

Esta ultima parte de presencia de di versos armónicos de la velocidad de giro, puede tender a confundirse con un soltura mecánica tipo “ C “ .


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S.L - VENT VIGA DEL TECHO FA-181 FA-181 -B-V B-VERT (MOTOR LADO ACOPLE)

2.0

Route Spectrum 04-AUG-03 11:37:5

1.8

OVRALL= 2.04 V-DG PK = 2.04 CARGA = 100.0 RPM = 1755. RPS = 29.25


1.4

2X

1.2 1.0 0.8 0.6 4X

0.4

1X 3X

0.2

5X 6X

7X

0 0

10000


30000

40000

C. Desalineacion de Rodamiento Inclinado Sobre el Eje

Un rodamiento inclinado genera una vibración axial considerable. Puede causar un movimiento torcional con un cambio de fase aproximado de 180º entre la medición en la parte superior y la inferior, y/o con respecto a las mediciones en los casto s derecho e izquierdo ; cuando se mide en dirección axial de la misma carcaza del rodamiento. Los Intentos que se efectúen por de alinear el acople, o balancear el rotor no alivian el problema, por lo tanto se hace necesario remover el cojinete e instalarlo correctamente.


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Una de las causas para que un rodamiento que inclinado, lo motiva el hecho que cuando se esta cal ibrando su ajuste ( Rodamiento de ajuste de manguito ), solamente se verifica la calibración con las galgas por un solo costado, y no en los dos extremos del rodamiento ( parte interna y externa ), lo cual puede dar lugar a que por un extremo de un aparente ajuste, mientras que en otro extremo quede ligeramente suelto. Para conocer si existe desalineación entre dos puntos de apoyo de un rodamiento que se sospeche que esta inclinado, se deben tomar medidas de fase en cuatro puntos la chumacera de apoyo y en l a dirección axial, si el rodamiento presenta este problema, las mediciones de fase entre el punto 1 y 3 deben ser opuesta en 180º grados, al igual que entre los puntos 2 y 4.

D. Desalineación de Rodamiento entre Chumaceras

En una máquina con transmisión de poleas, la mala posición de las chumaceras puede evitar que el eje se acomode correctamente, lo cual genera vibraciones anormales en sentido axial y radial. El espectro de vibración reflejara el predominio de la frecuencia de giro ( 1X RPM ), especialmente en sentido axial, para evitarlo se hace necesario hacer una verificación de que las chumaceras queden completamente paralelas entre si.


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5 ) RESONANCIA

La resonancia ocurre cuando se encuentran dos frecuencias, como puede ser la frecuencia de giro de la maquina, o una frecuencia forzada, con la frecuencia natural del sistema, dando origen a grandes amplitudes de vibración, motivando una falla prematura o fatal del sistema, debido a que en este momento se producen grandes flexiones de la parte que esta entrando en resonancia. Normalmente la frecuencia de resonancia la genera la velocidad de giro de la maquina, cuando entra a coincidir con la frecuencia natural de la base, o cimentación, y en este momento recibe el nombre de RESONANCIA ESTRUCTURAL. Sin embargo cuando la frecuencia natural del eje en rotación entra a coincidir con la velocidad de giro de la maquina, este efecto de resonancia se denomina VELOCIDAD CRITICA, y en ese instante las mayores deflexiones se están produciendo en el eje, por lo tanto se vuelve demasiado critica la condición de operación de una maquina bajos estas circunstancias. La velocidad critica se encuentra por lo general en los equipos de velocidad variable, de ahí que durante su construcción se deba tener en cuanta un buen sistema de amortiguación para evitar que cuando el rotor alcancé la velocidad a la cual se produce este fenómeno, no se tengan grandes amplitudes de vibración, y es normal encontrar que muchas veces no son sentidas, y por lo cual se cree que el equipo no presenta esta condición.


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Comportamiento De rotor Rígido

Zona Resonante

Comportamiento Rotor Flexible

0 Punto Pesado 90 Punto Alto 180

Punto Alto Punto Pesado

8

Punto Alto

6 4

Punto Pesado Punto Alto

2 0 Punto Pesado y Punto Alto en fase

Punto Pesado

RPM Punto pesado de desfasa 180 grados Con respecto al punto Alto.

Punto Pesado se Desfasa 90 grados Con respecto al punto Alto.

Comportamiento de un rotor al paso por las tres zonas, mediante la visualización A través de un diagrama BODE ( Fase vs. RPM, Amplitud Vs. RPM ). Normalmente la frecuencia de resonancia la genera la velocidad de giro de la maquina, cuando entra a coincidir con la frecuencia natural de la base, o cimentación, y en este momento recibe el nombre de RESONANCIA ESTRUCTURAL.


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Sin embargo cuando la frecuencia natural del eje en rotación entra a coincidir con la velocidad de giro de la maquina, este efecto de resonancia se denomina VELOCIDAD CRITICA, y en ese instante las mayores deflexiones se están produciendo en el ej e, por lo tanto se vuelve demasiado critica la condición de operación de una maquina bajo estas circunstancias. La velocidad critica se encuentra por lo general en los equipos de velocidad variable, de ahí que durante su construcción se deba tener en cuanta un buen sistema de amortiguación para evitar que cuando el rotor alcancé la velocidad a la cual se produce este fenómeno, no se tengan grandes amplitudes de vibración, y es normal encontrar que muchas veces no son sentidas, y por lo cual se cree que el equipo no presenta esta condición. Existe otro efecto de resonancia, el cual es conocido como RESONANCIA INDUCIDA, y ocurre por lo general a una frecuencia superior a la velocidad de giro de la maquina, y se produce por efecto de golpeteo de correas, por el contacto entre los dientes de dos engranajes, paso anormal de agua a través de un impulsor, o del aire en un ventilador, etc. Cuando un rotor esta trabajando en la zona de RESONANCIA PLENA , PARCIAL POR DEBAJO, o PARCIAL POR ENCIMA , y bajo el predominio de la frecuencia de 1X RPM, es muy fácil entrar a confundirlo con un problema de desbalanceo, sin embargo resulta prácticamente imposible balancearlo, debido a que el rotor que gira no es el que presenta el problemas, sino su base o cimentación. Para lograr conocer este estado se debe efectuar una prueba de análisis de fase, donde se presentara un cambio de fase de 90º grados en el momento de apagar la maquina, o durante el proceso de arranque de la maquina se producirá un cambio de fase de 90º grados en el instante mismo en que la maquina entre en la zona de resonancia, esto ultimo resulta difícil visualizarlo en el arranque de un equipo, debido a que su rampa de aceleración es muy rápida, pero si el equipo se puede llevar gradualmente en aumento de velocidad ; este fenómeno se logra observar mediante la utilización de in strumentos que permitan visualizar la fase, como son una lámpara estroboscopica y/o un fasor de referencia . Las características para identificar una resonancia son varias A) Fuerte cosquilleo en la parte que tiene mayor vibración B) Cambio de fase de 90º grados al apagar la maquina, dejando el sensor de vibración en la misma posición y tomando lecturas de fase de comparación entre el estado en pleno movimiento y en el instante de apagado. C) Presencia de predominio de la frecuencia de 1X RPM, si se trata de una resonancia de tipo estructural, o presencia de la frecuencia de trabajo del elemento y multiplicado por las RPM de giro, si se trata de un problema de resonancia inducida, como es el caso del Numero de alabes de un ventilador multiplicado por las RPM de giro. D) La forma de onda será de tipo senosoidal modulada, que puede contener un periodo ( T ) , que motive una baja, o alta frecuencia.


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REFI - BOMBA HIDRAUL CALENTAMIENTO HS-10-A -C-V C-VERT (BOMBA LADO ACOPLE ROUTE SPECTRUM 21-AUG-03 09:11:3 OVRALL= 3.84 V-DG Frec. Resonancia = Numero de Alabes X RPM PK = 3.82 CARGA = 100.0 RPM = 3567. RPS = 59.45

4.5 4.0 3.5 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0 0


20000


80000

6 4

100000 ROUTE WAVEFORM 21-AUG-03 09:11:3 PK = 3.83

2 0 -2 -4 -6 0

60


240

300

Esta grafica nos muestra el efecto de resonancia ocasionado por el paso del fluido a través de los alabes del elemento impulsor, y que corresponde a multiplicar las RPM de trabajo ( 3.567 X 9 alabes ), nótese la presencia de la señal modulada de la amplitud, signo de una efecto de resonancia. En la grafica siguinete se tiene que el motor inicialmente gira a una velocidad de 1.458 RPM ( parte inferior de la grafica ) y solo tiene una amplitud de 0.54 mm/seg a la frecuencia de giro, sin embargo se aprecia la aparición de una frecuencia cercana a el, la cual corresponde a 1.673 CPM y que es la frecuencia natural del sistema con una amplitud de 2.21 mm/seg.


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RKEF - BOMBA LODOS PP-262 ( A-13 ) PP-262 -A-H A-HORZ (MOTOR LADO LIBRE Max Amp 4.28

4.0 Encuentro velocidad de giro con frecuencia de la estructura 3.5 3.0


2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 Frecuencia Natural estructura = 1.673 CPM

0 08-SE

Rpm motor = 1.458

0

4000


18-NOV-03 12000

Para la parte superior de la misma grafica se obtiene un incremento en la amplitud de la frecuencia de 1.673 CPM, pasando de 2.21 mm/seg a 4.27 mm/seg, debido a que la velocidad del motor fue aumentada a un limite muy cercano de 1.650 RPM, por lo tanto las dos frecuencias se hacen mas cercanas, y entra a producirse una frecuencia de resonancia, el motor de la prueba es de velocidad variable.


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S.L - VEN TORRE 622 CZ-150-01-A CZ-150 -B-V B-VERT (MOTOR LADO ACOPLE ROUTE SPECTRU 24-JAN-03 13:55:4 8X VENTILADOR = 1.684 CPM OVRALL= 5.13 V-D PK = 5.16 CARGA = 100.0 1X Motor = 1.750 RPM RPM = 1750. RPS = 29.17

c e S / 4.0 m m 3.5 n 3.0 i y t i 2.5 c o 2.0 l e V 1.5 K 1.0 P

0.5 0 0


2000


8000

10000 ROUTE WAVEFOR 24-JAN-03 13:55:4 PK = 5.33

9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 0

0.3

0.6

0.9

1.2 1.5 1.8 Time in Seconds

2.1

2.4

2.7

La grafica anterior muestra un efecto de resonancia al entrar en una zona muy cercana la velocidad de giro del motor de 1.750 RPM con la frecuencia de trabajo de los alabes del ventilador ( 210 RPM X 8 Alabes = 1.684 CPM ), generando de esta manera un efecto de resonancia parcial, nótese la forma de onda de tipo modula, signo de un efecto de resonancia. Para solucionar este problema es necesario hacer uno de los siguientes correctivos: A) Aumentar o disminuir la velocidad de giro de la maquina en una zona de un 30 % por encima, o por debajo de frecuencia de resonancia de la base, con el objeto que las dos frecuencias no se encuentren y se produzca un incremento de las amplitudes. B) Se debe modificar la rigidez de la base, de tal forma que en lo posible la frecuencia natural de la base quede por encima de la máxima velocidad de giro de la maquina, con esto la velocidad de giro máxima de la maquina nunca se encontrara con la frecuencia Natural de la base, ya que esta ultima se encuentra por encima del limite máximo de velocidad. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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C) Otra solución puede ser el hecho de aumentar la masa del equipo, con esto se obtendrá una disminución de la frecuencia natural del sistema, pero se corre el riesgo que cuando se necesite operar la maquina a una baja velocidad, se encuentren nuevamente las dos frecuencia y se produzca de nuevo la resonancia, pero también puede darse el caso que la velocidad no sea disminuida, sin embargo en el momento de apagar la maquina; esta ira perdiendo velocidad y su apagado será lento debido a la inercia del equipo, por lo tanto llegara un momento en el cual se produce un alto movimiento estructural, ya que en ese instante la velocidad que lleva la maquina en su proceso de apagado entre a coincidir con la frecuencia natural del sistema, lo que puede llegar a producir rompimiento de partes, aflojamiento de tornillería, etc, y mucho mas si la maquina apaga o prende varias veces al día.

6 ) SOLTURA MECANICA La soltura mecánica esta clasificada en tres ( 3 ) categorías llamadas tipo “ A “ , “ B “ , o “ C “ . A) Sol tu ra Mecán ic a Tip o “ A “

Este tipo de soltura mecánica es causada por soltura o debilitamiento estructural de las patas de amarre de la maquina, el skit de montaje ( Placa Base ) , o también por una cimentación deteriorada ( Base de concreto ). Para esta clase de problema, la frecuencia que entra a predominar es la de giro de la maquina ( 1X RPM ), y normalmente tiende a mostrar una mayor amplitud en la dirección vertical, sin embargo en algunos casos también puede ser mayor en la dirección horizontal.

Una manera de verificar cual de las partes ( Tornillos de amarre, Skit de montaje, o cimentación ) es el elemento que esta causando la soltura mecánica tipo “ A “ , consiste en hacer mediciones de fase en la dirección vertical, para lo cual se coloca el sensor de vibración en cada una de las partes verticalmente y se mide la posición de ángulo de fase, un cambio de 90º o de 180º grados entre las partes nos indicara cual es el elemento portador del problema, para esto también se puede hacer uso de la ayuda de la medición de amplitud simultáneamente con la medición de fase.


27


Un problema de soltura mecánica tipo “ A “, fácilmente puede confundirse con un problema de desbalanceo, sin embargo si esto es el caso, la técnica para diferenciarlo esta en primera instancia en la prueba de fase, pero también se puede hacer uso del espectro de vibración. Si el problema neto es de soltura mecánica, habrá una alta amplitud en la dirección vertical, pero menor vibración en la dirección horizontal.

PREP - VENT. PURGA-215-DC-15004-A DC-150-04 - PTS=A-H A-V (14-DEC-03) 12

Max Amp 11.1

1X RPM VERTICAL

10 8


6 4 2 0 A-V

1X RPM HORIZONTAL

0

4000


12000

A-H 16000

Si existe desbalanceo y soltura mecánica, se puede dar la posibilidad que las amplitudes sea muy parejas en ambas direcciones ( horizontal y vertical ), lo que indica la presencia de un desbalanceo, pero incrementado por soltura mecánica tipo “ A “, y por lo tanto para corregir el des balanceo se hace necesario mejorar inicialmente las condiciones de fijación de la maquina.


28


REFI - VENTILADOR MAPEKO VMAPE - PTS=A-V A-H (28-FEB-02) 30

Max Amp 30.4

1x RPM HORIZONTAL

27 24 21


18 Las amplitudes son practicamente iguales

15 12

1x RPM VERTICAL

9 6 3 0 A-H

0

4000


12000

A-V 16000

B) Soltu ra Mecánica Tipo “ B “

Este tipo de soltura genera vibración a la frecuencia a dos veces la velocidad de giro de la maquina ( 2X RPM ), y normalmente la ocasiona un aflojamiento de los tornillos de amarre de la maquina, aumento en la holgura de los cojinetes de apoyo, o por la presencia de una grieta o fisura en el equipo, y/o en la base de apoyo. Normalmente la soltura mecánica no viene sola, en la gran mayoría de los casos esta acompañada o incrementada por otras fuerzas de excitación como puede ser un desbalanceo y/o una desalineación, pero puede darse el caso que la maquina por no poseer un buen sistema de fijación genere altos niveles de vibración, sin necesidad que intervengan otros elementos para excitarla. La explicación para que el fenómeno de soltura mecánica genere una frecuencia de 2X RPM esta relacionada con el siguiente ejemplo. En la grafica “ A “ se muestra un rotor al cual se le ha agregado un peso para generar un desbalanceo, y este esta montado sobre una chumacera y amarrado por medio de los pernos de anclaje, los cuales se encuentra sin ajustar, al analizar el comportamiento del peso agregado este se encuentra en l a posición de las seis ( 6 ) horas, por lo tanto la máxima deflexión del eje se esta produciendo en esta dirección, y hace que la fuerza que se genera en este momento presione el eje contra el pedestal hacia la parte inferior.


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En el segundo segmento ( Figura B ), la pesa que motiva el desbalanceo se encuentra en la posición de las doce ( 12 ) horas, dando origen a una fuerza en sentido hacia arriba, la cual hace que la chumacera trate de levantarse en este sentido ( hacia arriba ).

En lo que corresponde al tercer ciclo ( figura C ), la pesa se encuentra en la posición de las tres ( 3 ) horas, por lo tanto la fuerza de levantamiento del desbalanceo es cero, y en ese momento la chumacera se caerá nuevamente, esto implica que durante un ciclo completo se produce dos fuerzas, siendo en primer lugar la fuerza producida por el desbalanceo y la segunda debido a la caída de la chumacera contra la base nuevamente.


30


En general, se debe sospechar la soltura mecánica como la causante del problema cada vez que la fuerza de la vibración a 2 x RPM supera la mitad de la fuerza de vibración a la velocidad rotatoria ( 1 x RPM ) . Es importante considerar que si en un momento dado se esta pretendiendo balancear un equipo, y se detecta que se presenta dificultad para realizarlo, o l a fase no es constate, se debe entrar a sospechar inmediatamente de un efecto de aflojamiento de partes, que están llevando a que en ese instante entre a predominar mas el problema de SOLTURA MECANICA, y por lo tanto hasta que este no sea corregido o mejorado, no se podrá continuar con la labor de balanceo que se esta efectuando.

C) Soltura Mecánica Tipo “ C “

Esta clase normalmente es generada por un ajuste inadecuado entre las partes de los elementos ( rodamiento – eje ) , que puede causar la presencia de numerosas frecuencias armónicas o subarmónicas de la velocidad de giro del eje ( ½ X , 1X , 1.5 X, 2X, 2.5 X, 3X, 3.5 X, 4X, Etc ), normalmente es causada por el aflojamiento de un cojinete en su caja, por un espacio excesivo en la camisa o en los elementos rodantes del rodamiento, un impulsor o un eje flojo, etc.

Al hacer un análisis de fase para determinar la soltura mecánica tipo “ C “ , se encuentra con frecuencia que esta es inestable y puede variar ampliamente de un arranque de la maquina a otro. La soltura mecánica es a menudo altamente direccional y puede causar variación notable de amplitudes efectuando cambio de medición cada 30º en dirección radial ( horizontal o vertical ) alrededor de la carcaza del rodamiento. También nótese que la soltura podrá causar múltiples subarmónicas exactamente a ½ , o 1/3XRPM ( 0.5 X, 1.5X. 2.5X, etc. ).


31


PREP - TRITURADORA DE CARBON CR-07 CR-07 -D-H D-HORZ ( TRITURADORA LADO POLEA

1.0

ROUTE SPECTRU 15-JAN-03 10:57:2 OVRALL= 1.32 V-D PK = 1.30 CARGA = 100.0 RPM = 557. RPS = 9.28


0.6

0.4

0.2

0 0

4000

8000

12000

Frequency in CPM CEMENTO-CARIBE-BARRANQUILLA-VENT-AUX-H.3 Y 4-C-H 5.000

3.750 ] s / m m [ S M R D A D I C O L E V

2.500 1x ventilador A5

A4

1.250 A6

A2

A7 A10 A8

A3

A9

0.000 0.000

7500.000

VENT-AUX-H.3Y 4-C-HORZ-VELOCIDAD-08/10/02

15000.000 Frecuencia [CPM]

22500.000

30000.000


32


7) ROCE ( FRICCION ) DEL ROTOR El Roce de un elemento rotativo de una maquina produce un espectro similar al de la soltura mecánica tipo “ C “ cuando las partes que están girando entran en contacto con las partes estacionarias de la maquina , este aspecto produce un efecto de fricción que puede llegar a ser parcial o mantenerse a todo lo largo de las revoluciones de la pieza. El roce incita la presencia de muchas frecuencias tanto de orden subarmónicas, como armónicas de la velocidad de giro de la pieza que esta rotando y rozando, por lo cual es muy fácil que se produzca una excitación de alguna o varias frecuencias de resonancia, lo que conlleva a generar altas amplitudes.

Cuando una pieza ha rozado es muy factible que la frecuencia de 1X RPM gane amplitud, debido a que por el mismo roce se produce un desbalanceo, por lo tanto es muy importante entrar a verificar cual fue la causa para que la maquina haya presentado roce, esto antes de entrar a realizar cualquier correctivo, ya que se corre el riesgo de volver a ocasionar daños en la maquina.


33


Cuando una maquina ha presentado problemas de roce, existe toda una antesala en el componente espectral que nos refleja la tendencia de la maquina hacia un roce, esta antesala es el comienzo de la presentación de frecuencias armónicas, que indican el desajuste o desgaste interna de partes, las cuales con el paso de los días se hacen mayores y terminan en ocasionar el roce del equipo. Las maquinas mas susceptibles a roce son las que están montadas en cojinete lubricado ( Babbit ), debido a que el eje tiene una cierta cantidad de desplazamiento dentro del mismo cojinete. Para identificar un roce y sobre todo de tipo total, es decir a todo lo largo de la velocidad de la maquina se debe hacer uso de la FORMA DE ONDA ( señal senosoidal ), ya que en ella esta contenida toda la información que nos permite diagnosticar este problema e incluso sin la necesidad de obtener un espectro de vibración. Por lo tanto cuando una maquina ha presentado roce, la característica a identificar en la Forma de Onda, es si esta termina TRUNCADA ( CORTADA ), ya que si esto ocurre, se puede entrar a afirmar con toda seguridad que la maquina ha rozado.

En esta grafica se observa la presencia predominante de la frecuenci a de 1X RPM, acompañada de su segundo y tercer armónico ( 2X y 3X RPM ), y en la forma de onda se aprecia el corte que presenta la señal en el tiempo, aspecto que sirve para identificar que además del problema presente de desalineación y desgaste que se observa en el espectro, se ha generado un roce, el cual seria difícil de precisar si no se tiene la forma de onda.


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En esta grafica se observa que la señal en el tiempo presenta un doble truncamiento, lo cual confi rma el hecho de existir un problema de roce mucho mas significativo en la maquina.

8) VIBRACIONES EN COJINETES A. Problemas Por Desgaste o Juego Cuando un cojinete presenta desgaste mostrara la presencia de varias frecuencias armónicas de la velocidad de giro, las cuales pueden ir hasta la 10 X RPM de la maquina, o incluso de ordenes mayores. El hecho que se genere desgaste en un cojinete, hace que se presente simultáneamente un aumento en la amplitud de la frecuencia de giro de la maquina ( 1X RPM ), lo cual se refleja en la presencia de un desbalanceo y/o desalineación, sin embargo si este cojinete vuelve a sus tolerancias normales, el efecto de desbalanceo y/o desalineación que se estaba manifestando se vera reducido en su amplitud de vibración, ya que su resultado o incremento de dicha amplitud, normalmente es debido al producto del aumento de holgura en el cojinete.


35



6 5

2X

ROUTE SPECTRUM 05-JUN-03 21:37:32 OVRALL= 8.00 V-DG PK = 8.00 CARGA = 100.0 RPM = 1200. RPS = 20.00

3X

4

4X

3 2 1X

1

5X


RKEF - VENTILADOR LAVADOR DE GASES -D-H D-HORZ ( VENTILADOR LADO ACOPLE

FA-22

6X

6000


18000

24000 ROUTE WAVEFORM 05-JUN-03 21:37:32 PK = 8.08

12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 -15 0

100

200

300 Time in mSecs

400

500

600

CEMENTOS CARIBE-MOLINO 7-MOTOR A-A-HORZ-VELOCIDA 2.000

1.500 ] s / m m [

A2

S M R D A D I 1.000 C O L E V

A6

A7 A4

0.500

A3

A5 A10

A9

0.000 0.000

7500.000

MOTOR A-A-HORZ-VELOCIDAD-29/01/02

15000.000 Frecuencia [CPM]

22500.000

30000.000


36


La vibración por Holgura Mecánica ( Desajuste o juego ), normalmente pueden tener una mayor influencia de vibración en la dirección vertical, y menor en la dirección horizontal Cuando un equipo presenta problemas de “ Holgura Mecánica “ resulta difícil de balancearlo, así la frecuencia de giro ( 1X RPM ) sea notoria, debido a que en la medición de ángulo de fase, el valor que se consigue es inestable de manera total, o modulante en el tiempo, siendo esto una técnica que se puede emplear para determinar o sospechar la presencia de este problema de desajuste en el cojinete. Entre mas armónicas existan, mas pronunciado será el desgaste del cojinete y esto se vera reflejado en el hecho que el espectro de vibración inicia un LEVANTAMIENTO DE LA BASE .

CR-07

0.5

PREP - TRITURADORA DE CARBON CR-07 -C-H C-HORZ ( TRITURADORA LADO POLEA ROUTE SPECTRU 22-SEP-03 11:51: OVRALL= 1.60 V-D PK = 1.61 CARGA = 100.0 RPM = 515. RPS = 8.58


0.3

0.2

0.1

0 0

8000


24000

En el espectro de vibración se ve claramente como este se levanta de la base, lo cual es indicacion de un aumento en la holgura del cojinete de apoyo.


37


B. Inestabilidad por Giro de Aceite El problema de Giro de Aceite ocurre únicamente en equipos que tiene cojinetes lubricados por presión de aceite ( cojinetes de Babbit ) y que normalmente trabajan a velocidades altas, normalmente por encima de la segunda velocidad critica del rotor ( Segunda velocidad de resonancia al desbalanceo ) y produce amplitudes realmente altas en el equipo, siendo fácil su identificación, ya que se da a una frecuencia de 0.40X a 0.48X RPM de la velocidad de la maquina. Al tratar de identificar esta frecuencia con la lámpara estroboscopica, se puede observar que no parece inmóvil bajo el reflejo de la luz de la lámpara, sino que tiene una apariencia de movimiento lento, esto ocurre por el efecto que la vibración no ocurre a una frecuencia igual a la mitad de la velocidad de giro de la maquina, sino que esta por debajo de ella.

Si una maquina gira a 5.000 RPM y presenta un problema de giro de aceite, la frecuencia que entrara a mostrarse será entre 2000 y 2400 CPM ( 0.40 X a 0.48X RPM ). Se le considera excesiva cuando la amplitud excede el 40% de la holgura del cojinete. Bajo condiciones normales de trabajo, el eje de una maquina subirá ligeramente por el lado del cojinete, y su subida dependerá de la RPM del eje, el peso que tiene el rotor y la presión del aceite. El eje, girando en una posición excéntrica con respecto al centro del cojinete recoge aceite en forma de “ cuña “ para producir una película portacartas bajo presión. Si la excentricidad del eje dentro del cojinete aumenta momentáneamente alterando su posición equilibrada, talvez debido a un impulso repentino, un choque externo, u otra condición transitoria, entrara bombeando mas aceite enseguida, hasta llenar el espacio que deja el eje, lo cual hace que se aumente la presión que apoya el aceite.


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Esta fuerza desestabilizadora adicional en una dirección igual a la de rotación( presesión hacia delante ), da origen a un remolino puede obligar al aje a dar vueltas excéntricas dentro del cojinete. Si el efecto amortiguador que hace el sistema es suficiente volverá el eje a su posición normal dentro del cojinete, pero si esto no ocurre, el eje seguirá dando vueltas excéntricas alrededor del cojinete. Una de las causas para que se origine el Giro de Aceite, es a la construcción de manera no correcta de los cojinetes, pero también existen otros factores como son el desgaste excesivo del cojinete, un aumento de la presión del aceite de lubricación, o un cambio en la viscosidad del aceite. Cuando este problema esta ocurriendo, una de las formas de sacar la maquina de este efecto consiste en cambiar la temperatura del aceite, lo cual hace que su viscosidad varié, otra forma es aplicar una carga al eje para que se genere una desalineación o un desbalanceo, como también se puede proceder a raspar las paredes laterales del cojinete, o construir una ranuras dentro del cojinete, con el fin de romper la “ CUÑA “ de lubricante que se forma. En los espectros que se muestran a continuación, se observa como un equipo que venia operando sin problemas de giro de aceite, en un momento determinado ( 2 días después ), pasa a generar aumentos de vibración, mostrando la frecuencia de giro de aceite y sub-armónicos de la velocidad de giro, y luego del correctivo realizado ese mismo día, la maquina regresa a una condición normal de trabajo.

FA-23

1.6

RKEF - VENTILADOR DE TIRO -C-A C-AXIAL (VENTILADOR LADO ACOPLE Route Spect 11-MAR-03

1.4


1.2

OVRALL= 1. PK = 1.68 CARGA = 1 RPM = 900 RPS = 15.0

1X RPM

1.0 0.8 0.6 0.4 2X 0.2 0 0

2000


8000

10000

Datos de la maquina antes de ocurrir el problema de giro de aceite, los niveles de amplitud total eran de 1.68 mm/seg pk, y los cuales se aumentaron a 4.22 mm/seg en el momento del problema de giro de aceite. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

39


FA-23

4.0

RKEF - VENTILADOR DE TIRO -C-A C-AXIAL (VENTILADOR LADO ACOPLE Route Spectrum 13-MAR-03 11:

3.5


OVRALL= 4.18 PK = 4.22 CARGA = 100.0 RPM = 900. RPS = 15.00

3.0 1X 2.5 2.0 1.5 6 3 . 6 4 4

1.0

1.5X

2.5X 2X

0.5 0 0

2000


8000

10000

En la grafica anterior se observa en el espectro la presencia de la frecuencia de 446 CPM, que corresponde a 0.48 X de la velocidad de giro, aspecto que fue motivado por un efecto de giro de aceite, lo cual genero un aumento de amplitud en el equipo. Para solucionar esta anormalidad se efectuó un ajuste de la tuerca superior del Babbit, aspecto que ocasiono una mejoría en los niveles de vibración de la maquina.


40


FA-23

3.5

RKEF - VENTILADOR DE TIRO -C-A C-AXIAL (VENTILADOR LADO ACOPLE Route Spectrum 13-MAR-03 15:


OVRALL= 3.03 PK = 3.04 CARGA = 100.0 RPM = 900. RPS = 15.00

1X

2.5

2.0

1.5

1.0

0.5

0 0

2000


8000

10000

Luego del correctivo los niveles pasaron de 4.22 mm/seg a 3.04 mm/seg, y la frecuencia de 446 CPM, que corresponde a 0.48X RPM, no se muestra en el espectro de vibración.

C. Inestabilidad por Latigazo de Aceite ( Giro por friccion o por Histerisis ) Este problema se parece mucho al Giro de Aceite, pero solamente ocurre en aquellas maquinas que son operadas por encima de su primera velocidad critica, por lo cual la frecuencia que genera la vibración será siempre la velocidad critica del rotor. Si una maquina gira a 3.600 RPM y su primera velocidad critica es de 2000 CPM, se produce un giro por histéresis a la frecuencia de 2000 CPM. Es importante anotar entonces que este problema puede no tener la característica de una manifestación de la frecuencia por debajo de las RPM ( 0.40 a 0.48 X RPM ) y que es asociada a un movimiento giratorio del aceite.


41


Sin embargo en el caso de las maquinas que operan cerca de la segunda velocidad critica, o por encima de ella, la frecuencia del giro por histéresis podrá coincidir con la frecuencia del movimiento giratorio del aceite, lo que da lugar a la generación de niveles de vibración extremadamente altos. Cuando se presenta el movimiento giratorio por Histéresis una de las soluciones es la de aumentar el amortiguamiento estacionario de los cojinetes y la estructura, otra solución es reduciendo el amortiguamiento del rotor con el reemplazo de un acoplamiento tipo engranaje por un acoplamiento sin fricción, tal como uno de discos flexibles.

9) RODAMIENTOS Los rodamientos con defectos en sus pistas, o en los elementos de rodadura generalmente producen una vibración de alta frecuencia y que normalmente no produce frecuencias múltiples de las RPM, por esta razón resulta difícil observar el daño en un rodamiento mediante la utilización de la lámpara estroboscopica, ante la imposibilidad por hacer aparecer una señal estacionaria. Esto significa a su vez, que entre mas deteriorado este un rodamiento; mas oscilación se producirá al tratar de hacer un filtrado con la lámpara estroboscopica a la velocida d de giro. En términos generales se puede establecer que los rodamientos producen vibración de tipo errática, el ciclo de deterioro de un rodamiento esta basado en cuatro ( 4 ) etapas de falla asi: FRECUENCIAS ASOCIADAS A FALLAS DE RODAMIENTOS

Las fallas localizadas en los elementos que constituyen al rodamiento generan impactos que se repiten periód icamente a un ritmo que depende de las RPM del eje y su geometría. donde: n: Número de bolas o rodillos. f: Velocidad del eje (o de la pista externa respecto de la pista interna). d: diámetro de las bolas o rodillos. D: Diámetro del paso (medida entre ejes de bolas diametralmente opuestas). φ: Ángulo de contacto en la dirección radial. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Frecuencia Giro de Bolas (BSF) Frecuencia Tren Fundamental (canastilla) (FTF) Frecuencia Paso Bolas Pista Interior (BPFI)

Frecuencia Paso Bolas Pista Exterior (BPFO)

BPFI = Frecuencia Pista Interna BPFO = Frecuencia Pista Externa

BSF = Frecuencia de Giro de las bolas FTF = Frecuencia de la Jaula

Nb = Numero de Elementos del rodamiento Bd = Diámetro de las bolas o rodillos ( mm. o pulgadas ) Pd = Diámetro Primitivo ( mm, o pulgadas ) ø = Ángulo de contacto en la direccion radial ( grados )


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Debido a que en muchos casos resulta difícil conocer el ángulo de contacto del rodamiento, el calculo de las frecuencias de daño de un rodamiento se pueden realizar de la siguiente manera: Frecuencia de la Jaula ( FTF ) = 0.4 X RPM Frecuencia Pista Externa ( BPFO ) = 0.4 X RPM X Nb Frecuencia Pista Interna ( BPFI ) = 0.6 X RPM X Nb Frecuencia de Giro de las Bolas ( BSP ) = 0.23 X Nb X RPM ( Nb < 10 ) ( BPS ) = 0.18 X Nb X RPM ( Nb ≥ 10 )

Ejemplo para Máquinas de muy b ajas rpm En el caso de máquinas de muy bajas RPM como es el caso de los rodillos secadores de las máquinas de papel, el análisis de envolvente se transforma en una herramienta especialmente útil para la determinación de fallas de rodamientos. Supongamos que el eje gira a f=1,35 Hz (81RPM) y que los datos del rodamiento son: n=25 bolas D=326 mm d=36 mm φ=15°

Aplicando las ecuaciones anteriores se obtiene: BPFO=15,1Hz BPFI=18,7Hz BSF=6,0Hz FTF=0,6Hz En este caso, los trenes de impulsos excitarán a las frecuencias naturales del rodamiento (que están en el orden de 6 Khz = 360.000 CPM ) y la falla se manifestará por medio de un crecimiento en este rango de frecuencias. Para poder discriminar a estas componentes en el entorno de una frecuencia de 6 Khz ( 360.000 CPM ), se requerirá de mucha resolución y en gran ran go dinámico. En lugar de esto, mediante la demodulación de los impulsos periódico por medio del análisis de envolvente y haciendo un análisis espectral con frecuencia máxima de 50Hz ( 3000 CPM ), las componentes se podrán resolver con mucha exactitud.


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A) Fall as en l as Pis ta Int ern a ( BPFI )

Pueden ser causadas por agrietamiento o desastillamiento del material en la pista interna, producido por errores de ensamblaje, esfuerzos anormales, corrosión, partículas externas o lubricación deficiente. Se produce una serie de armónicos siendo los picos predominantes a las frecuencias de 1X y 2X BPFI ( frecuencia de paso de bolas pista interna ) en la dirección radia. Además el contacto metal – metal entre los elementos rodantes y las pistas producen pulsos en el dominio del tiempo ( forma de onda ) del orden de 1 a 10 KHz. En esta etapa el rodamiento debe ser reemplazado, debido a que la falla seguirá incrementándose. Nota : Generalmente la medida más confiable es en dirección de la carga .

B) Fallas en las Pista Ext erna ( BPFO )

Pueden ser causadas por agrietamiento o desastillamiento del material en la pista externa, producido por errores de ensamblaje, esfuerzos anormales, corrosión, partículas externas o lubricación deficiente. Espectralmente se observan una serie de armónicos siendo los picos predominantes a las frecuencias de 1X y 2X BPFI ( frecuencia de paso de elementos por la pista interna ) en la dirección radial. Además el contacto metal – metal entre los elementos rodantes y las pistas producen pulsos en el dominio del tiempo ( forma de onda ) del orden de 1 a 10 KHz. En esta etapa el rodamiento debe ser reemplazado, debido a que la falla seguirá incrementándose. Nota : Generalmente la medida más confiable es en dirección de la carga .


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C) Falla en los elementos de Rodadura ( BFS )

Presenta fallas debidas a aspectos iguales a los de la pista interior y exterior , y espectralmente mostrara el predominio de las frecuencias armonicas de 1X y 2X BFS ( frecuencia de los elementos de rodadura ) con acompañamiento de otros armónicos de menores amplitudes, su dirección de predomini o es en la dirección radial ( horizontal y/o vertical ). La medición de amplitud más confiable es en la dirección de actuación de la carga.


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D) Fallas en la Jaula del Rodamiento

Se presenta cuando existen fallas en la jaula, cubierta o caja que mantiene en posición a los elementos rodantes, espectralmente se manifiesta bajo la presencia de una serie de armónicos de la frecuencia de falla de la jaula ( FTF ), siendo predominantes las 1X y 2X FTF ( frecuencia de falla en la jaula ), ya sea en la dirección radial ( horizontal y/o vertical ), o axialmente. En esta etapa de sebe entrar a programar el cambio del rodamiento, pero antes es importante entrar a revisar cual es la causa para que se presente esta anormalidad.

E) Sintomatol ogía y Comport amiento en la Evoluc ión de Daño de los Rodamientos

En un rodamiento se pueden determinar 4 zonas como son : ZONA A: Equivale a la zona rotacional, y es donde predominan las frecuencias hasta el tercer armónico de la velocidad de giro ( de 1X, 2X, 3X RPM ). ZONA B : Es la región donde se producen las frecuencias de los defectos de los rodamientos y esta comprendida entre desde la frecuencia de 3X RPM hasta 500 Hz ( 30.000 CPM ). ZONA C : Es la región donde se producen las frecuencias naturales de excitación de los componentes del rodamiento, y esta comprendida entre 500 Hz y 20KHz ( 30.000 y 1.200.000 CPM )


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ZONA D : Son las frecuencias que producen mas alla de 1.200.000 CPM ( 20KHz ), y es denominada la zona de ultrasonido, en ella se reflejan los problemas por inicio de daño de los rodamientos, ya sea por mal montaje, o fricción, su i variable de medición normalmente es el Spike Energy ( picos de Energia ), o el HFD.

F ) Evoluc ion del daño de los Rodamiento s Etapa 1. Las indicaciones mas tempranas de que existen problemas con los cojinetes aparecen en las frecuencias ultrasónicas que van desde cerca de 250.000-350.000 Hz, luego cuando aumenta el desgaste, usualmente cae aproximadamente a 20.000-60.000 Hz ( 1.200.000-3.600.000 CPM ). Estas frecuencias son evaluadas mediante el Pico de Energía ( Spike Energy = gSE ), Datos de alta frecuencia ( HFD = G-s ) , así como el Impulso de Choque ( dB ). En el instante que el rodamiento inicia un proceso de desgaste, producirá inicialmente altos valores de Spike Energy, y este valor será evaluado en función de la cercanía del punto de medición al rodamiento, así como de la velocidad de giro que tenga el eje donde se toma la medición en ese momento, para el ejemplo grafico se ha tomado una valor de representación de 0.25 gSe de Spike Energy.

Zona A

Zona B

Zona C

Zona D


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Otra forma de conocer si el rodamiento esta fallando, seria el de realizar una medición espectral de muy alta frecuencia, pero esta opción depende de las capacidades máximas de recolección espectral que tenga el equipo, sin embargo como valor absoluto puede ser registrado sin problemas, esto solamente si el equipo analizador o medidor de vibraciones esta en capacidad de recibir esta variable. Dependiendo de la marca del equipo que se posea en el momento de realizar la medición, el valor obtenido en esta etapa podrá tomar el nombre de : Spike Energy ............ Normalmente en los equipos IRD ) Bearin Gear .............Equipos Balmac HF...............................Equipos Marca Bently Nevada ( Alta Frecuencia ) HFD............................Equipos Marca CSI ( Datos de alta frecuencia ) BCU............................Equipos Marca Schenk ( Unidades de Condicionamiento de Rodamiento ) See.............................Equipos SKF ( Energía Espectral Emitida ) dB...............................Equipos Marca SPM ( pulsos de Choque ) Los limites máximos permisibles a tener en cuenta, deberán ser consultados según la marca de equipo que se este utilizando En esta representación grafica se observa un espectro de vibración, acompañado de una tendencia valorada en el parámetro de HFD, en el se muestra un punto de medición de una maquina en el lado libre del motor ( Ahorizontal ) y mediante el seguimiento de la vibración y del parámetro de HFD, se ha podido detectar el instante donde la película de lubricante esta fallando, y mediante una relubricación mas seguida del rodamiento se ha logrado prolongar su vida útil, de lo contrario al no conocerla se puede acelerar el desgaste ante la falta de conocimiento de la debilidad que se tiene en la lubricación.


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s G n i E D U T I L P M A D F H

RKEF - TRANSMISION SUR GRUA 60 T CN-08-SUR -A-H A-HORZ (MOTOR SUR LADO LIBRE)

6 5

Trend Display 1 - 20 KHz -- Baseline -Value: .228 Date: 22-JAN-03

Control de tendencia de HFD

4 3

FAULT

2 ALERT WARNING

1 0 0


400

800 1200 Days: 10-FEB-99 To 28-DEC-03

1600

ROUTE SPECTRU 28-DEC-03 10:44: OVRALL= 5.64 V-D PK = 5.64 CARGA = 100.0 RPM = 1200. RPS = 20.00

3.5 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0 0

2000

20000


60000

80000

El parámetro de Spike Energy ( Picos de energía ), o según sea el nombre que tome, nos permite anticiparnos a daños en los rodamientos, los cuales pueden ser producidos por deficiencia en la lubricación, demasiado ajuste del rodamiento con respecto a su manguito de fijación, o de un torque muy alto en el ajuste de la tapa de la chumacera. También sirve para detectar si un rodamiento nuevo cumple con las expectativas de vida útil esperadas, debido a que en muchas oportunidades viene con problemas de fabrica, pero estos no son detectados en el momento del arranque del equipo por medio de la medición únicamente del parámetro de vibración, debido a que podría mostrar niveles de amplitud de la vibración muy bajos, y al no evaluar esta alta frecuencia se tiende a desconocer su estado de arranque en la zona de alta frecuencias.


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G ) Evoluc ion del daño de los Rodamientos Etapa 2

Ligeros defectos del rodamiento comienzan a “ hacer sonar “ las frecuencia naturales ( fn ) de los componentes del rodamiento, que ocurren predominantemente en el Rango de 30.000 a 120.000 CPM. Esas frecuencias naturales pueden ser también ocasionadas por resonancias de las estructuras de soporte del rodamiento. Al final de la etapa 2 aparecen frecuencias de banda lateral por encima y por debajo del pico de frecuencia natural. En esta etapa de daño el valor del pico de energía Overall ( Spike Energy , o HFD ) crece en magnitud y puede pasar para nuestro ejemplo grafico de 0.25 a 0.50 gSE-

Zona A

Zona B

Zona C

Zona D


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H ) Evoluc ion del daño de los Rodamientos Etapa 3. En esta fase del desgaste de los rodamientos comienzan a hacer su aparición frecuencias de trabajo de los rodamientos y armónicas de los defectos en diferentes zonas del mismo rodamiento. Cuando el desgaste progresa, mas frecuencias armónicas aparecen y el numero de bandas laterales que se ubican alrededor de estas también aumenta, esto significa que la frecuencia de daño del rodamiento en la pista Interior ( BPFI ), o en la pista Exterior ( BPFO ), o en la frecuencia natural del rodamiento ( Bearing Fn ) pueden estar acompañadas de bandas laterales que tendrán una diferencia en ciclaje igual a la velocidad del eje que contiene el rodamiento que tiene problemas. El pico de energía overall ( Spike Energy ) sigue aumentando ( para nuestro ejemplo ha pasado de 0,50 a mas de 1,0 gSE ). El desgaste es ahora por lo general visible y se puede prolongar a la periferia del rodamiento, si se toman espectros de muy alta frecuencia de puede observar el daño de los elementos de rodadura.. Reemplace el rodamiento ahora! ( independientemente de las amplitudes d e frecuencia de defecto de rodamiento en el espectro d e vibraciones ).

Zona A

Zona B

Zona C

Zona D


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I ) Evoluci on del daño de los Rodamiento s Etapa 4 En esta nueva fase del desgaste de los rodamientos, la amplitud a la frecuencia de giro ( 1XRPM ) es incluso afectada, produciéndose un aumento de amplitud y normalmente causa el aumento de la presencia de numerosas frecuencias armónicas de velocidad de giro ( 1X RPM, 2X RPM, 3X RPM, 4X RPM, etc. ). Dentro de esta fase, las frecuencias de desgaste del rodamiento ( BPFO, BPFI ), así como las frecuencias naturales de los componentes ( Bearing Fn ) comienzan a “desaparecer “ y son remplazados por un “ ruido de piso “ al azar, de banda ancha y alta frecuencia. Además las amplitudes del ruido de piso de alta frecuencia y el pico de energía disminuyen, sin embargo, justo antes de que ocurra la falla, el pico de energía y el HFD crece por lo generala amplitudes excesivas. Por lo general existe un concepto el cual manifiesta lo siguiente: Los rodamientos entre mas dañados estén, tienden a esconder la vibración que se produce en la zona de alta frecuencia, zona de la frecuencia natural del rodamiento, así como en la zona de daño de los elementos del rodamiento, y la trasladan a la zona rotacional, dando como resultados altos niveles de desbalanceo, desalineación y soltura mecánica, pero que en el fondo son producidas por el desgaste progresivo que han tenido los rodamientos, y por lo tanto resulta casi imposible corregir las anormalidades antes mencionadas, sino se produce antes un cambio de los rodamientos del equipo, o del rodamiento que este con problemas. Al hacer un análisis de fase en estos instantes, se puede observar que difícilmente se puede conseguir que el eje que se observa a través de la lámpara estroboscopica, o el ángulo de fase que se mira, tenga una estabilidad, de ahí que se dice que un rodamiento produce una variación constante de fase ( fase errática ). Zona A

Zona B

Zona C

Zona D


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MODELO DE REPRESENTACIÓN DE FALLAS EN RODAMIENTOS 1) Fallas inci pientes A los efectos de poder comprender como se manifiestan las fallas en un rodamiento, se propone un modelo que simplifique a la realidad para poder poner de manifiesto como se originan y como evolucionan dentro de un proceso de desgaste.

Supongamos que el extremo de un eje que gira a 1000 RPM está apoyado sobre un rodamiento con las siguientes características: 1. 12 Bolas de diámetro 10 mm 2. Diámetro de pista externa: 100 mm 3. Diámetro de pista interna: 80 mm.


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Supongamos que en la parte inferior de la pista externa se produce una marca de ancho X=0.1mm. Cuando una bola pase por encima de la marca, el eje transferirá un impulso a la estructura dado por:

donde: p(t) es el peso del eje y τ es el tiempo que necesita una bola para pasar por encima de la marca

Como pasan 12 bolas por revolución, estos impulsos se repiten con un período de:

De este modo, se puede pensar que la fuerza aplicada a la estructura es un tren de pulsos de ancho τ con período Tb. El espectro de este tren de pulsos tiene N=Tb/ τ= 781 componentes armónicas significativas separadas en Fb=1/Tb=200Hz, y que en consecuencia alcanza hasta Fmax=781X 200Hz = 156,2 KHz y con componentes de menor amplitud que llegan a algunos MHz. ( mega herz ) De aquí se deduce que: En la etapa inicial, una falla está caracterizada por tener: • Baja energía en virtud de que la marca es poco profunda. • Gran ancho de banda. debido a la corta duración de los impulsos.

de aquí se desprenden las siguientes conclusiones: 1. Debido al gran ancho de banda de la fuerza aplicada a la estructura, se excitan las frecuencias naturales 2. Debido a la baja energía de la fuerza aplicada las componentes de baja frecuencia no producen movimientos apreciables por lo que la respuesta forzada es despreciable. 3. En consecuencia, cuando las fallas son incipientes predomina la respuesta natural frente a la respuesta forzada.


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2) Fallas A vanzadas

Siguiendo con el modelo anterior, podemos pensar que el proceso de desgaste provoca: 1. Que la profundidad de la falla aumente y que en consecuencia aumente la energía de la excitación aplicada. 2. Que la longitud de la marca aumente y que en consecuencia se reduzca el ancho de banda de la excitación. Suponiendo que el ancho de la marca ahora sea de 5 mm, el ancho de los pulsos aplicado es:

El espectro de este tren de pulsos tiene N=Tb/ τ ~= 10 componentes armónicas significativas separadas en Fb=1/Tb=200Hz y que en consecuencia alcanza hasta Fmax=6*200Hz ~ 1.2 KHz. De aquí, se obtienen las siguientes conclusiones: 1. Al disminuir el ancho de banda de la fuerza aplicada no se excitan las frecuencias naturales de la estructura, o si lo hace, es a través de componentes d menor energía relativa. 2. Debido al aumento de la energía de la fuerza aplicada, las componentes de baja frecuencia generan movimientos apreciables. 3. En consecuencia, cuando las fallas son avanzadas predomina la respuesta forzada frente a la respuesta natural.


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Resum en de Análisis de fallas en Rodamiento s

CONCEPTO DE ENVOLVENTE La envolvente de una señal es el contorno que se obtiene uniendo todos los picos del semiciclo positivo.

En la figura se observa como la envolvente elimina a las oscilaciones correspondientes a la respuesta natural de la estructura sin perder la información de periodicidad de la excitación que permite determinar las fuentes de vibraciones periódicas que caracterizan a las fallas en los rodamientos .


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De aquí puede observarse que: 1. La envolvente es siempre positiva, por lo que se debe remover el valor medio para eliminar en a la componente de continua innecesaria. 2. La frecuencia máxima de la envolvente es mucho menor que la de la señal modulada. 3. Como la envolvente es una señal de baja frecuencia, la frecuencia máxima de los espectros puede ser baja con lo que se aumenta la resolución. 4. La envolvente contiene la información frecuencial de la fuente de vibraciones.


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TÉCNICAS PARA OBTENER LA ENVOLVENTE DE UNA SEÑAL Detector de envolvente

Una manera de obtener la envolvente de la señal modulada es a partir de un detector de envolvente conformado por un detector de picos. El detector de picos carga rápidamente a un c apacitor y la descarga se realiza lentamente a través de una resistencia.

VENTAJAS DEL ANÁLISIS DE ENVOLVENTE

• Detecta de fallas incipientes a partir de la amplificación de los movimientos de la estructura en resonancia. • Extiende las posibilidades del análisis de espectros convencional que solamente permite detectar los movimientos forzados de las estructuras correspondientes a las fallas en estado avanzado. • Ofrece precisión en el diagnóstico de fallas de los elementos rotantes. • Detecta otros golpes periódicos de baja energía

CONCLUSIONES SOBRE PROBLEMAS DE RODAMIENTOS En general, el primer síntoma que indica una falla de rodamiento es un aumento gradual de las vibraciones por encima de los 2 Khz ( 120.000 CPM ) En presencia de fallas existen impulsos que excitan a las frecuencias naturales estructurales y del transductor que pasan a formar parte del espectro. El análisis de envolvente permite separar a los efectos de la estructura para facilitar el análisis de los pulsos generados por las fallas.


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10 ) FUERZAS HIDRÁULICAS Y AERODINÁMICAS A) PASO DE AL AB E

La frecuencia de paso de alabes ( BPF ) = Numero de alabes X RPM, Esta frecuencia es inherente en bombas , ventiladores y compresores y normalmente no representan problemas sin embargo las BPF ( Frecuencias de paso de alabes, o armónicas ) de gran amplitud puede ser generadas en la bomba si el espacio entre los alabes de rotación y los difusores no es igual en todas ellas . También las frecuencias de paso de alabe ( BPF ) o armónicas de esta pueden coincidir en ocasiones con una frecuencia natural del sistema causando alta vibración . Una vibración a la frecuencia de paso de alabe ( BPF ) de altas amplitudes puede ser causada si el impulsor desgasta los anillos de agarre al eje, o si falta la soldadura que sostiene a los alabes del difusor, también las vibraciones producidas por frecuencia de paso de alabe de alto ciclaje ( armónicos de BPF ) pueden ser causadas por dobleces en la tubería ( o ducto ), obstrucciones que interrumpan el flujo, posiciones del Damper, o si el rotor se encuentra excéntrico dentro de la carcaza de la bomba o ventilador.

La frecuencia de alabe se produce por una distancia o posición anormal del impulsor con respecto a la voluta, la bomba tiene 6 alabes y las RPM del equipo son de 1.750 CPM, por lo tanto la frecuencia de paso de alabe ( BPF ) es igual a 10.500 CPM, nótese que en la señal en el tiempo la onda trata de ser de tipo modulada, síntoma de un efecto de resonancia por paso de alabe.


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RKEF - BOMBA DE REFUERZO PP-32 PP-32 -C-V C-VERT (BOMBA LADO ACOPLOE

7 6

6X RPM

5

BPF = 6 alabes X 1750 CPM = 10.500 CPM

4 3 2 1x rpm 2x rpm 1

ROUTE SPECTRUM 15-MAY-02 09:53:40 OVRALL= 6.57 V-DG PK = 6.59 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17


10000


40000

ROUTE WAVEFORM 15-MAY-02 09:53:40 PK = 6.85

12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 -15 0

50000

100

200


500

600

Existe una forma de cómo identificarla y tratar de corregirla en sitio así: Mediante el Ruido • •

Aumenta al cerrar la válvula de descarga Disminuye al abrir la válvula de descarga

Mediante la Vibración • •

Lectura Variable en el manómetro Se da en bomba con MAYOR numero especifico de Succión

Este efecto de vibración afecta a los alabes por la parte de encima.


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B) TURBULENCIA DE FLUJO

La turbulencia del flujo ocurre en sopladores debido a variaciones en la presión o en la velocidad del aire pasando a través del ventilador o de la ducteria . Esta interrupción de la presión causa turbulencia, la cual genera vibración a baja frecuencia aleatoria típicamente en el rango de 50 a 2000 CPM, si ocurre una purga dentro del compresor puede ocurrir una alta frecuencia de vibración de banda ancha al azar. Excesiva turbulencia pueden también excitar la alta frecuencia de banda ancha.

C) CAVITACION

La cavitación genera normalmente una vibración de alta frecuencia de tipo errática y de banda ancha, normalmente en un rango de 120.000 CPM o mas, y donde dentro de este espectro de banda ancha están incluida la frecuencia de paso de alabe ( Numero de alabes X RRPM ) o incluso algunos armónicos de ella.


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Normalmente este problema esta referenciado por insuficiente presión de succión ( falta de alimentación ), la cavitación puede ser un tanto destructiva para los elementos internos de la bomba, si no es corregida puede particularmente erosionar los alabes del impulsor. Cuando esta presente a menudo suenan como si pasaran “piedras” a través de la bomba, la cavitación es usualmente causada por insuficiencia en el flujo de entrada. Puede ocurrir en un recorrido y estar ausente en el siguiente ( si son realizadas modificaciones en posición de las válvulas de succión ).

Espectro donde la vibración se origina por problemas de Cavitación. Como Identificar la Cavitación en el sitio Mediante el Ruido • •

Aumenta al abrir la válvula de Descarga Disminuye al Cerrar la válvula de descarga

Como Solucionarla • • • •

• • • •

Mediante un Cambio de Bomba ( Se debe suministrar el NPSH disponible ) Varias Bombas mas pequeñas en paralelo Cambio del impulsor por una de diámetro mas pequeño Cambiar el diseño del Impulsor Cambio del área del ojo, haciéndolo mayor  Adicionando un Inductor Disminuir la velocidad de la bomba Disminuir la temperatura del fluido ( con el objeto de controlar la presión de Vapor ) Modificar el sistema de succión.

La Cavitación afecta a los alabes de la bomba por la parte interna Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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PRESION DE VAPOR :

Es el punto de ebullición del fluido, donde a mayor altura sobre el nivel del mar su temperatura de ebullición es menor, es decir es inversamente proporcional una con respecto a la otra, la presión sobre el nivel del mar es de 14.7 PSI. Para que se presente presión de vapor, se hace necesario que se supere la Presión Atmosférica

11 ) ENGRANAJES A) Esp ect ro Nor mal

El espectro Normal muestra las velocidades de engranajes y el piñón junto a la frecuencia de engranajes ( GMF ) y armónicas muy pequeñas de GMF. Las armónicas de GMF por lo general tienen bandas laterales de velocidad de giro. Todos los picos son de baja amplitud y no se excitan las frecuencias naturales de los engranajes. La FMAX recomendadas es a 3.25XGMF ( mínima ) cuando el numero de dientes sea conocido. Si no se conoce el numero de dientes, utilice FMAX a 200XRPM en cada eje. GMF = ( Numero de dientes del engranaje ) X ( RPM del eje que contiene ese engranaje )

B)

Desgaste del Diente

Un indicador clave del desgaste uniforme del diente es la excitación de la frecuencia natural del engranaje ( fn ), apareciendo junto a el las bandas laterales en ambos extremos y con una diferencia igual a la velocidad de giro del engranaje que presenta la anormalidad . La frecuencia de engranaje ( GEAR MESH = GMF ), puede o no cambiar en amplitud, aunque puede estar rodeada de bandas laterales de gran amplitud, y donde estas aparecen en incremento de nivel cuando el desgaste del piñón es notable.


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ESPECTRUM LTDA CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES Las bandas laterales pueden ser el mejor indicador de daño en el engranaje, que las mismas frecuencias de Gear Mesh ( GMF ) , También pueden presentarse grandes amplitudes al segundo y tercer armónico de la frecuencia fundamental de trabajo de los engranajes ( 2X GMF y 3X GMF ), aun si la amplitud al primer armónico de la frecuencia de Gear Mesh ( 1X GMF ) es de niveles aceptables. Lo anterior significa que entre mas armónicos de la frecuencia de engranaje se presenten , mas desgaste se origina en los piñones, cuando se presenta desgaste en los engranajes, la señal en el tiempo es de forma modulada, donde el periodo de la modulación de la amplitud da origen a la frecuencia del engranaje que contiene el problema. Si el desgaste del engranaje es avanzado, se presentara una sobrexcitación de la frecuencia de GMF. Para solucionar el problema debe cambiar o rectificar el engranaje (sólo si este no está sometido a grandes cargas y la urgencia lo amerita). Si el desgaste es prematuro inspeccione desalineación en el eje o excentricidad en el engranaje


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S.L - EXTRUSORA SEGUNDA LINEA ZM-152 -E-H E-HORZ (REDUC LADO LIB SEGU EJE

3.5 3.0

2X GMF

2.5 1x GMF

2.0

3X GMF

1.5 1.0 0.5 1X eje

ROUTE SPECTRU 27-MAY-03 15:16: OVRALL= 4.81 V-D PK = 4.79 CARGA = 100.0 RPM = 575. RPS = 9.58

1X Fn

banda lateral


4000


12000

10 8 6 4 2 0 -2 -4 -6 -8 -10 0

RPM del eje .......195

16000 ROUTE WAVEFOR 27-MAY-03 15:16: PK = 4.98

200

400

600 Time in mSecs

800

1000

Numero de dientes del engranaje.......19

Frecuencia de Gear Mesh .......3.705 CPM ( 1X GMF )

C) Carga del Diente

Las frecuencias de engranaje a menudo son muy sensibles a la carga, cuando se presentan amplitudes altas de la frecuencia de Gear Mesh ( GMF ); no necesariamente indican un problema en los engranajes. El comportamiento espectral mostrara la frecuencia de GMF y quizás algunos armónicos de esta ( 2X GMF y 3X GMF ) acompañado de pocas bandas laterales y las cuales permanecen con una amplitud muy baja, y no representan problemas mientras no aumenten en amplitud , así mismo no existirá l a presencia de frecuencias naturales de engranajes excitadas ( Fn ). Este análisis es efectivo si se realiza siempre a la máxima carga de operación de la máquina.


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Debe buscarse algún elemento que esté aumentando el torque transmitido más allá de lo normal (rodamiento o buje defectuoso, fallas en lubricación y anomalías en general en el rotor conducido que dificulten el movimiento).

D) Excentric idad del Engranaje y juego entre los dientes ( Backlash )

A menudo se presentan bandas laterales de gran amplitud alrededor de las frecuencias armónicas de trabajo del engranaje ( Gear Mesh = GMF ) , las cuales pueden asociarse a un problema de excentricidad del engranaje, juego entre los dientes de los engranajes, o ejes no paralelos que permiten que la rotación de un engranaje “module” la velocidad de giro del otro. El engranaje que contiene el problema esta indicado por el espacio de la banda de la frecuencia lateral, así mismo el nivel de amplitud para la frecuencia de rotación ( 1X RPM ) del engranaje excéntrico será alta, si la excentricidad es el problema predominante. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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Si entre los dientes de los engranajes existe un juego inadecuado, normalmente se presentara una excitación de las frecuencias armónicas de trabajo del engranaje ( 1X GMF, 2X GMF, y 3X GMF ), así como de la frecuencia natural del engranaje, y se producirán bandas laterales que tiene una diferencia igual a la velocidad del engranaje que contiene el problema ( 1XRPM del engranaje problema ). Para corroborar un diagnostico por efectos de excentricidad entre los engranajes, se puede hacer una prueba aumentando la carga, esto producirá un efecto en disminución de las amplitudes de las frecuencias de Gear Mesh ( GMF ), siempre y cuando si la vibración es ocasionada por juego entre los dientes de los engranajes. Para corregir el problema, el engranaje debe ser reensamblado o reemplazado si se encuentran problemas de manufactura.

3.25 GMF


72



4.5 4.0 3.5 3.0 2.5 2.0 1.5 1X RPM 1.0 0.5 0 0


RKEF - BANDA-CV-49 DE ESCORIA CV-49 -C-V C-VERT (REDUCTOR LADO ACOPLE ROUTE SPECTRUM 28-AUG-03 11:10:35 1x GMF OVRALL= 5.60 V-DG PK = 5.02 CARGA = 100.0 RPM = 1750. 2X GMF RPS = 29.17 Fn 20

40

60 80 Frequency in kCPM

100

12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 -15 -18 0

120 ROUTE WAVEFORM 28-AUG-03 11:10:35 PK = 5.44

20

40

60 80 Time in mSecs

100

120

E. Desalineación

Cuando se presenta desalineación del engranaje casi siempre se genera una excitación del segundo armónico de la frecuencia de Gear Mesh ( 2X GMF ), o una mayor ( 3X GMF ), la cual tendrá bandas laterales a la velocidad de funcionamiento. A menudo mostrara solo una pequeña amplitud a la frecuencia de 1XGMF, pero niveles más elevados a la frecuencia de 2X GMF y 3XGMF. Es importante colocar la frecuencia máxima de medición ( FMAX ) lo suficientemente alta para captar los tres primeros armónicas de la frecuencia de Gear Mesh ( GMF ). También se presentaran bandas laterales alrededor de la frecuencia de 2XGMF, las cuales tendrán una diferencia de ciclaje en ancho de banda igual a dos veces la velocidad del giro del eje que contiene el engranaje ( 2X RPM ) Nótese que las amplitudes de las bandas laterales a menudo no son iguales a la derecha e izquierda de la frecuencia de Gear Mesh ( GMF ) y armónicamente las amplitudes de la frecuencia de GMF tampoco son iguales debido a la desalineación del diente.


73



FINO - MEZCLADORA DOBLE CV-72 A CV-72 A -D-A D-AXIAL (REDUCT EJE ENTR LAD LIB

7 6


2x gm

5 4 3 2

1x gm

3x gm

1 1x RPM 0 0

8000

16000

24000

Frequency in CPM c e S / m m n i y t i c o l e V

60 40

ROUTE WAVEFORM 25-JUN-02 11:05:46 PK = 18.94

20 0 -20 -40 -60 0

0.2

0.4

0.6 Time in Seconds

0.8

1.0

1.2


74


Si se hace un ZOOM se puede ver los armonicos de la frecuencia de engrane, y junto a ellos se manifiestan bandas laterales que contienen informacion vital sobre el eje que contiene el elmento que esta generando la vibracion.

F. Diente Agrietado/Roto

Un diente agrietado o roto podrá generar una gran amplitud a 1XRPM de este engranaje solo en la onda de tiempo , además excitara la frecuencia natural del engranaje ( fn ) con bandas laterales a su velocidad de giro. Se detecta mejor en onda de tiempo ya que mostrara un pico pronunciado cada vez que el diente problemático trate de engranar con los dientes del engranaje compañero. El tiempo entre los impactos ( ∆ ) corresponde a 1XRPM del engranaje con el problema. Las amplitudes de pico de impacto en la onda tiempo será de 10 a 20 veces más grandes que las amplitudes a la frecuencia de 1XRPM en el espectro de vibración.


75



1.4 1.2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0

RKEF - TRANSMISION NORTE GRUA 60T CN-08-NORT-D-H D-HORZ (RED NOR LADO ACO EJE ALT ROUTE SPECTRUM 03-OCT-02 14:09:20 OVRALL= 4.11 V-DG 1X GMF PK = 4.11 2x GMF CARGA = 100.0 RPM = 1200. RPS = 20.00 4X GMF 3x GMF


20000


60000

80000 ROUTE WAVEFORM 03-OCT-02 14:09:20 PK = 3.68

6 4 2 0 -2 -4 -6 -8 -10 0

50

100

150


300

350

400

La terminación de la señal en el tiempo pulsante, es significado de un problema de diente roto y/o partido, aspecto que fue corroborado en el momento de realizar la inspección, encontrando varios dientes rotos del engranaje


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G. Problemas de Fase de ensamblaje de Engranajes.

En esta fase del análisis de estos problemas se emplea la siguiente terminología : Engranaje conductor ( Numero de Dientes )........ = TG Piñón Conducido ( Numero de dientes ).............. = Tp NA.......................................... = Factor de fase del ensamblaje GAPF..................................... = Frecuencia de ensamblaje de engrane GAPF = ( Numero de dientes de engranaje “ TG “ X RPM del eje ) GAPF = ( Numero de dientes del piñón “ Tp “ X RPM del eje ) GAPF = GMF / NA GMF = ( GAPF ) x ( NA ) La frecuencia de ensamble de engranaje (GAPF) puede dar como resultado la presencia de frecuencias de engrane fraccionales ( si NA > 1), esto realmente significa que (TG/NA ) dientes del engranaje harán contacto con ( TP/NA ) dientes del piñón y a su vez generan “ NA “ patrones de desgastes, donde “ NA “ es una combinación de dientes dada igual al producto de los factores primos comunes al numero de dientes en el engranaje y el piñón ( NA = factor de fase de ensamble ) GAPF, ( o armónicas ) que pueden presentarse desde el comienzo si hubieran problemas de construcción. También su respectiva aparición en un espectro de recorrido periódico puede indicar la presencia de daños, si partículas contaminantes pasaron a través del engrane, en daño al diente en engrane en el momento de la ingestión, justo cuando entre y deje el engrane.


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H ) Prob lemas de Caza de Diente

La frecuencia de caza de diente ( fHT ) ocurre cuando están presentes fallas tanto en el engranaje como en el piñón que pueden haber ocurrido durante el proceso de construcción, debido a malos trazos, o en el campo puede causar una vibración apreciable, pero como ocurre a bajas frecuencias predominantemente menores a 600 CPM, es por lo general pasada por un alto. Un juego de engranajes con este problema de dientes repetitivo normalmente emite un sonido de gruñido en la transmisión. El efecto máximo ocurre cuando los dientes defectuosos del piñón y el engranaje entra en engrane al mismo tiempo ( en algunas trasmisiones esto puede ocurrir solo 1 de cada 10 a 20 revoluciones, dependiendo de la formula de fn ). Nótese que TGEAR y Piñón se refieren al numero de dientes en el engranaje y piñón respectivamente. “ NA “ es el factor de fase de ensamble definido arriba, generalmente modula los picos GMF y RPM del engranaje.

(GMF) x NA (T gear )x (T pinón)

I ) Soltura del Rodamiento

Una holgura excesiva de los rodamientos que soportan los engranajes puede no solo excitar muchas armónicas de la velocidad de giro ( 1X RPM, 2X RPM, 3X RPM, 4X RPM, etc ), si no también puede dar origen a la presencia de grandes amplitudes para los armónicos de la frecuencia de Gear Mesh ( 2X GMF, 3X GMF ). Estos niveles de amplitud altos para la frecuencia de Gear Mesh ( 1X GMF ), o de sus armónicos, son la respuesta de la vibración y no el origen de la soltura de los rodamientos, donde la falla en el rodamiento que soporta el engranaje puede ser motivada por desgaste excesivo, o por un montaje inadecuado del mismo rodamiento durante su proceso de instalación, si este problema se deja sin corregir puede causar un desgaste severo del engranaje, así como daños a otros componentes.


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4.0 3.5 3.0 1X 2.5 2.0 1.5 1.0 2X3X 0.5 0 0


PREP - BANDA-CV-150 CV-150 -C-H C-HORZ (REDUCTOR LADO ACOPLE) ROUTE SPECTRUM 11-JUL-03 10:31:04 1X GMF OVRALL= 5.53 V-DG PK = 5.52 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17

20000


80000

ROUTE WAVEFORM 11-JUL-03 10:31:04 PK = 6.01

12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 0

100000

60

120

180 Time in mSecs

240

300


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12 ) MOTORES DE INDUCCION AC A) Exc ent ri ci dad del Est ator at or

Los problemas del estator generan alta vibración a dos veces la frecuencia de línea ( 2XFL ) y se presentan bandas laterales en la frecuencia de paso de polo y el pico a 1X RPM . La excentricidad del estator produce produce un entrehierro fijo irregular entre el rotor y el estator que produce una vibración muy direccional. La excentricidad excentricidad produce un espacio de aire no uniforme uniforme y estacionario estacionario entre rotor rotor y estator que produce produce una fuente de vibración El entrehierro diferencial no debe exceder el 5% en los motores de inducción y 10% en los sincrónicos, una pata floja y bases dobladas pueden producir un estator excéntrico .

3200 Lineas Resolucion


RKEF - BOMBA DE LODO PP-105-A PP-105-A -B-H B-HORZ (MOTOR LADO ACOPLE 4.5 4.0 3.5 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0


2X FL ( 7.200 CPM )

1X RPM

0

20 0 0 0

400 00

6 00 0 0

Frequency in CPM c e S / m m n i y t i c o l e V

8 6

ROUTE WAVEFORM 17-JUN-03 15:21:34 PK = 4.15

4 2 0 -2 -4 -6 0

1 00

20 0

30 0 Time in mSecs

40 0

5 00


80


Para estos dos graficas espectrales que anteriormente se muestran, se observa la presencia de la frecuencia de 1X RPM, y 7.200 CPM, en la zona de 0 a 60.000 CPM, CP M, y cuando se mide en el parámetro de aceleración hasta la gama de 120.000 CPM se observa también la presencia de la frecuencia frecuencia de 96.300 CPM, la cual esta rodeada de frecuencias de banda lateral de mayor amplitud a 7.200 CPM, lo cual confirma la existencia de una anormalidad eléctrica tipo “ ZUMBIDO “ Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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B) Hierro Flojo en el Estator

Un hierro flojo es debido al debilitamiento o aflojamiento del soporte del estator. Los cortos circuitos en las laminas del estator pueden causar un calentamiento irregular localizado que puede deformar al mismo estator, este fenomeno es muy destructivo porque erosiona el aislante del cable, y puede provocar cortocircuitos a tierra y hacer fallar el estator. estator. Esto produce vibración térmicamente térmicamente inducida inducida que puede crecer significativamente con el tiempo de operación operación causando deformación deformación del estator y problemas problemas de entrehierro.


C) Lamin as en Corto

Los problemas del laminado lami nado “ Cortocircuito “ tambien producen mayor vibracion a 2 veces la frecuencia de linea ( 2X FL ). El arqueo puede causar un incremento incremento en el nivel a 1X RPM , y a menudo se observan observan bandas bandas laterales laterales de la frecuencia de paso de polos


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D) Rotor Excentric o ( Entrehierro Variable )

FL= frecuencia de linea electrica Ns= veloc de sincronismo = 120 FL P Fs = frecuencia de deslizamiento. = ( Ns ) – ( RPM ) Fp = frecuencia de paso de polos = ( Fs ) X ( P ) P = Numero de polos Los rotores excéntricos producen entrehierro de rotación variable entre el rotor y el estator, lo que induce una vibración pulsante ( normalmente entre la frecuencia de 2X FL y la armónica de velocidad de giro mas cercana ). A menudo requiere de un zoom del espectro para separar la frecuencia de 2X RPM de la frecuencia de 2XFL y la armónica de la velocidad de giro. Los rotores excéntrico generan una frecuencia de dos veces la frecuencia de paso de polos ( 2 Fp ), rodeadas de bandas laterales de frecuencia de paso de polo ( Fp ) , así como bandas laterales de la frecuencia de polos ( Fp ) alrededor de la velocidad de giro. La frecuencia de polos ( Fp ) se manifiesta en el espectro por si sola a baja frecuencia y va desde 29 a 120 CPM ( 0.3 a 2.0 Hz ), cuando se produce una desalineación , o existe la presencia de pata coja; se induce a una manifestación de un entrehierro variable debido a la distorsión, lo que conlleva a pensar en un problema de tipo eléctrico, pero motivado por efectos mecánicos.


Bandas Laterales Fp alrededor de 2 FL


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E) Problemas del Rotor ( Barras Agri etadas )

Unas barras del rotor rotas o agrietadas, o anillos en corto, juntas malas entre las barras del rotor y los anillos en corto o laminación del rotor en corto, pueden producir una vibración a la velocidad de giro ( 1X RPM ) con bandas laterales a la frecuencia de paso de polo ( Fp ) . Además estos problemas generaran a menudo bandas laterales de la frecuencia de paso de polo ( Fp ) alrededor de la segunda las segunda, tercera, cuarta, y quinta armónica de la velocidad de giro. Barras de rotor flojas o abiertas son indicadas por la presencia de bandas laterales a dos veces la frecuencia de línea ( 2X FL ) rodeando a la Frecuencia de Paso de Barra del Rotor ( RBPF = Numero de Barra X RPM ) y de sus armónicos ( 2X RBPF, 3X RBPF). A menudo causaran altos niveles a dos veces la frecuencia de paso de Barras (2X RBPF ) y solo una pequeña amplitud a 1X RBPF. Un arqueamiento inducido eléctricamente entre las barras flojas del rotor y los anillos, a menudo mostraran altos niveles de 2X RBPF ( con bandas laterales a 2 FL ); pero muy poco o casi ningún incremento en amplitud a la frecuencia de 1X RBPF.


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Se presentan en la grafica anterior Bandas laterales de Fp ( Frecuencia de polos ) alrededor de las armónicas de la velocidad de giro RBPF ( Frecuencia de paso de barras del rotor ) = Numero de Barras X RPM Se puede presentar también bandas laterales de 1XRBPF y/o de 2X RBPF, alrededor de 2FL

F) Problemas de Fase ( Conector Flojo ) Los problemas de fase debido a conectores flojos o rotos pueden causar una excesiva vibración a dos veces la frecuencia ( 2 FL) que tendrá unas bandas laterales alrededor y espaciadas 1/3 de la frecuencia de la línea ( 1/3 FL ), que equivale a 33 o 40 Hz.. Los niveles de vibración a dos veces la frecuencia de línea ( 2FL ) pueden exceder a 1.0 pulg./seg de amplitud sino se corrige, Este es particularmente un problema si el conector defectuoso solo hace contacto esporádicamente . Los conectores flojos o rotos deben ser reparados para prevenir una falta catastrófica.

Bandas Laterales de 1/3 FL L


85

ESPECTRUM LTDA

CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES

G) Pruebas para Diferenciar entre Problemas Mecanico s y Electrico s

En muchas oportunidades se tiende a confundir si la vibración que se presenta en una maquina es de tipo mecánico, o eléctrico, sobre todo si esta gira a 3.550 CPM, y donde el ancho de banda del espectro nos genera una diferencia de 150 o mas CPM, por lo cual no se puede separar entre la frecuencia de 2XFL ( 7.200 CPM ) y la frecuencia de 2X RPM del equipo 7.100 CPM Existen varias pruebas que se pueden realizar con los instrumentos de medición como son: •

Prueba de Apagado

Consiste en registrar o visualizar la caída de la señal de amplitud en el equipo, y se puede hacer de dos maneras. 1. Se el equipo es de tipo Análogo, entonces se realiza la medición de amplitud de manera directa ( valor total ), luego estando el motor prendido y dejando en sensor pegado a la carcaza del motor, se procede a quitar la energía al motor, en ese instante se debe observar lo que sucede así: •

•

Si al apagar la maquina, la aguja que mide la amplitud cae instantáneamente ( es decir la vibración se pierde con la quitada del campo ), entonces la procedencia de la vibración es de tipo eléctrica. Si la amplitud de la vibración al quitar la energía va disminuyendo lentamente, entonces el origen es de tipo mecánico.

Si se cuenta con un equipo que grafique en tiempo real, se puede observar el comportamiento de la señal de vibración en la grafica de la siguiente manera:

7.200 CPM


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ESPECTRUM LTDA


En la grafica superior se observa la presencia de la frecuencia de 7.200 CPM ( 2X FL ) , o quizás la de 7.100 CPM que viene a ser la 2X RPM del motor, que para nuestro ejemplo gira a 3.550 CPM ), con el fin de determinar si el problema es de tipo mecánico, o eléctrico, se precede a realizar una prueba de apagado; para lo cual se utiliza un analizador de vibraciones con impresora incorporada. Como se puede observar el la grafica inferior, la caída de la señal de amplitud de la vibración es brusca, esto significa que la amplitud se pierde con el campo, por lo tanto la procedencia de la vibración es de origen eléctrico. NOTA : Es importante estar seguros que antes de realizar la prueba de apagado, se ha descartado la posibilidad de la existencia de “ PATA COJA “, debido a que las cargas por deficiencia en la nivelación del motor con respecto a la base, pueden producir una deformación de la carcaza, lo cual conlleva a ocasionar un aparente problema de tipo eléctrico, y es posible que la prueba de apagado genere resultados similares a los de un problema de tipo eléctrico.

Registro en tiempo real del pagado de una maquina, la cual manifestaba la incidencia de un ligero efecto de tipo eléctrico de centrado entre estator y rotor, por lo cual daba origen a la frecuencia de 7.200 CPM ( 2X FL ), que puedo se verificado mediante la prueba de apagado, donde la señal de amplitud tiene una gran perdida con la quitada del campo, el valor inicial de vibración antes de apagar la maquina es de 2.2 mm/seg pk, y luego de quitar la energía, su amplitud es de 0.068 mm/seg.


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ESPECTRUM LTDA


13 ) MOTORES SINCRONICOS A) Esp ir as d el Es tat or Flo jas

Las espiras del estator flojas en un motor sincrónico generan alta vibración a la frecuencia de paso de espiras ( CPF) que es igual al numero de espiras del estator X RPM ( Numero de espiras del estator = numero de polos X numero de espiras / polo ). La frecuencia de paso de espira estará rodeada por bandas laterales a la frecuencia de 1 XRPM, Los problemas del motor sincrónico también serán indicados por altos picos de amplitud aproximadamente de 60.000 a 90.000 CPM, acompañados de bandas laterales a dos veces la frecuencia de línea ( 2FL ). Se recomienda tomar al menos un espectro a una frecuencia máxima de 90.000 CPM en cada carcaza del rodamiento del motor .

Bandas Laterales alrededor de la frecuencia de paso de Espiras

CPF ( Frecuencia de paso de espiras ) = Numero de Espiras X RPM Numero de Espiras del Estator = ( Numero de Polos ) X ( Numero de Espiras / polo )


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ESPECTRUM LTDA


14 ) MOTORES Y CONTROLADORES DC A) Esp ectr o No rm al

Numerosos problemas de motores y controladores DC pueden ser detectados por análisis de vibración, los motores con circuito rectificado a onda completa ( 6SCR ) generan una frecuencia a seis veces la frecuencia de línea ( 6X FL = 6 X 60 Hz = 360 Hz = 21.600 CPM ), mientras que los motores con circuito rectificado a onda media ( 3 SCR ) la generan a 3X la frecuencia de línea ( 3 FL = 3 X 60 Hz = 180 Hz = 10.800 CPM ). La frecuencia de manifestación de SCR esta presente normalmente en el espectro de motor DC , pero a baja amplitud nótese la ausencia de otros pocos múltiplos de la frecuencia de línea ( FL ).


RKEF - TACOGENERADOR KN-01 B NORTE T.G.KN01-B-B-H B-HORZ (T.G. NORTE LADO MOTOR) 1.8 1.6 1.4 1.2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0

1X SCR = 21.600 CPM 2XFL


ROUTE SPECTRUM 04-MAY-03 13:09:57 OVRALL= 2.23 V-DG PK = 2.23 CARGA = 100.0 RPM = 500. RPS = 8.33

20000


60000

80000

6 4

ROUTE WAVEFORM 04-MAY-03 13:09:57 PK = 2.30

2 0 -2 -4 -6 0

50

100

150


300

350

400


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ESPECTRUM LTDA

CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES B) Arrol lado de Armadura Roto, Problemas de Aterramiento o falta de entonación del Sistema

Cuando los espectros de motor DC están dominados por altos niveles a la frecuencia de los SCR, o dos veces esta frecuencia ( 2XSCR ), normalmente indican tanto un arrollado de armadura roto, como falta de entonación ( Tuning ) del sistema. Solo una entonación apropiada podrá disminuir la vibración en la frecuencia de SCR y de 2XSCR significativamente , si el problema de control es predominante . Altas amplitudes a estas frecuencias normalmente se encontraran sobre una amplitud de 0.10 in/sec a la frecuencia de 1XSCR y de 0.4 pulg/seg a la frecuencia de 2 XSCR de frecuencia de disparo.

C) Tarjeta de disp aro defectuos a, o fus ible quemado

Cuando una tarjeta de disparo falla en disparar, 1/3 de la energía se pierde, y puede causar cambios momentáneos de velocidad en el motor repetidamente. Esto puede conducir a altas amplitudes a la frecuencia de 1/3X SCR y 2/3X SCR. La expresión 1/3X SCR equivale a 1X FL, para SCR Rectificados a onda media, pero de 2XFL para SCR Rectificados a onda completa . Se debe tener una precaución y es que la configuración de la tarjeta SCR debe ser conocida antes de reparar el motor ( Numero de SCR, Numero de tarjetas de disparo, etc ).


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ESPECTRUM LTDA


c e 1.4 S / m 1.2 m n 1.0 i y t i 0.8 c o 0.6 l e V K 0.4 P

0.2

RKEF - TRANS SUR CALCINADOR KN-01-A KN-01 A -B-H B-HORZ (MOTOR LADO ACOPLE ROUTE SPECTRU 16-OCT-03 21:48:4 1X SCR = 21.600 OVRALL= 1.43 V-D PK = 1.43 CARGA = 100.0 RPM = 500. RPS = 8.33 1/3 SCR 2/3 SCR

0 0

20000


80000

c 3 e S / 2 m m 1 n i y 0 t i c o l e -1 V

ROUTE WAVEFOR 16-OCT-03 21:48:4 PK = 1.41

-2 -3

0

50

100

150


300

350

400


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ESPECTRUM LTDA


D ) SCR Defectuo sos , Tarjetas de cont rol en cort o, conexiones flojas o fusib le quemado.

Las fallas de SCR, Tarjetas de Control y en corto y/o Conexiones Flojas, pueden generar picos de una amplitud notable en numerosas combinaciones de frecuencias de lineas ( FL ) y frecuencia de disparo SCR. Normalmente, 1 SCR malo puede causar altos niveles a la frecuencia de linea ( FL ) y/o de 5X FL en motores de onda completa ( 6SCR ). El punto es que tanto la frecuencia de linea ( FL, ) o armonicos de esta (2XFL , 3XFL, 4XFL y 5X FL ) no deben estar presentes en el espectro del motor DC.

E) Tarjeta de Comparador Defectuosa

Las tarjetas de Comparador Defectuosas causan problemas con la fluctuación de la RPM o “caza” , Esto ocasiona un colapso y regeneración constante del campo magnético. Estas bandas laterales a menudo se aproximan a las RPM de fluctuación y se requiere de un espectro de vibración de muy alta resolucion para apenas ser detectadas. Estas bandas laterales pueden también deberse a generación y regeneración del campo magnético.

Bandas laterales similares a la variaciones de Velocidad


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ESPECTRUM LTDA


F) Pasos a Corriente a traves de los Rodamientos del Motor DC

El Fluting inducido Eléctricamente es detectado normalmente por una serie de diferencias de frecuencias espaciadas mas o menos a las frecuencias de defectos de pista externa ( BPFO ), aun si ese fluting esta presente tanto en la pista externa como en l a interna . A menudo aparece un rango situado entre las frecuencias de 100.000 a 150.000 CPM. Un espectro a 180.000 CPM con 1.600 líneas de resolución es recomendado para detectar este problema, haciendo mediciones en ambos rodamientos de apoyo del motor DC.

15 ) PROBLEMAS DE TRANSMISIÓN DE CORREAS

A) Desgas te, Af lo jam ien to o Des cu adr e de las Cor reas

La frecuencia de trabajo de la correa esta por debajo de las RPM del motor, o de la maquina conducida, Cuando están desgastadas, flojas o descuadradas, normalmente causan la presencia de vibración al tercer o cuarto armónico ( 3X correa, 4X Correa ) de la frecuencia de Correa. A menudo la frecuencia 2X de la correa es el pico dominante en el espectro de vibración, Las amplitudes son normalmente inestables algunas veces pulsando tanto con la RPM del conductor o del conducido. En correas dentadas, el desgaste o desalineación de la polea es indicado por altas amplitudes a la frecuencia de la correa dentada. Las transmisiones de cadena indicaran problemas a la frecuencia de paso de cadena que es igual al Numero de dientes del piñón x RPM ( FTC = Numero de dientes piñón X RPM ).


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ESPECTRUM LTDA


( 3.142 ) X ( RPM de la Polea ) X ( Diametro Primitivo ) Frecuencia de la correa. = --------------------------------------------------------------------------Longitud de la correa Frecuencia de la = ( Frecuencia de la correa ) X ( Numero dientes de la Correa ) correa dentada = ( RPM de la polea ) X Numero de Dientes de la Polea


RKEF - VENTILADOR DE AIRE PRIMARIO FA-11 -B-A B-AXIAL (MOTOR LADO POLEA

6 5

ROUTE SPECTRUM 23-DEC-03 15:34:13 OVRALL= 6.83 V-DG PK = 6.85 CARGA = 100.0 RPM = 1750. RPS = 29.17

4 3 2 1 0 0


10000


40000

ROUTE WAVEFORM 23-DEC-03 15:34:13 PK = 6.74

12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 -15 0

50000

100

200

300 Time in mSecs

400

500

600


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ESPECTRUM LTDA


B ) Desalineaci ón de la Correa - Polea

La desalineación de la polea produce alta vibración a la frecuencia de 1x RPM de la polea conductora o conducida, y con predominio en la axial. El radio de las amplitudes de las RPM de la correa conductora a la conducida depende de donde se toman los datos , así como de la masa relativa y la rigidez del bastidor . A menudo con la desalineación de la polea la vibración axial mas elevada se encontrara a las RPM del ventilador, o viceversa . Puede ser confirmada por mediciones de fase colocando el filtro de fase a las RPM de la polea con mayor amplitud axial ; luego compare las fases a esta frecuencia en particular en cada rotor en la dirección axial.

Alineación de Poleas mediante el uso del rayo laser Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

95

ESPECTRUM LTDA


1X POLEA MOTOR

C) Poleas Excentricas

Las poleas excentricas causan alta vibracion a la frecuencia de 1XRPM de la polea excentrica. La amplitud es normalmente la mas alta cuando se encuentra alineada con las correas y debe aparecer tanto en los rodamientos de la polea conductora como en la conducida. En ocasiones es posible balancear las poleas excentricas colocando arandelas en los pernos. Sin embargo, aunque se balancee, la excentricidad seguira induciendo vibracion y esfuerzo de fatiga reversible en la correa. La excetriicidad de la polea puede ser confirmada por un analisis de fase que muestre la diferencia de fase horizontal y vertical cercana a 0º a 180º.


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ESPECTRUM LTDA


Un cambio de fase de 0 o de 180 Grados entre las mediciones horizontales y verticales, indicaran la presencia de una excentricidad

D) Resonancias de las Correas

La resonancia de la correa puede ocasionar amplitudes altas si la frecuencia natural de la correa llega a aproximarse, o coincidir ya sea con las RPM del motor o de la maquina. La frecuencia natural de la correa puede ser alterada cambiando la tension, longitud o seccion transversal de la correa. Puede ser detectada tensiondo y luego soltando la correa mientras se mide la respuesta en las poleas y rodamientos. Sin embargo, cuando esta operando, las frecuencias naturales de la correas tenderan a ser un poco mas altas en el lado tensionado y un poco mas bajas en el lado flojo.


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ESPECTRUM LTDA

CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES

16 ) PULSACIONES ( BEAT ) La frecuencia de Golpeteo Golpete o es el resultado de frecuencias frecuen cias cercanas que entran y salen de sincronización entre si, es decir en un momento dado las amplitudes se suman y se restan, producto que las fases de los elementos entran a coincidir en un instante, pero luego se alejan, por esta razón la forma de onda es de tipo Senosoidal Modulada El espectro de banda ancha normalmente mostrara un pico pulsando arriba y abajo. Al hacer un acercamiento a este pico (espectro bajo), se observan dos picos muy cercanos. La diferencia entre dos picos ( F2 - F1 ) es la frecuencia de golpeteo, que aparece por si misma en el espectro de banda ancha. La frecuencia de golpeteo no se ve comúnmente en mediciones de rango de frecuencia normales, ya que es inherentemente inherentemente una frecuencia baja, fluctuando usualmente entre 5 a 100 CPM. La vibración máxima se alcanza cuando la onda de tiempo de una frecuencia ( F1 ) entra en fase con la onda de tiempo de la otra frecuencia ( F2 ). La vibración mínima ocurre cuando la onda de tiempo de estas dos frecuencias se alinean 180’ fuera de fase .


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ESPECTRUM LTDA


Para que se genere el BEAT, se hace necesario que exista la prese ncia de dos frecuencias cercanas, este tipo de vibración es muy norma encontrarlo en equipos que cumplen las siguientes caracteristicas: 1) Los dos componentes componentes de la maquina maquina ( motor y conducido ) estan montados sobre la misma misma base. 2) Que el motor este montado montado sobre el mismo skit del conducido 3) Que las velocidades de operación operación sean muy cercanas 4) En equipos equipos que que tienen tienen transmision transmision por correas.


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ESPECTRUM LTDA



PREP - VENTILADOR FA-02 FA-02 -B-V B-VERT (MOTOR LADO POLEA

10 8

2.065 CPM

6 4 2 1376 CPM 0 0


ROUTE SPECTRUM 25-JAN-03 10:36:44 OVRALL= 8.44 V-DG PK = 8.40 CARGA = 100.0 RPM = 1800. RPS = 30.00

6000


12 9 6 3 0 -3 -6 -9 -12 -15 0

18000

24000 ROUTE WAVEFORM 25-JAN-03 10:36:44 PK = 8.71

292 mSeg 380,44 mSeg

100

200


F1

500

600

F2


100

ESPECTRUM LTDA

CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES En la grafica anterior las dos frecuencias que se muestran en el espectro son de 1.376 CPM y de 2.065 CPM, al hacer el calculo de los periodos de la señal en el tiempo se obtienen los siguientes datos: FB ( Frecuencia de Beat ) = F2 – F1 FB = ( 380, 44 mSeg ) – ( 292 mSeg ) = 88.44 mSeg = 0.088 4 seg F = 1/t = 1/ 0.088 Seg = 11,36 Hz = 11,36 X 60 = 681,8 CPM ( frecuencia del Beat ) mSeg = Milisegundos t = Periodo Hz = Hertzios

17 ) PATA FLOJA, PATA RESORTEADA, Y RESONANCIA DE PATA A) Pata Flo ja

Ocurre cuando la pata de una maquina o el bastidor se deflecta cuando un perno de sujeción se afloja, causando el levantamiento de la pata aproximadamente mas de 0.002 - 0.003 milésimas de pulgadas, esto no causa siempre un gran incremento de la vibración. sin embargo, podria hacerlo si la pata floja afecta la alineación o el entrehierro del motor.

En la foto se observa el comparador puesto sobre la pata de la maquina, con el objeto de verificar su pisada.


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ESPECTRUM LTDA


B) Pata Resortada

Puede causar gran distorsión del bastidor. resultando en un incremento de la vibración, fuerza y esfuerzo del bastidor y carcaza de rodamiento, etc. Esto puede ocurrir cuando un perno de sujeción es ajustado excesivamente en la pata como un intento de nivelada. C) Resonancia de la Pata

Puede causar incrementos dramáticos de la amplitud de 5 a 15 veces o más, si se compara con aquella cuando el perno ( o combinación de pernos ) están flojos o apretados a mano. Cuando se ajusta, este perno puede cambiar notablemente la frecuencia natural del mismo bastidor de la maquina. La Pata Floja, La Pata Resorteada o La Resonancia de la Pata afecta más a menudo a la freceuencia de giro de la maquina ( 1XRPM ) , pero también puede hacerlo a 2XRPM, 3XRPM, y de 2XFL1, FPA ( frecuencia de paso de alabe ), etc.

18) VIBRACIÓN EN MAQUINAS RECIPROCANTES. Las técnicas de análisis rutinario de vibraciones por el gráfico, amplitud es frecuencia aplicado a bombas reciprocantes, compresores, motores Diesel y a gasolina, son generalmente efectivos para diagnostico de problemas en máquinas tales como desbalanceo de rotor, desalineamiento, solturas mecánicas, etc. Sin embargo, las máquinas reciprocantes tendrán inherentemente vibraciones que son el resultado de la inercia de los componentes reciprocantes, más la variación de las presiones dentro de los pistones que causan variaciones en el torque. Las variaciones resultantes de estas fuerzas “ reciprocantes” inherentes a menudo, tienen características de frecuencia similares a aquellas asociadas con problemas mecánicos comunes. Las frecuencias de vibración normalmente encontradas son a 1X y 2C RPM; sin embargo, frecuencias de orden más altos son también comunes en algunos diseños, dependiendo del número de pistones y su relación entre ellos. Por ejemplo, Un motor de seis cilindros de 4 ciclos, tendrá tres pulsos de potencia para cada resolución del cigüeñal y causará una vibración a una frecuencia a la 3X RPM. Por otra parte, un motor de ocho cilindros con cuatro impulsos de potencia por revolución, mostrara una vibración a una frecuencia de 4 X RPM.


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ESPECTRUM LTDA


Otras frecuencias a varias veces las RPM del cigüeñal son también comunes en unidades reciprocantes. En un motor de seis cilindros y cuatro ciclos operando a 2.000 RPM. En la señal de la velocidad de vibración, muchas vibraciones armónicas frecuencias múltiples se presentan si las amplitudes son bajas, puede no indicar una condición anormal. Por supuesto que la posibilidad de una o más de estas frecuencias, excitan una condición de resonancia en la máquina o en la estructura es algo mayor. Se puede analizar también, que existe vibración a ½ X RPM . Además, también se presentan vibraciones en condiciones de medio armónico de 1-1/2 , 2- ½ , 3-1/2 , 3-1/2 , 4-1/2 , 5-1/2 X RPM , etc. Estas frecuencias en medios armónicos son comunes en máquinas reciprocantes, estas unidades tendrán típicamente un eje ( eje de levas ) rotando a ½ x RPM del cigüeñal que puede además, contribuir a la vibración a la frecuencia de ½ x RPM . Pero la presencia de bajas amplitudes no significa necesariamente problemas. Sin embargo, una amplitud excesiva puede resultar de problemas de operación de uno o más cilindros.


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ESPECTRUM LTDA


En un motor en v de ocho cilindros con un cilindro sin prender, debido a una bujía sucia, la vibración predominante ocurre a una frecuencia de ½ RPM . Esto se debe a la ausencia de un pulso de potencia una vez por cada dos revoluciones del cigüeñal. Naturalmente, si dos o más cil indros experimentan similares problemas de operación, entonces, aparecen múltiplos de frecuencia de vibración a la ½ x RPM .


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ESPECTRUM LTDA


En la anterior grafica se están mostrando en un diagrama de cascada la comparación entre dos espectros de vibracion tomados en los puestos de bancada, la maquina es de 8 cilindros y presenta diferencia espectral marcada a la frecuencia de 1/2X RPM, lo que indica una anormalidad en uno de los puestos de los cilindros, en este caso el puesto No. 8.

La verificación de la anormalidad detectada en el puesto de bancada No. 8 se puede comprobar en la toma de datos que se realiza en los puestos de los cilindros, en este caso el puesto No. 7 genera unos niveles bajos de amplitud, mientras que el puesto del cilindro No. 8 genera mayores amplitudes de la vibración, mostrándose en el espectro comparativo una mayor actividad de vibración a la frecuencia de 381 CPM ( ½ X RPM del cigüeñal ), y presencia de frecuencias armónicas.

Por lo tanto, cuando altas amplitudes se encuentran a frecuencias de ½ , 1-1/2, 2- ½ , etc. x RPM, cada cilindro debe revisarse para posibles problemas de ignición, comprensión y carburación. Cuando una amplitud en una frecuencia dada, es inherente al sistema, pero su amplitud es excesiva, en este caso, ha coincidido con una frecuencia natural de la máquina, resultando en resonancia. Problemas típicos de vibración en este tipo de máquinas están: excesivo desgaste de los cojinetes, golpeteo del pistón colisión de válvulas, anillos gastados , escapes de la comprensión , fallas de la ignición, escape en válvulas y falla en la carburación o inyección del combustible. A continuación se dará una breve explicación de los problemas más comunes presentados en las máquinas reciprocantes.


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ESPECTRUM LTDA


A) Deteri or o de l os Coj in etes de B iel a.

La soltura o excesivo deterioro de los cojinetes de la biela, a menudo serán características por un notable aumento en el ruido y vibración particularmente durante la desaceleración de la máquina. La vibración predominante ocurrirá a una frecuencia de 2 x RPM del cigüeñal, ya que los impactos en el cojinete por cambio de dirección y esto ocurre cuando el pistón alcanza el punto muerto superior y también para el punto muerto inferior para cada revolución del eje. Si más de un pistón esta defectuoso, existirán frecuencias mayores que 2 x RPM: B) Deterior o de los Cojinetes Princip ales del Cigueñal.

En muchos casos, el ruido o la vibración causados por los cojinetes defectuosos serán más notorios durante la aceleración o desaceleración de la máquina, ya que las variaciones en las cargas en los cojinetes serán mayores bajo éstas condiciones. Sin embargo, si el juego de los cojinetes llega a ser muy excesivo, el ruido y la vibración pueden ser detectados bajo todas las condiciones de operación. La frecuencia predominante, asociada con el juego excesivo en los cojinetes principales, a menudo será igual o un múltiplo de la frecuencia del pulso de potencia. Así, en un motor de seis cilindros la vibración puede ocurrir a una frecuencia de 3xRPM resultando 3 pulsos por renovación del cigüeñal. Además, los múltiplos de ésta frecuencia, 6, 9 ó 12x RPM también pueden mostrar un aumento significante. En comparación, una máquina con ocho cilindros la vibración puede ocurrir a frecuencias múltiples de 4 x RPM debido a los 4 impulsos por revolución del cigüeñal.

C) Golpe del Pistón

El golpe de pistón causado por excesivo juego de pistón-cilíndro, tendrá características de vibración similares causados por el excesivo juego de los cojinetes de la biela, excepto que la vibración del golpe de pistón será predominante bajo carga pesada o condiciones de aceleración cuando las presiones actuantes del pistón serán las mayores. Este problema también se caracterizará por un notable golpeteo metálico proveniente de la máquina. Típicamente, el golpe de pistón produce una vibración a una frecuencia de 2 x RPM , aunque es posible un aumento en la vibración a ½ y 1 x RPM.

D) Desbalanceo de Fuerzas Inerci ales

Se encuentra con frecuencia en bombas, compresores y máquinas con una frecuencia vibracional a la 2 x RPM acompañado por frecuencias de mayor orden pero de menor amplitud. En las máquinas modernas de 4, 6 y 8 cilindros, la primera y segunda fuerza y momentos son razonablemente bien balanceados. Sin embargo, si durante una reparación de la máquina, un pistón o biela ha sido reemplazada con otro de mayor o menor peso que el equipo original , el resultado de las fuerzas de inercia desbalanceadas pueden resultar en excesiva vibración. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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CONSULTORÍA EN MANTENIMIENTO POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES Debido a que los problemas operacionales y fuerzas reciprocantes a menudo causarán vibración a una frecuencia similar a aquella causada por el desbalanceo, desalineamiento y soltura, puede ser necesario obtener un análisis adicional para distinguir un problema del otro. Detalles adicionales acerca de la vibración puede ser obtenido con técnicas tales como análisis de fase, análisis de la forma de onda en el tiempo y las formas modales. Estos análisis ayudarán a identificar las frecuencias de vibración es normal o inherentes y sus correspondientes amplitudes. Entonces, cuando ocurra un aumento de la vibración, una nueva señal puede ser obtenida para comparar con la original para revelar de manera rápida qué componente frecuencial ha sido cambiado. Esta labor simplifica significativamente el análisis de vibración de la maquinaria reciprocante que, en muchos casos , es inherentemente compleja. Los problemas de operación en máquinas reciprocantes, causan vi braciones como resultado de la reacción de un torque de desbalanceo en el cigüeñal. Esto origina una vibración torcional de la máquina al rededor de la línea de rotación del cigüeñal en vez de un movimiento circular o elíptico causado por un balanceo. Este tipo de vibración torcional puede ser a menudo detectado, comparando las lecturas de fase de la parte superior e inferior de la línea central del cigüeñal. La vibración torcional revela lecturas de fase que difieren en 180 grados , mientras que, el movimiento circular o elíptico de la máquina, debido al desbalanceo de masa mostrará lecturas de fase que son aproximadamente idénticas.

E) Valvulas

Siendo, el análisis de vibraciones en las máquinas reciprocantes complejo de realizar, a veces es muy conveniente registrar la forma de la onda en el tiempo, con el fin de observar el comportamiento de las válvulas. La siguiente forma de onda es típica de observar los pulsos generados por las válvulas durante los eventos de cierre y apertura. Instalando un sensor de KEY PHASOR se puede inclusive determinar la válvula que presenta anomalías. En la práctica se recomienda comparar en el tiempo éstas formas de onda y el incremento de los pulsos pueden revel ar cuando la válvula comienza a presentar problemas como de “pega” o cuando existen fugas.


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TABLA SEVERIDAD ISO 10816-3

Zona A : La vibracion de máquinas nuevas o recientemente reacondicionadas puestas en servicio, normalmente deberian Estar en esta zona. Zona B : Máquinas con vibracion en esta zona son normalmente consideradas aceptables para operar sin restrección en Un periodo largo de tiempo. Zona C : Máquinas con vibracion en esta zona son normalmente consideradas insatisfactorias para una operación continua para un tiempo prolongado. Generalmente, estas máquinas pueden operar por un periodo limitado en esta condición hasta que se presente una oportunidad conveniente para reparar la máquina. Zona D : Los valores de la vibracion de esta zona son considerados normalmente como suficientemente severos para causar daños en la máquina. GRUPO 1: Máquinas rotatorias grandes con potencia sobre 300 Kw, Maquinas Electicas con altura del eje H ≥ 315 mm GRUPO 2 : Máquinas rotatorias medianas con potencia entre 15 y 300 Kw, Maquinas Electricas con altura del eje “ H “ entre 160 mm y 315 mm. GRUPO 3 : Bomba s con impulsor multipaletas y con motor separado ( Flujo centrifugo, axial o mixto ) con potencia sobre 15 Kw. GRUPO 4: Bombas con impulsor multipaletas y con motor integrado ( flujo centrifugo, axial o mixto ) con potencia sobre 15 Kw. Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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TABLA SEVERIDAD GENERAL DE LA VIBRACIÓN VELOCIDAD - ACELERACION

Alarma 1 Vibración Total 0.314 pulg/ seg

Velocidad de la Vibración

( 8 mm/seg )

Alarma 1 Vibración Total Aceleración de la Vibración

Velocidad del Eje RPM Menor o Igual a 1.200 1,200 – 2,400 Mayor a 2,400 **

Alarma 2 Vibración Total 0,6 pulg/seg ( 15.2 mm/seg )

Alarma 2 Vibración Total

2 G`s

Rango de frecuencia máxima de medición ( Velocidad de la Vibración )

3.5 G`s

Rango de frecuencia máxima de medición ( Aceleración de la Vibración )

Hz 100

CPM 6,000

Hz 1,000

CPM 60.000

200 500

12,000 30,000

2,000 5,000

120,000 300.000

** Turbinas a Gas, turbo cargadores, y otras maquinas con muy altas velocidades, la frecuencia máxima ( Fmax ) de medición en aceleración es aproximadamente hasta 10 kHz ( 600.000 CPM )


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TABLA SEVERIDAD GENERAL ACELERACION G- PK


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TABLA SEVERIDAD ENVOLVENTE DE LA VIBRACIÓN Enveloped Acceleration (gE) is not categorized by ISO 10816-1, however, this is a valuable assessment tool for rolling element bearing condition, and may be utilized in conjunction with the above general guidelines. Note that machines are classified according to shaft size (in mm) and rotating speed, which are a function of bearing design. Enveloping Severity peak to peak 0.1

Dia. Entre 200 & 500mm y Velocidad <500rpm Bueno

Diámetro del Eje y Velocidad ( RPM ) Dia. Entre 50 & 300 mm & Dia. Entre 20 & 150mm velocidad entre 500 & & velocidad es 1800, o 1800rpm 3600rpm Bueno Bueno

0.5 Aceptable 0.75 Aceptable 1

Tolerable ( alarma )

2 4

Severo ( disparo )

10

Aceptable Tolerable ( alarma ) Severo ( disparo )

Tolerable ( alarma ) Severo ( disparo )

RANGO MUESTREO FRECUENCIAS ENVOLVENTE Velocidad Eje ( RPM ) Menor de 50 25 - 500 250 – 5.000 2.500 o Mas ** 1.100- 3600

Frecuencia de la Rango de análisis del espectro Envolvente de la señal de Aceleración ( CPM ) Envolvente 300 – 6000 0 - 600 3.000 – 60.000 0 - 6.000 30.000 – 600.000 0 - 60.000 300.000 – 2,400.000 0 – 600.000 132.000 – 432.000 0 - 43.200

El numero de promedios recomendados para la medición de la señal de envolvente es de 8 ( ocho ) . ** Normalmente las maquinas en la industria operan entre 1.100 a 3.600 RPM, por lo tanto se puede utilizar como norma general configurar la recolección del espectro de vibración de señal envolvente hasta 10 a 12 veces la velocidad de giro como frecuencia máxima espectral Av. Bosque Transv 54 # 30-403 OF. 501 Condominio Santillana de los Patios Tel ( 5) - 6675566- 6675663 TelFax 6676832 Celular (315) 7341937—CARTAGENA-COLOMBIA E-mail: [email protected]

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ESPECTRUM LTDA


TABLA DEL INSTITUTO TECNICO DE CHARLOTTE ( Velocidad de la Vibracion = pulga/seg. pk ) 1. Asumiendo una velocidad de máquina entre 600 a 60.000 RPM. 2. Asumiendo medidas con acelérometros o captador de velocidad tan cerca como sea posible al cojinete de soporte. 3. Colocar la alarma en reductores individuales externos a un 25% más alto que para el tipo de máquina en particular. 4. Utilice un mismo nivel de alarma para los tipos particulares de máquinas que se incluyen a menos e que se incluya una especificación diferente. 5 ) Para maquinas montadas sobre aisladores ( amortiguadores ), ponga la alarma en un 25% mas alto , que para el tipo de maquina en particular TIPO DE MAQUINA TOLERANTE ALARMA 1 ALARMA 2 BUENO IMPULSORES DE TORRES DE ENFRIAMIENTO De eje prolongado Hueco 0 - 0.375 0.375 - 0.600 0.600 0.900 De acople con Correas Cerrada 0 - 0.275 0.275 – 0.425 0.425 0.650 De acople directo Cerrado 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 OMPRESORES Reciprocantes 0 - 0.325 0.325 – 0.500 0.500 0.750 Helicoidal (tornillo) 0 - 0.275 0.275 – 0.425 0.425 0.650 0.200 – 0.300 0.300 0.450 Centrifugas con o sin caja de engranaje 0 - 0.200 exterior Centrífuga de Engranaje 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 (medida axial) Centrífuga de Engranajes 0 - 0.150 0.150 – 0.250 0.250 0..375 (medida radial) ENTILADORES Lóbulos rotatorios 0 - 0.300 0.300 – 0.450 0.450 0.675 Impulsión por correas 0 - 0.275 0.275 – 0.425 0.425 0.650 Generales de impulsión directa (con acople) 0 - 0.250 0.250 – 0.375 0.375 0.550 Aire primario 0 - 0.250 0.250 – 0.375 0.375 0.550 Gran Impulsión Forzada 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 Gran Impulsión Inducida 0 - 0.175 0.175 – 0.275 0.275 0.400 Montados en eje del motor 0 - 0.175 0.175 – 0.275 0.275 0.400 Flujo axial 0 - 0.150 0.150 – 0.250 0.250 0.350 RUPO ELECTROGENOS Impulsión por correa 0 - 0.275 0.275 – 0.425 0. 425 0.675 Acople Directo 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0..300 0.450 NFRIADORES DE AIRE Reciprocantes 0 - 0.250 0.250 – 0.400 0.400 0.600 Centrífugas (abierta) motor y compresor 0 - 0200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 separados. Centrífugas (cerrado) motor e impulsor juntos. 0 - 0150 0.150 – 0.225 0.225 0.350 GRANDES TURBINAS GENERADORAS 3600 RPM 0 - 0.175 0.175 – 0.275 0.275 0.400 1800 RPM 0 - 0.150 0.150 – 0.225 0.225 0.350 BOMBAS CENTRIFUGAS Verticales (12` - 20` altura) 0 - 0.375 0.375 – 0.600 0.600 0.900 Verticales (8` - 12` altura) 0 - 0.325 0.325 – 0.500 0.500 0.750 Verticales (5` - 8` altura) 0 - 0.250 0.250 – 0.400 0.400 0.600 Verticales (0` - 5` altura) 0 - 0.200 0.250 – 0.300 0.300 0.450 Horizontales Propósito general (acople directo) 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 Alimentación de Calderas 0 - 0.200 0.200 – 0.300 0.300 0.450 Hidráulicas 0 - 0.125 0.125 – 0.200 0.200 0.300 HERRAMIENTA DE MAQUINADO Motor 0 - 0.100 0.100 – 0.175 0.175 0.250 Entrada de engranaje 0 - 0.150 0.150 – 0.225 0.225 0.350 Salida de engranaje 0 - 0.100 0.100 – 0.175 0.175 0.250 Tornos: a) Operaciones rústicas 0 - 0.075 0.075 – 0.125 0.125 0.175 b) Acabados de maquinado 0 - 0.050 0.050 – 0.075 0.075 0.115 c) Acabados críticos 0 - 0.030 0.030 – 0.050 0.050 0.075


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ESPECTRUM LTDA


ESPECTRUM LTDA

TABLA DE SEVERIDAD INSTITUTO HIDRAULICO ESTÁNDAR B-74-1 ( 1.967 ) FRECUENCIA DE VIBRACION - CICLOS POR MINUTO ( CPM ) LIMITES ACEPTABLES DE VIBRACION EN EL CAMPO

V I B R A C I O N

30

762

3.048 metros

p M k A X p I k M A

" Metros "

2.438

20

M i l s

Distancia de la base al punto de medida 508

1.829 1.524 1.210 o menos

10

254

8

203

6

152

4

101

3 2

V I B R A C I O N

M A X I M A

M i c r o n e s p k p k

51

120

180

240

360

480

600

1200

1800

2400

3600

FRECUENCIAS ( RPM )

BOMBAS VERTICALES Y HORIZONTALES * Las frecuencias correspondientes a 1X RPM son causadas por desbalanceo * Bombas Verticales- La medida es realizada en el cojinete superior del motor * Bombas Horizontales- La medida es realizada en la carcaza del cojinete


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ESPECTRUM LTDA


COMPARACION DE NIVELES DE VIBRACIÓN DE ALTA FRECUENCIA EN DIFERENTES EXPRESIONES SEG N LA MARCA DEL E UIPO


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ESPECTRUM LTDA



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ESPECTRUM LTDA


TABLA DE SEVERIDAD DE LA VIBRACIÓN PARA MAQUINARIA DE BAJA VELOCIDAD ( RPM )

Aceleración ( G pk )

Des lazamiento Pk-

V E L O C I D A D “ P u l g / s e g “ P k 10

100

1000 FRECUENCIA ( CPM )

10.000


100.000 117

ESPECTRUM LTDA


TABLA

DE SEVERIDAD DE LA VIBRACIÓN

MAQUINARIA DIESEL NEI- A.P.E. LTD - W. H. ALLEN 140 100

200

300

400

500

600

V E 100 L O 85 C 70 I 60 D A 40 D V I B R A C I O N

1200 1800

2400

3000

4000

6000 3.9 3.3 2.95

SEVERO SEVERO

2.35 1.64

30

1.23

TOLERABLE 15

0.6

ACEPTABLE

10

0.4

9

0.35

m m / s e g

8

0.3

7

0.27

6

0.23

4

0.16

P K.

3

0.12

2

0.08

BUENO

5

0.2

1

V E L O C I D A D V I B R A C P u l g / S e g P K

0.04 100

200

300

400

500

600

1200 1800

2400

3000

4000

6000

FRECUENCIA CPM


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TABLA DE SEVERIDAD LISTA EXPERIMENTAL DE VALORES PROBABLES DE ROTURA EN RODAMIENTOS PARA MEDIDAS DE SPIKE ENERGY o G' s. PATENTE DE IRD

Valoress iniciales Valore iniciales Valore Valoress máximos máximos Max.(PREDIC) Rodamientos de bolas simple hilera RPM 1000 1500 3000

0,05 0,08 0,2

0,25 0,5 1

0,3 0,7 1,2

Rodamientos de bolas doble hilera RPM 1000 1800 3000

0,08 0,13 0,4

0,5 0,7 2

0,6 0,8 2,2

Rodamiento de rodillos simple hilera RPM 1000 1500 3000

0,22 0,3 0,7

0,6 1,5 3

0,7 1,5 2,5

Rodamientos de rodillos doble hilera RPM 1000 1500 3000

0,32 0,7 1,2

2 2,5 3,5

1,5 2 3


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ESPECTRUM LTDA


TABLA SEVERIDAD SPIKE ENERGY Es la energía generada por estados estados repetitivos de impactos mecánicos mecánicos en desgaste de rodamientos rodamientos y de dientes de los engranajes.

S P I K E

E N E R G Y

TABLA DE CONFIGURACION DE

ALARMAS DE VIBRACIÓN POR ZONAS DE BANDAS

“ g S E

RPM DE LA MAQUINA 3600 RPM...............1.40 1800 RPM...............0.70 1200 RPM………...0.50 900 RPM………...0.35 600 RPM………...0.25

gSE gSe gSe gSe gSe

Normal gSE alarms for standard RPM machs ( IRD 970 Accelerometer & Magnet WITHOUT GEARBOX


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ESPECTRUM LTDA


DESPLAZAMIENTO RELATIVO DEL EJE “ SOLO PARA MEDICIONES CON SENSOR DE PROXIMIDAD “


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ESPECTRUM LTDA


TABLA CONFIGURACION BANDAS LATERALES


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GLOSARIO DE TÉRMINOS UTILIZADOS EN ANÁLISIS DE VIBRACIONES:

“A“ Aceleración: Razón de cambio de la velocidad respecto al tiempo. Acelerómetro: Sensor y transductor cuya entrada es la amplitud de aceleración y tiene una salida de voltaje de baja impedancia. Alineación: Posición en la cual las líneas centro de dos ejes deben ser lo mas colineales posible, durante el tiempo de operación normal de la máquina. Amplitud: Es el máximo valor que presenta una onda sinusoidal. Análisis Espectral: Es la interpretación que se le hace a un espectro para determinar el significado físico de lo que pasa en una máquina. Armónico: Son frecuencias de vibración que son múltiples integrales de una frecuencia fundamental específica. Armónico Fraccionario: Armónicos que se encuentran entre los armónicos principales y son fracciones de la frecuencia fundamental. Axial: Posición del sensor que va en el sentido de la línea del eje.

“B“ Backlash: Juego que presentan dos elementos móviles conectados que han tenido mal montaje y presentan desgaste. Balanceo: Procedimiento por medio del cual se trata de hacer coincidir el centro de masa de un rotor con su centro de rotación, de manera que se pueda eliminar el mayor número de fuerzas inerciales. Bandas Laterales: Son líneas espectrales que aparecen espaciadas a igual frecuencia, alrededor de una línea central. Esta es la mezcla de dos señales, en la cual la línea central pertenece a una y las líneas laterales pertenecen a la otra.

“C “ Centro de Gravedad: Es la representación de la masa de un cuerpo en un punto. Ciclo: Es un rango de valores en los cuales un fenómeno periódico se repite.


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“D“ Decibel: Unidad logarítmica de amplitud medida (muy usada en vibraciones y acústica). Desplazamiento: Cambio de posición de un objeto o partícula de acuerdo a una sistema de referencia. Diagnóstico: Proceso por medio del cual se juzga el estado de una máquina. Dominio de la Frecuencia: Es la representación gráfica de la vibración en la cual se enfrentan Amplitud vs. Frecuencia. Dominio del Tiempo: Es la representación gráfica de una señal de vibración en la cual se enfrentan Amplitud vs. Tiempo.

“E” Entrehierro: Espacio de aire comprendido entre el Estator y el Rotor de un motor eléctrico. Espectro: Sinónimo de dominio de la frecuencia. Excentricidad: Variación del centro de rotación del eje con respecto al centro geométrico del rotor.

“F“ Factor de Servicio: Factor que corrige niveles normalizados, para máquinas que se encuentran a condiciones especiales de operación. Fase: Es un retardo en el tiempo de dos señales, expresado en grados de rotación. Fatiga: Tendencia de un material a romperse bajo deflexiones repetidas. Frecuencia: Es el recíproco del período y significa número de oscilaciones completas por unidad de tiempo y esta dada por la expresión F = 1/t Frecuencia de Engrane (GMF Gear Mesh Frecuency): Es la velocidad nominal del engranaje multiplicado por el número de dientes. La GMF es igual para piñón y engranaje. Frecuencia de falla de Jaula (FTF): Es la frecuencia de un rodamiento que se excita cuando se presenta deterioro en su jaula. Frecuencia de falla de Elemento Rodante (BSF): Es la frecuencia de un rodamiento que se excita cuando se presenta un daño en algún elemento rodante.


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Frecuencia de falla de Pista Externa ( BSFO): Es la frecuencia de un rodamiento que se excita cuando se presenta un daño en la pista externa. Frecuencia de falla de Pista Interna (BSFI): Es la frecuencia de un rodamiento que se excita cuando se presenta un daño en la pista interna. Frecuencia de Línea (FL): Es la frecuencia eléctrica de alimentación del motor. En América son 60 Hz y en Europa son 50 Hz. Frecuencia Natural (Fn): Es la frecuencia que presenta cada componente por su propia naturaleza y características. Esta frecuencia oscilará si es excitada por agente externo que opere a una frecuencia muy cercana. Frecuencia de Paso de Aspas (BPF): Es el número de aspas o paletas de una bomba o ventilador por su velocidad de rotación.

“G“ G: Unidades de aceleración de la gravedad. Equivale a 9800 mm/s2 y a 32.2 pie/s2.

“H“ Horizontal: Generalmente es la posición que se le da al sensor, que va perpendicular al sentido de la gravedad. Hz: Unidad mas común de la frecuencia. Equivale a ciclos por segundo.

“M“ Masa Equilibrante: Masa utilizada en balanceo, para contrarrestar la masa desbalanceadora. Micra: Medida de longitud o distancia. Equivale a la milésima parte de un milímetro. Mils: Medida de longitud o distancia. Equivale a una milésima de pulgada.

“O“ Onda en el tiempo: Es la representación instantánea de una señal di námica con respecto al tiempo. Orden: Es otra de las unidades de frecuencia, utilizadas para maquinaria rotativa. Una orden es equivalente a la velocidad nominal de la máquina.


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“P“ Período: Es el tiempo necesario para que ocurra una oscilación o se complete un ciclo. Generalmente está dada en minutos y segundos. Pico: Cada una de las líneas que componen el espectro. Pulsación: Elevación y caída en la amplitud de vibración causada por dos fuentes de vibración que están a frecuencias muy cercanas. Pulsos de masa Volumétrica : Son los impactos que produce el gas o el aire al paso por los lóbulos de un compresor de tornillo o soplador de lóbulos.

“R“ Radial: Posición del sensor que va perpendicular a la línea del eje. Resonancia: Se presenta cuando la frecuencia natural de un componente es excitada por un agente externo. La amplitud de vibración de la máquina se incrementará enormemente causando perjuicios a todos sus componentes. Rotor Flexible: Son rotores que giran muy cerca o por encima de su primera velocidad crítica. Por sus condiciones de operación presentan una deformación significativa. Rotor Rígido: Rotor que no se deforma significativamente cuando opera a su velocidad nominal. RPM: Otra de las unidades de frecuencia. Equivale al número de ciclos por minuto que presenta la máquina. RPS: Otra de las unidades de frecuencia. Equivale a 1 Hz (ciclos por segundo). Ruido: Es información de la señal que no representa alguna importancia. Representa contaminación de la señal. Ruido de Piso o Blanco: Es el límite mas bajo de sensibilidad de un instrumento de medición electrónico, expresado en micro-voltios (10-6 V). Se localiza a través de todo el espectro. Ruido Rosa: Es el ruido que se localiza en un rango especial del espectro.


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“S“ Sensor: Es un dispositivo de medición que transforma una variable física en una señal eléctrica. En nuestro caso pasa de una señal física de vibración y la convierte en una señal eléctrica. Señal: Es toda información de magnitud física variable que se convierte a magnitud eléctrica mediante un transductor. Shock: Es un impacto que tiene como resultado la generación de un pulso. Subarmónicos: Son frecuencias que se encuentran a una fracción fija de una frecuencia fundamental, como la velocidad nominal de la máquina.

“T“ Transformada Rápida de Fourier (FFT): Es una técnica para calcular por medio de un computador la frecuencia de las series que conforman la onda en el dominio del tiempo.

“V“ Vector: Es una cantidad dotada de magnitud y dirección. Velocidad: Razón de cambio del desplazamiento respecto al tiempo. Velocidad Nominal: Velocidad de entrada de una máquina. Vertical: Posición que se le da al sensor, que va en el sentido de la aceleración de la gravedad. Vibración: Es un movimiento oscilatorio. Vibración Aleatoria: Frecuencias que no cumplen con patrones especiales que se repiten.

OTROS TERMINOS 1X RPM : Frecuencia de la vibración que esta ocurriendo a la velocidad de giro, y esta expresada en

términos de ordenes de rotación 2X RPM : Frecuencia de la vibración que ocurre a dos ( 2 ) veces la velocidad de giro

3X RPM: Frecuencia de la vibración que ocurre a tres ( 3 ) veces la velocidad de giro


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INDICE MANUAL DE ANALISIS DE VIBRACIONES 1) DESBALANCEO

Pag

3

A) Desbalanceo Estático B) Desbalanceo de Par de Fuerzas C) Desbalanceo Dinamico

Pag Pag. Pag.

4 5 6

D) Desbalanceo de Rotor en Voladizo

Pag.

7

Dinámicamente Estáticamente Modelos para Balanceo

Pag. Pag. Pag.

8 9 9

2) ROTOR EXCENTRICO

Pag.

10

3) EJE DOBLADO

Pag.

11

Pag.

12

Pag.

13

Pag.

14

Pag. Pag. Pag. Pag.

14 17 19 20

5) RESONANCIA

Pag.

21

6) SOLTURA MECANICA

Pag

27

Pag. Pag. Pag.

27 29 31

Tipos de Desbalanceo

Forma de Balanceo

A) Medición de Fase Axial en cuatro puntos de apoyo chumacera De apoyo del eje B) Medición de Fase Radial en los extremos del apoyo 4) DESALINEACIÓN A) B) C) D)

Desalineación Angular Desalineación Paralela Desalineación de Rodamiento Inclinado sobre el eje Desalineación del Rodamiento entre chumaceras

A) Soltura Mecánica Tipo “ A “ B) Soltura Mecánica Tipo “ B “ C) Soltura Mecánica Tipo “ C “


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7) ROCE ( FRICCION ) DEL ROTOR

Pag.

33

8) VIBRACIONES EN COJINETES

Pag.

35

A) Por problemas de desgaste o juego Pag. B) Por Inestabilidad o giro de Aceite Pag C) Inestabilidad por latigazo de Aceite ( Giro por fricción o histéresis ) Pag.

35 38 41

9) RODAMIENTOS

Pag.

42

Frecuencias asociadas a fallas en rozamientos Pasos a seguir en el control y análisis de fallas en Rodamientos

Pag. Pag.

42 45

A) B) C) D) E)

Fallas en la Pista Interna ( BPFI ) Fallas en la Pista Externa ( BPFO Fallas en los Elementos de Rodadura ( BFS ) Fallas en la Jaula del Rodamiento ( FTF ) Sintomatología y Comportamiento en la evolución de daño de los Rodamientos. Zona “ A “ Zona “ B “ Zona “ C “ Zona “ D “

Pag. Pag. Pag. Pag. Pag.

46 46 47 48 48

F) G) H) I)

Evolución de daño en los rodamientos etapa 1 Evolución de daño en los rodamientos etapa 2 Evolución de daño en los rodamientos etapa 3 Evolución de daño en los rodamientos etapa 4

Pag. Pag. Pag Pag.

49 52 53 54

Modelo de Representación de Fallas en Rodamientos 1) Fallas Incipientes 2) Fallas Avanzadas

Pag.

55

Pag.

58

Resumen de Análisis de Fallas en Rodamientos

Pag.

60

Concepto de la Envolvente Pasos a Seguir en el análisis de la Envolvente Técnicas para Obtener la Envolvente de una señal Ventajas del Análisis de la Envolvente Conclusiones sobre problemas en Rodamientos

Pag. Pag. Pag. Pag. Pag

60 62 63 63 63


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ESPECTRUM LTDA


10) FUERZAS HIDRAULICAS Y AERODINAMICAS

Pag.

64

Pag. Pag. Pag.

64 66 66

Pag.

68

Pag. Pag. Pag. Pag. Pag. Pag. Pag. Pag.

68 68 70 71 73 75 77 78

Pag.

80

Pag. Pag. Pag. Pag. Pag. Pag. Pag.

80 82 82 83 84 85 86

13) MOTORES SINCRONICOS

Pag.

88

A) Espiras del Estator Flojas

Pag.

88

Pag.

89

Pag. Pag.

89 90

Pag.

90

Pag. Pag.

92 93

A) Paso de Alabe B) Turbulencia de Flujo C) Cavitacion Como Identificar la Cavitacion Como Solucionarla Presión de Vapor 11) ENGRANAJES A) B) C) D) E) F) G) H)

Espectro Normal Desgaste del Diente Carga del Diente Excentricidad del engranaje y juego entre los dientes ( Backlash) Desalineación del engranaje Diente Agrietado o Roto Problemas de Fase de ensamble de Engranajes Problemas de Casa de Diente

12) MOTORES DE INDUCCION “ AC “ A) Excentricidad del Estator B) Hierro Flojo en el Estator C) Laminas en Corto D) Rotor Excéntrico ( Entrehierro Variable ) E) Problemas del Rotor ( Barras Agrietadas ) F) Problemas de Fase ( Conector Flojo ) G) Pruebas para diferenciar entre problemas mecánicos y eléctricos

14) MOTORES Y CONTROLADORES DC A) Espectro Normal B) Arrollado de Armadura roto, Problemas de aterramiento o Falta de entonación del sistema C) Tarjeta de disparo defectuosa o fusible Quemado D) SCR Defectuosos, Tarjetas de Control en Corto Conexiones Flojas, o fusible Quemado E) Paso de Corriente a través de los rodamientos del motor DC


130

Manual Analisis Vibraciones Actualiz Oct 25 07k(Rev 1) (1)

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